Разработка кинематической структуры токарно-винторезного станка - Курсовая работа

Поэтому создатели новой техники должны использовать все достижения науки о станках, анализировать тенденции развития станкостроения, широко применять автоматизированные методы расчета и проектирования, владеть методологией, позволяющей принимать правильные решения для достижения поставленных целей, использовать накопленный опыт, оперативно применять справочные материалы и стандарты, находить оптимальные пути для обеспечения высших технических характеристик создаваемых моделей станков, и в первую очередь, из качества, надежности и производительности при наименьших затратах времени и рациональном использовании средств. Для первой группы передач: Для второй группы передач: Для третей группы передач: Сумма зубьев между валами должна увеличиваться в групповых передачах в кинематической цепи по мере движения в шпинделе: Из (1) и (12) уравнений: Из (2) и (8) уравнений: ; Допускаемые контактные напряжения ?HP, МПА определяются по формуле (4.3) з /8. с.51/ SHP=SHP?·KHL(4.3) деs HP - придел контактной выносливости, что отвечает базовому числу циклов смены напряжения МПА; Допускаемые контактные напряжения ?HP, МПА определяются по формуле (4.3) з /8. с.51/ SHP=SHP?·KHL4.3) де SHP - придел контактной выносливости, что отвечает базовому числу циклов смены напряжения МПА; Определяем силы в зацеплении: Определяем окружную силу в зацеплении Ft, Н по формулі: Ft=2T/dw, где Т - крутящий момент на шестерне, Н;В данном курсовом проекте был спроектирован, согласно заданию, токарный станок. А именно, была разработана структурная схема станка, кинематическая схема привода главного движения и расчет коробки скоростей, который включает в себя: - определение основных кинематических параметров; определение основных нагрузок, действующих в приводе; Конструирование узлов и деталей машин: Уч. пособие для машиностроительных спец. вузов. Расчет и проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техн. вузов, 3-е изд. перераб. и доп.

Металлорежущий станок и станочный модуль являются основой для построения современных технологических систем и производств, в том числе гибких. Трудно представить себе более разнообразные машины по размерам, конструктивному оформлению, техническим характеристикам и принципам действия, чем металлорежущие станки. При их создании используются все достижения машино- и приборостроения, электротехники и электроники, автоматики и информатики. Постоянный поиск новых решений для достижения прецизионности, производительности, надежности, экономичности и других требований потребителей приводит к частой смене моделей станков, к непрерывному появлению конкурирующих конструкций. Преимущество получает та фирма, которая обеспечивает более высокие технические характеристики и расширяет технологические возможности станка и станочной системы, дает гарантию сохранения показателей качества станка в течение всего периода эксплуатации и в возможно более короткий срок осуществляет выпуск новой работоспособной конструкции.

Поэтому создатели новой техники должны использовать все достижения науки о станках, анализировать тенденции развития станкостроения, широко применять автоматизированные методы расчета и проектирования, владеть методологией, позволяющей принимать правильные решения для достижения поставленных целей, использовать накопленный опыт, оперативно применять справочные материалы и стандарты, находить оптимальные пути для обеспечения высших технических характеристик создаваемых моделей станков, и в первую очередь, из качества, надежности и производительности при наименьших затратах времени и рациональном использовании средств.

Целью курсового проекта является разработка кинематической структуры токарно-винторезного станка.

1. Определение технических характеристик станка

1.1 Анализ задания, обзор конструкции станков и их технологических возможностей

Заданием курсового проекта является проектирование токарно-винторезного станка по следующим данным: - число скоростей привода

- структурная формула привода z = рев Ч 3 Ч 1 Ч 3;

- знаменатель ряда скоростей ? = 1,26;

- значения чисел оборотов

- число оборотов электродвигателя

- мощность электродвигателя

- параметры станка H Ч L = 250 Ч 1000 мм.

Станки токарной группы наиболее распространены в машиностроении и металлообработке по сравнению с металлорежущими станками других групп.

Токарно-винторезные станки предназначены для токарной обработки наружных и внутренних цилиндрических, конических, фасонных, торцевых поверхностей, а так же прорезание канавок, нарезания резьбы (метрические, дюймовые, модульные и питчевые) сверление. Обработка сравнительно небольших деталей из различных материалов как быстрорежущими, так и твердосплавными инструментами в условиях индивидуального и серийного производства.

1.2 Выбор базовой модели станка и ее анализ

В качестве базово модели токарного станка выбираем токарно-винторезный станок модели 1А616. Он является наиболее универсальным станком токарной группы.

Техническая характеристика станка 1А616 приведена в таблице 1.1

Таблица 1.1 Техническая характеристика станка

Высота центров, мм 165

Максимальное расстояние между центрами, мм 710

Наибольший диаметр обрабатываемой детали, мм над станиной над суппортом 320 180

Диаметр сквозного отверстия в шпинделе, мм 35

Число скоростей вращения шпинделя 21

Пределы чисел оборотов шпинделя в минуту 11-2240

Количество величин подач суппорта 22

Пределы величии продольных и поперечных подач суппорта в мм/об 0.03- 1.04

Типы нарезаемых резьб: метрическая, шаг в мм дюймовая, число ниток на 1” модульная, модуль в мм питчевая в питчах 0.5- 18 48- 2.5 0.25- 12 128- 4.5

Мощность главного электродвигателя, КВТ 4.5

Общий вид станка модели 1А616 представлен на рисунке 1.1

Основные узлы: А - гитара сменных колес;

Б - передняя бабка с переборным устройством, звеном увеличения шага и реверсивным механизмом;

В - фартук с механизмом подач;

Г - суппорт с быстродействующим четырехпозиционным резцедержателем;

Д - задняя бабка;

Е - станина;

Ж - встроенный шкаф с электрооборудованием;

3 - задняя тумба;

И - система охлаждения;

К - поддон для сбора охлаждающей жидкости й стружки;

Л - коробка скоростей;

М - передняя тумба, Н - коробка подач.

Рисунок 1.1

1.3 Определение и обоснование кинематической структуры станка

Кинематическая структура токарного станка класса Э22 представлена на рис 1.2.

Рисунок 1.2

Поверхность деталей создаются методом двойного следа. Для осуществления процесса резания необходимо иметь два движения формообразования: вращательное (главное движения резания) и прямолинейное (движение подачи).

Кинематическая группа движения (КГД) скорости резания Фv (В1): М1> 1> Р1> iv> 2>В1.

Внутренняя кинематическая связь (КС): вращательная пара между шпинделем и шпиндельной бабкой.

Внешняя КС: М1> 1> Р1> iv> 2.

Движение простое с замкнутой траекторией - настраивается по 2 параметрам: - скорость - органом настройки - iv;

- направление - механизмом реверсирования - Р1.

КГД продольной подачи Фs1 (П2): М1> 1> Р1> iv> 2> P2>is1> 3>переключатель> 4> реечная передача> П2.

Внутренняя КС: поступательная пара между суппортом и его направляющими.

Внешняя КС: М1> 1> Р1> iv> 2> P2>is1> 3>переключатель> 4> реечная передача.

Движение простое с незамкнутой траекторией - настраивается по 4 параметрам: - скорость - органом настройки - is1;

- направление - механизмом реверсирования - Р2.

- путь - L - при помощи упоров;

- исходное положение - H - при помощи упоров.

Кинематическая схема представлена на рисунке 1.2

Кинематическая структура винторезного станка класса М12 представлена на рисунке 1.3.

Рисунок 1.3

Винторезная структура токарного станка: КГД скорости резания

В1

Фv (В1П2): М1> 1> Р1> iv> 2>

Р2> ix> 3 >винтовая передача> П2

Внутренняя КС: В1> 2> Р2>ix> 3>t1>П2.

Внешняя КС: М1> 1> Р1> iv> 2.

Движение сложное с незамкнутой траекторией - настраивается по 5 параметрам: - скорость - iv;

- направление - P1;

- траектория - на шаг резьбы Тн звеном настройки ix, на направление резьбы реверсом Р2;

- путь - при помощи упоров;

- исходное положение - при помощи упоров.

2. Кинематический расчет привода главного движения

2.1 Определение основных кинематических параметров

Записуем значения чисел оборотов по нормали 2Н11-1:

Анализ и выбор структурной формулы

Структурную формулу выбираем с таких возможных вариантов: а) z=3x1x3;

б) z=1x3x3;

в) z=3x3x1;

г) z=3x3;

д) z=9x1;

е) z=1x9;

Выбираем вариант а) z=3х1х3.

2.2 Разработка кинематической схемы привода

Кинематическая схема представлена на рисунке 2.1

Привод главного движения (ПГД) включает: - односкоростной асинхронный электродвигатель М1;

- клиноременную передачу d - D;

- реверсивный механизм размещается в коробке скоростей. Реверсивный механизм базируется на применении электромагнитных муфт ЭМВ - для прямого и ЭМН - обратного хода;

- 9-ти скоростную коробку скоростей. Коробка скоростей состоит из двух множительных механизмов зубчатых колес , , , переключение осуществляется с помощью электромагнитных муфт ЭМ1, ЭМ2, ЭМ3, М4, ЭМ5, ЭМ6, а так же одну постоянную передачу .

- выходной вал - шпиндель.

Рисунок 2.1

2.3 Построение, анализ кинематических вариантов включения и выбор оптимального варианта

Построение (КВВ) кинематических вариантов включения (структурных сеток)

КВВ - это такой порядок переключения групповых передач, который позволяет, последовательно получить ряд чисел оборотов на шпинделе (рисунок 2.2).

В зависимости от варианта КВВ, у нас будут получаться различные габариты привода.

Количество КВВ определяется по формуле: , где K - число групповых передач, для нашего случая K=2

Каждая группа передач может быть основной; первой множительной; второй множительной и т.д.

Таким образом для нашего случая получаем: а) б)

Рисунок 2.2

Анализ кинематических вариантов включения и выбор оптимального варианта

Вариант а)

Rгр p’1= 2=1,262<8;

Rгр p’O= 0=1,260<8;

Rгр p’2= 4=1,266<8;

Вариант б)

Rгр p’2= 4=1,266<8;

Rгр p’O= 0=1,260<8;

Rгр p’1= 2=1,262<8.

Рассмотрим второй принцип. По второму принципу оптимальным КВВ будет тот, который имеет суммарный диапазон регулирования на валах наименьший.

Рассмотрим все варианты и выберем тот который имеет наименьший диапазон. Следовательно, по этому принципу оптимальным КВВ будет вариант который будет использоваться для дальнейшего кинематического расчета.

2.4 Построение графика чисел оборотов

График чисел оборотов (рисунок 2.3) можно построить если известно следующее: 1) полная кинематическая схема привода;

2) оптимальный КВВ;

3) значения чисел оборотов электродвигателя;

4) значения оборотов на шпинделе;

5) значение знаменателя ряда скоростей.

Рисунок 2.3

2.5 Определение чисел зубьев зубчатых колес и диметров шкивов привода, а так же параметров других кинематических элементов

Первая группа уравнений записывается исходя из фактических значений передаточных отношений:

Вторая группа уравнений записывается исходя из условия параллельности осей, т.е. постоянного межцентрового расстояния двух соседних валов:

8) ;

9) ;

10) ;

11) .

Третья группа уравнений записывается исходя из конструктивных соображений. Задаемся значениями шестеренок каждой групповой передачи: 12)

13)

14)

Решая систему линейных однородных уравнений определяем значение - округляя до целых значений.

Для первой группы передач: Для второй группы передач: Для третей группы передач: Сумма зубьев между валами должна увеличиваться в групповых передачах в кинематической цепи по мере движения в шпинделе:

Из (1) и (12) уравнений:

Из (2) и (8) уравнений:

;

Остальные количества зубьев зубчатых передач рассчитываются аналогично.

Результаты приведены в таблице 2.5

Таблица 2.5

24 48 28 44 32 40 46 46 25 63 39 50 54 35 32 50

2.6 Оценка точности кинематического расчета

При расчете чисел зубьев выполнялось округление до целых значений чисел зубьев, поэтому фактические значения расчетных частот вращения шпинделя будут отличаться от заданных соответствующих нормали 2Н11-1. Записываем значения чисел оборотов исходя из уравнений кинематического баланса.

;

где С - количество оборотов в минуту на ведомому шкиву ременной передачи;

d, D - диаметры шкивов;

? - коэффициент проскальзывания ремней 0,4.

;

;

;

;

;

;

;

;

.

Определяем погрешность расчета частоты вращения шпинделя.

Отклонения расчетного значения от стандартного должно быть не больше , т.е. у нашем случае: .

Определяем отклонения каждого расчетного значения : та порівняймо з допустимим :

;

;

;

;

;

По результатам проверки видно, что кинематический расчет привода главного движения сделан правильно.

3. Прочностной расчет деталей и механизмов привода главного движения

3.1 Определения основных напряжений, что действуют в приводе

Диапазон регулирования на валах: RВIО=j0=1;

RВI=j0=1;

RВIІ=j0=1;

RВIII=j2=1,58

RВIV=j2=1,262=1,58;

RВV=j8=1,268=6,35;

Расчетные значения чисел оборотов на валах: NВIО=1445 об/мин;

NВI=1000 об/мин;

NВIІ=630 об/мин;

NВIІІ=315 об/мин;

NВIV=315 об/мин;

NВV= 125 об/мин;

Считаем мощность, которую передает каждый вал: Nел.дв=5.5 КВТ;

NI=Nел.дв·hp.п·hпп·hm=5,5·0,95·0,99·0,99=5,12 КВТ;

NII=NI·hз.п·hпп=5,12·0,97·0,99=4,92 КВТ;

NIII=NII·hз.п·hпп=4,92·0,97·0,99=4,72 КВТ;

NIV=NIII·hз.п·hпп=4,72·0,97·0,99=4,53 КВТ;

NV=NIV·hз.п·hпп=4,53·0,97·0,99=4,35 КВТ,

Считаем крутящий момент на валах: ;

;

;

;

;

;

3.2 Проектировочный расчет валов

DIO=32 мм;

;

У соответствии с ГОСТ 6636-69 принимаем DВІ=30 мм.

;

У соответствии с ГОСТ 6636-69 принимаем DВІІ=40 мм.

;

У соответствии с ГОСТ 6636-69 принимаем DВІІІ=45 мм.

;

У соответствии с ГОСТ 6636-69 принимаем DВІV=45 мм.

;

У соответствии с ГОСТ 6636-69 принимаем DВVІ=50 мм.

3.3 Проектировочный расчет зубчатых передач

Определения геометрических параметров зубчатой передачи

Для выбора шестерни и колеса выбираем материал - Сталь 40ХН. Термическая обработка - закалка с.в.ч., 45HRC.

Оцениваем эквивалентные сроки службы передачи для расчета на усталость при изгибе. Суммарный срок службы передачи: t=5·24·365·кдоб·кріч.·кроб. = 5·365·24·0.33·0.7·0.15=1517.7 часов.

Придел контактной выносливости, что отвечает базовому числу циклов изменений напряжений, HP=17HRC 200=17·55 200=1135 МПА.

Эквивалентное (суммарное) число циклов напряжений NHE определяются по формуле

NHE=60·t·n, где t - суммарный срок службы передачи, часов;

n - частота вращения ведущего зубчатого колеса, об/мин.

NHE=60·1517.7·48,9=0,4·107.

Коэффициент долговечности KHL определяется по формуле

, где NH0 - базовое число циклов изменений напряжений;

NHL - эквивалентное число циклов изменений напряжений.

Допускаемые контактные напряжения ?HP, МПА определяются по формуле (4.3) з /8. с.51/ SHP=SHP?·KHL(4.3) деs HP - придел контактной выносливости, что отвечает базовому числу циклов смены напряжения МПА;

KHL - коэффициент долговечности.

SHP=1135·1,76=1430 МПА.

Расчетный начальный диаметр шестерни dw, мм определяют по формуле (4.4) з /8. с.52/

,(4.4) де Kd - вспомогательный коэффициент;

Т1 - номинальный крутящий момент на шестерне, Н·м;

KH? - коэффициент, что учитывает розпределение напряжения по ширине винца;

u - передаточное число;

bd - коэффициент ширины зубчатого винца;

HP - допустимые контактные напряжения, МПА.

Номинальный крутящий момент на шестерне: Т=74,5 Н?м. Коэффициент ширины зубчатого винца ?bd = 0,2.

Модуль зацепления m, мм определяют по формуле (4.5) з /4. с.76/

, (4.5) где dw - начальный диаметр шестерни;

z - число зубьев шестерни. мм.

Полученный модуль округляем до стандартного значения m=2 мм. По стандартном модулю пересчитываем начальный диаметр. dw=2·32=64 мм.

Определения геометрических параметров зубчатой передачи

Для выбора шестерни и колеса выбираем материал - Сталь 40ХН. Термическая обработка - закалка с.в.ч., 55HRC.

Оцениваем эквивалентные сроки службы передачи для расчета на усталость при изгибе. Суммарный срок службы передачи: t?=5·24·365·кдоб·кріч.·кроб. = 5·365·24·0.33·0.7·0.15=1517.7 часов.

Придел контактной выносливости, что отвечает базовому числу циклов изменений напряжений, HP=17HRC 200=17·55 200=1135 МПА.

Эквивалентное (суммарное) число циклов напряжений NHE определяются по формуле

NHE=60·t?·n, где t? - суммарный срок службы передачи, часов;

n - частота вращения ведущего зубчатого колеса, об/мин.

NHE=60·1517.7·74,58=0,6·107.

Коэффициент долговечности KHL определяется по формуле

, где NH0 - базовое число циклов изменений напряжений;

NHL - эквивалентное число циклов изменений напряжений.

Допускаемые контактные напряжения ?HP, МПА определяются по формуле (4.3) з /8. с.51/ SHP=SHP?·KHL4.3) де SHP - придел контактной выносливости, что отвечает базовому числу циклов смены напряжения МПА;

KHL - коэффициент долговечности.

SHP=1135·1,64=1430 МПА.

Расчетный начальный диаметр шестерни dw, мм определяют по формуле (4.4) з /8. с.52/

,(4.4) де Kd - вспомогательный коэффициент;

Т1 - номинальный крутящий момент на шестерне, Н·м;

KH? - коэффициент, что учитывает распределение напряжения по ширине винца;

u - передаточное число;

sbd - коэффициент ширины зубчатого винца;

SHP - допустимые контактные напряжения, МПА.

Номинальный крутящий момент на шестерне: Т=74,5 Н?м. Коэффициент ширины зубчатого винца ?bd = 0,2.

Модуль зацепления m, мм определяют по формуле (4.5) з /4. с.76/

, (4.5) где dw - начальный диаметр шестерни;

z - число зубьев шестерни. мм.

Полученный модуль округляем до стандартного значения m=2,5 мм. По стандартном модулю пересчитываем начальный диаметр. dw=2,5·24=60 мм.

Определения геометрических параметров зубчатой передачи

Для выбора шестерни и колеса выбираем материал - Сталь 40ХН. Термическая обработка - закалка с.в.ч., 45HRC.

Оцениваем эквивалентные сроки службы передачи для расчета на усталость при изгибе. Суммарный срок службы передачи: t?=5·24·365·куст·кгод.·краб. = 5·365·24·0.33·0.7·0.15=1517.7 часов.

Придел контактной выносливости, что отвечает базовому числу циклов изменений напряжений, SHP=17HRC 200=17·55 200=1135 МПА.

Эквивалентное (суммарное) число циклов напряжений NHE определяются по формуле

NHE=60·t?·n, где t? - суммарный срок службы передачи, часов;

n - частота вращения ведущего зубчатого колеса, об/мин.

NHE=60·1517.7·315=2,87·107.

Коэффициент долговечности KHL определяется по формуле

, где NH0 - базовое число циклов изменений напряжений;

NHL - эквивалентное число циклов изменений напряжений.

Допускаемые контактные напряжения ?HP, МПА определяются по формуле (4.3) з /8. с.51/ SHP=SHP?·KHL(4.3) де SHP - придел контактной выносливости, что отвечает базовому числу циклов смены напряжения МПА;

KHL - коэффициент долговечности.

SHP=1135·1,26=1430 МПА.

Расчетный начальный диаметр шестерни dw, мм определяют по формуле (4.4) з /8. с.52/

,(4.4) де Kd - вспомогательный коэффициент;

Т1 - номинальный крутящий момент на шестерне, Н·м;

KH? - коэффициент, что учитывает распределение напряжения по ширине винца;

u - передаточное число;

sbd - коэффициент ширины зубчатого винца;

SHP - допустимые контактные напряжения, МПА.

Номинальный крутящий момент на шестерне: Т=143,09 Н?м. Коэффициент ширины зубчатого винца ?bd = 0,2.

Модуль зацепления m, мм определяют по формуле (4.5) з /4. с.76/

, (4.5) где dw - начальный диаметр шестерни;

z - число зубьев шестерни. мм.

Полученный модуль округляем до стандартного значения m=2,5 мм. По стандартном модулю пересчитываем начальный диаметр. dw=2,5·46=115 мм.

Определения геометрических параметров зубчатой передачи

Для выбора шестерни и колеса выбираем материал - Сталь 40ХН. Термическая обработка - закалка с.в.ч, 45HRC.

Оцениваем эквивалентные сроки службы передачи для расчета на усталость при изгибе. Суммарный срок службы передачи: t?=5·24·365·КДОН·кгод.·краб. = 5·365·24·0.33·0.7·0.15=1517.7 часов.

Придел контактной выносливости, что отвечает базовому числу циклов изменений напряжений, SHP=17HRC 200=17·45 200=1135 МПА.

Эквивалентное (суммарное) число циклов напряжений NHE определяются по формуле

NHE=60·t·n, где t - суммарный срок службы передачи, часов;

n - частота вращения ведущего зубчатого колеса, об/мин.

NHE=60·1517.7·315=2,87·107.

Коэффициент долговечности KHL определяется по формуле

, где NH0 - базовое число циклов изменений напряжений;

NHL - эквивалентное число циклов изменений напряжений.

Допускаемые контактные напряжения ?HP, МПА определяются по формуле (4.3) з /8. с.51/ SHP=SHP?·KHL(4.3) де SHP - придел контактной выносливости, что отвечает базовому числу циклов смены напряжения МПА;

KHL - коэффициент долговечности.

SHP=1135·1,26=1430 МПА.

Расчетный начальный диаметр шестерни dw, мм определяют по формуле (4.4) з /8. с.52/

,(4.4) де Kd - вспомогательный коэффициент;

Т1 - номинальный крутящий момент на шестерне, Н·м;

KH - коэффициент, что учитывает распределение напряжения по ширине винца;

u - передаточное число;

sbd - коэффициент ширины зубчатого винца;

SHP - допустимые контактные напряжения, МПА.

Номинальный крутящий момент на шестерне: Т=137,33 Н?м. Коэффициент ширины зубчатого винца ?bd = 0,2.

Модуль зацепления m, мм определяют по формуле (4.5) з /4. с.76/

, (4.5) где dw - начальный диаметр шестерни;

z - число зубьев шестерни. мм.

Полученный модуль округляем до стандартного значения m=2,5 мм. По стандартном модулю пересчитываем начальный диаметр. dw=2,5·25=62,5 мм.

Определение размеров зубчатых колес

Для примера рассчитаем параметры зубчатого колеса z1, для которого z=24, m=2,5 мм.

Делительный диаметр колеса

Диаметр окружности вершин колеса

Диаметр окружности впадин колеса

Ширина колеса

Остальные зубчатые колеса рассчитываются аналогично.

Расчеты сводим к таблице 3.1

Таблица 3.1 - параметры зубчатых колес

Обозначения зубчатых колес da, мм df, мм dw, мм bw, мм aw, мм m

Z1 65 53,75 60 20 90 2,5

Z2 125 113,75 120 20 90 2,5

Z3 75 63,75 70 20 90 2,5

Z4 115 103,75 110 20 90 2,5

Z5 85 73,75 80 20 90 2,5

Z6 105 93,75 100 20 90 2,5

Z7 96 87 92 16 92 2

Z8 96 87 92 16 92 2

Z9 67,5 56,25 62,5 20 110 2,5

Z10 162,5 151,25 157,5 20 110 2,5

Z11 102,5 91,25 97,5 20 110 2,5

Z12 130 118,75 125 20 110 2,5

Z13 140 128,75 135 20 110 2,5

Z14 92,5 81,25 87,5 20 110 2,5

ZA 68 59 64 16 82 2

ZB 104 95 100 16 82 2

3.4 Проверочный расчет зубчатых передач

Контактные напряжения Hs, МПА рассчитываем по формуле (21) [8, с.53] : , (21) где ZH - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев, ZH=1,76;

Zm - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес,Zm=275;

Z? - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;

?HT - удельная расчетная окружная сила, Н·мм;

u - передаточное число;

dw - начальный диаметр шестерни, мм.

Коэффициент Z? определяем по формуле (22) [8, с.54]: ,, (22) де ?? - коэффициент торцового перекрытия.

Коэффициент торцового перекрытия ?? определяем по формуле (23) [8, с.54]: , (23) где z1, z2 - число зубьев колес;

? - угол наклона зубьев, °.

Удельная расчетная окружная сила ?HT, Н·мм определяем по формуле (24) [8, с.54]: , (24) где Ft - исходная расчетная окружная сила, Н;

b?i - ширина зубчатого венца, мм;

КН? - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, КН?=1;

КН? - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, KH?=1;

KHV - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении.

Исходную расчетную окружную силу Ft , Н определяем по формуле (25) [4, с.172]: , (25) где Ткр - крутящий момент на шестерне, Н·м;

dw - начальный диаметр шестерни, мм.

Коэффициент KHV определяется в зависимости от окружной скорости V. Окружная скорость V, м / с определяется по формуле (26) [4, с.72]: , (26) где N - мощность на валу, КВТ;

n - частота вращения вала, об / мин.

Проверяем передачу z1-z2.

Коэффициент торцового перекрытия: .

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий: .

Окружная скорость: .

KHV=1,08.

Исходная расчетная окружная сила:

.

Ширина зубчатого венца: bw=20 мм.

Удельная расчетная окружная сила: .

Контактные напряжения : Проверяем передачу z7-z8.

Коэффициент торцового перекрытия: .

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий: .

Окружная скорость: .

KHV=1,04.

Исходная расчетная окружная сила: .

Ширина зубчатого венца: bw=16 мм.

Удельная расчетная окружная сила: .

Контактные напряжения : Проверяем передачу z9-z10.

Коэффициент торцового перекрытия: .

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий: .

Окружная скорость: .

KHV=1,04.

Исходная расчетная окружная сила: .

Ширина зубчатого венца: bw=20 мм.

Удельная расчетная окружная сила: .

Контактные напряжения :

3.5 Уточненный расчет вала привода

Определяем главную составляющую силы резания Pz, H для наиболее нагруженного режима обработки по формеле: , где Nрез - мощность, что расходуется на резание металлу, Вт;

V - скорость резания, м/с.

.

PY=0,4·PZ=4350Н

РХ=0,25·PZ=0,25·7500=1875 H.

Определяем силы в зацеплении: Определяем окружную силу в зацеплении Ft, Н по формулі: Ft=2T/dw, где Т - крутящий момент на шестерне, Н;

dw - начальный диаметр шестерни, м.

Ft=(2·338)/0,157=4305 H.

Определяем радиальную силу в зацеплении Fr, Н по формуле: Fr=Ft·tg ?w, где Ft - окружная сила в зацеплении, Н;

?w - угол зацепления, °.

Fr=4305·tg 20°=1566,89 H.

Определяем реакции в опорах и строим епюры изгибающих и крутящих моментов.

Определяем реакции в опорах в горизонтальной плоскости: ?МA=0; -Ft·а RBГОР·(a b) PY·(a b c)=0.

RBГОР=(Ft·а-РУ·(а b с))/(а b)=(4305·0,05-4350·0,607)/0,517=- 4277,24 H.

?МB=0; -RAГОР·(а b) Ft·b РУ·с=0.

RAГОР=(Ft·b РУ·с)/(а b)=(4305·0,467 4350·0,09)/0,517=4236,21 H.

Проверка: 4236,21-4305-4277,24 4350=0.

Определяем реакции в опорах у вертикальной плоскости: ?МA=0; -Fr·а RBВЕРТ·(a b) PZ·(a b c)=0.

RBВЕРТ=(Fr·a-PZ·(a b с))/(а b)=( 1566,89 ·0,05-7250·0,607)/0,517=-8377,55 H.

Знак “-“ показывает, что направление RBВЕРТ противоположное.

?МB=0; -RAВЕРТ·(а b) Fr·b PZ·c=0.

RAВЕРТ=(Fr·b PZ·с)/(а b)=( 1566,89 ·0,467 7250·0,09)/0,517=2677,44 H.

Проверка: 2677,44 -1566,89 -8377,55 7250=0.

Определяем изгибающий момент в горизонтальной плоскости

Миз гор(С)=RAГОР·а=4236,21 ·0,05=211,8105 Н·м;

Миз гор(В)=РУ·с=4350·0,09=391,5 Н·м.

Визначаємо згинальні моменти в вертикальній площині

Миз верт(С)=RAВЕРТ·а=2677,44 ·0,05=133,872 Н·м;

Миз верт(В)=PZ·с=7250·0,09=652,5 Н·м.

Определяем суммарный изгибающий момент Миз, Н·м по формуле (4.15)

,(4.15) где Миз гор - изгибающий момент у горизонтальной плоскости, Н·м;

де Миз верт - изгибающий момент у вертикальной плоскости, Н·м.

.

.

Крутящий момент Мкр, Н·м определяется по формуле (4.16)

, (4.16) где Ft - окружная сила в зацеплении, Н;

dw - начальный диаметр колеса, м.

.

Проверяем запас прочности по границе устойчивости в сечении І-І.

Полярный момент опоры Wp, м3 для трубчатого круглого сечения определяется по формуле (4.17) з /9. с.209/

,(4.17) где D - наружный диаметр шпинделя, м;

? - коэффициент.

Эпюра моментов представлена на рисунке 3.1.

Коэффициент ? определяется по формуле (4.18) з /9. с.251/

,(4.18)

где d - внутренний диаметр шпинделя, м;

D - наружный диаметр шпинделя, м.

.

.

Напряжение кручения ?, Па определяются по формуле (4.19) з /9. с.209/

,(4.19) где Мкр - крутящий момент, Н·м;

WP - полярный момент в опоре, м3.

.

Осевой момент опоры Wзг, м3 для трубчатого круглого сечения определяется по формуле (4.20) з /9. с.251/

,(4.20) где D - наружный диаметр шпинделя, м. ? - коэффициент.

.

Напряжение изгиба ?из определяется по формуле (4.21) з /9. с.249/

,(4.21) где Миз - изгибающий момент, Н·м;

WP - осевой момент опоры, м3.

.

Запас прочности опоры усталости изгибу S? определяется по формуле (4.22) з /3. с.299/

,(4.22) где ?-1 - придел выносливости, МПА;

?из - напряжение изгибу, МПА;

Kd - масштабный фактор;

KF - фактор шероховатости поверхности;

К? - эффективный коэффициент концентрации напряжений при изгибе;

?? - коэффициент, что корректирует влияние постоянной цикла напряжения на опоры;

?m - постоянная.

Предел выносливости ?-1=0,4·?В=0,4·750=300 МПА.

Коэффициенты К?=K?=1, Kd=0,65, KF=1.

.

Запас прочности при кручении S? определяется по формуле (4.23) з /3. с.299/

,(4.23) где ?-1 - предел выносливости, МПА;

?а - амплитуда изменчивых циклов напряжений, МПА;

?m - постоянная, МПА;

Kd - масштабный фактор;

KF - фактор шероховатости поверхности;

Kz - эффективный коэффициент концентрации напряжений при кручении;

?z- коэффициент, что корректирует влияние постоянной цикла напряжений.

Предел выносливости ?-1=0,2·?В=0,2·750=150 МПА. ?m=?а=0,5·5,2=2,6 МПА.

.

Запас прочности S определяется по формуле (4.24) з /3. с.299/

,(4.24) где S?- запас прочности при изгибе, МПА;

S?- запас прочности при кручении, МПА.

.

Проверка жесткости вала.

Момент инерции J, мм4 определяется по формуле (4.25) з /9. с.291/

,(4.25) где D - наружный диаметр шпинделя, мм;

? - коэффициент.

.

Прогиб в, мм определяется по формуле (4.26) з /3. с.303/

,(4.26) где F - сила в зацеплении, Н;

Р - сила резания, Н;

Е - модуль прочности , МПА;

J - момент инерции, мм4;

l - расстояние между опорами, мм;

а, b - расстояние между силой в зацеплении и опорою, мм;

c - расстояние между опорою и силой резания, мм.

Прогиб в горизонтальной плоскости

Прогиб в вертикальной плоскости

Суммарный прогиб в, мм определяется по формуле (4.27) з /3. с.307/

,(4.27) где угор - прогиб в горизонтальной плоскости, мм;

уверт - прогиб в вертикальной плоскости, мм.

Угол поворота ? , рад определяется по формуле (4.28) з /3. с.303/

(4.28) где F - сила в зацеплении, Н;

Р - сила резания, Н;

Е - модуль прочности , МПА;

J - момент инерции, мм4;

l - расстояние между опорами, мм;

а, b - расстояние между силой в зацеплении и опорою, мм;

c - расстояние между опорою и силой резания, мм.

Угол поворота в горизонтальной плоскости

Угол поворота в вертикальной плоскости

Суммарний угол поворота ? , рад определятся по формуле (4.29) з /3. с.307/

,(4.29) где ? гор - угол поворота в горизонтальной плоскости , рад;

? верт - угол поворота в вертикальной плоскости, рад.

Рисунок 3.1

3.6 Расчет шпоночных соединений

В большинстве случаев для крепления колес и муфт на валах используются ненапряженные призматические шпонки. Шпонки, что крепят колеса выбирают по ГОСТ 10748-79 и по СТ РЭВ 189-75.

Наиболее часто используются шпонки с закругленными торцами (исполнение А)

Рис. 3.1 Шпоночное соединение

Наиболее опасной деформацией для шпонок и пазов есть смятие для крутящего момента Мі, (Н·мм). Расчет на смятие исполняется по следующей формуле:

где - напряжение смятия, ;

М - момент, что крутит, на этом валу, ;

- диаметр вала, ;

- высота шпонки, ;

- глубина шпонкового паза, ;

- робочая длина шпонки, .

, где - длина шпонки (общая);

- ширина шпонки .

В общем машиностроении напряжения, что действуют, на смятие принимают равными: - при среднему режиме работы

;

- при статистических перегружениях

.

Материал шпонок это Ст. 6, стали 45, 50.

Нулевой вал:

Второй вал:

Третий вал:

Четвертый вал:

Пятый вал:

- допускаемое напряжение на срез, зависящее от материала соединительных элементов и условий работы конструкции.

В машиностроении при расчете штифтов, болтов, шпонок и т. п. принимают: , где - предел текучести материала.

Придел текучести для стали 40Х равен 300 МПА. Значит: Проверочный расчет шпонки на срез определяется по формуле: ?сp = 2Мкр / dbl ? [?]сp МПА, где Мкр - крутящий момент, передаваемый соединением, в Нм;

b - ширина поперечного сечения шпонки в мм;

d - диаметр вала в мм;

l - длинна шпонки, в мм.

Пятый вал:

3.7 Расчет клиноременной передачи

В приводе главного движения станка применяются две клиноременные передачи. Для примера рассчитаем первую передачу.

Частота вращения меньшего шкива

Определяем сечение ремня - А.

Крутящий момент

Диаметр меньшего шкива

Полученное значение диаметра округляем по ГОСТ 17383-73 до ближайшего стандартного. .

Диаметр большего шкива

Полученное значение округляем по ГОСТ 17383-73 до ближайшего значения. .

Уточненное передаточное отношение

Межосевое расстояние, в интервале где - толщина клинового ремня, мм.

Длина ремня

Полученное значение округляем до ближайшего стандартного.

.

Уточненное межосевое расстояние

Угол обхвата ремнем меньшего шкива

Число ремней где - коэффициент режима работы;

- мощность, допускаемая для передачи одним ремнем, КВТ;

- коэффициент, учитывающий влияние длины ремня;

- коэффициент угла обхвата;

- коэффициент, учитывающий число ремней в передаче.

Натяжение ветви ремня где - окружная скорость ремня, м/с;

- коэффициент, учитывающий центробежную силу,

Сила, действующая на вал

3.8 Выбор муфт привода

В приводе главного движения используются электромагнитные муфты с контактным токоподводом (рис 3.4). В муфтах данного типа фрикционные диски расположены между корпусом муфты и якорем и составляют часть ее магнитопровода. Намагничивающий пакет фрикционных дисков снижается магнитными силами, непосредственно воздействующими на диски.

Рисунок 3.4

В данных муфтах катушка для намагничивания неподвижна. Муфты могут иметь отверстие для посадки на вал на шпонке, а также на шлицах, с центрированием как по наружному, так и по внутреннему диаметру. Они предназначены для работы в условиях, обеспечивающих смазку их минеральным маслом(вязкостью не более 23 сст при 50°С; типа индустриальное 20).

Пакет дисков состоит из набора внутренних и наружных дисков. Внутренние диски связаны эвольвентным шлицевым соединением с втулкой на валу, наружные находятся в зацеплении с поводком. Наружные диски имеют так называемую «синусную» (волнистую) форму, что обеспечивает разъединение дисков при включении муфты. Форма дисков и их малая толщина обеспечивают большое магнитное сопротивление в радиальном направлении. Радиальные прорези придают дискам эластичность.

Муфты для привода главного движения выбираем в соответствии с ГОСТ 21573-76 в зависимости от передаваемого динамического крутящего момента в большую сторону.

На вал с крутящим моментом 48,9 Н м принимаем муфту с обозначением №8, с такими основными параметрами: Тдин.=40 Н м;

D=110 мм;

L=42 мм.

На вал с крутящим моментом 74,58 Н м принимаем муфту с обозначением №9, с такими основными параметрами: Тдин.=63 Н м;

D=120 мм;

L=45 мм;

D5=110 мм;

На вал с крутящим моментом 132,33 Н м принимаем муфту с обозначением №8, с такими основными параметрами: Тдин.=100 Н м;

D=110 мм;

L=42 мм.

3.9 Подбор подшипников качения

Подберем подшипники для уже рассчитанного ранее вала. Из расчетов следует, что наибольшая реакция наблюдается при включении передачи z9 - z10 в опоре А, . Расчеты по выбору подшипника будем вести для этой опоры.

Требуемая динамическая грузоподъемность где - желательная долговечность, ч.

металлорежущий станок привод зубчатый где - коэффициент вращения;

- коэффициент безопасности;

- температурный коэффициент.

По известному диаметру посадочной поверхности (рассчитан ранее, d=45 мм) и требуемой динамической грузоподъемности подбираем подшипник 36209, для которого С0=25100 Н. Условие Стр < С0 выполняется.

Остальные подшипники рассчитываются аналогично.

4. Описание основных систем станка

4.1 Система управления

Разработанная схема коробки скоростей с электромагнитными муфтами позволяет управлять приводом главного движения в автоматическом режиме. Управление осуществляется командоаппаратом и электросхемой, которые обеспечивают возможность включения любой ступени частот вращения шпинделя поворотом рукоятки управления.

На рисунке 4.1 показан командоаппарат с установленными на барабане кулачками, воздействующими на систему конечных выключателей ВК1 - ВК6, каждый из которых воздействует через электросхему управления на свою электромагнитную муфту ЭМ1 - ЭМ6.

Рисунок 4.1

Положение кулачков определяется принятым порядком переключения шестерен коробки скоростей. Это положение кулачков показано на развертке барабана (см. рисунок 4.1) для каждой ступени скоростей, порядок включения которых определяется графиком частот вращения шпинделя (см. рисунок 2.1).

На рисунке 4.2 представлена электросхема управления коробкой скоростей. Управление осуществляется следующим образом.

Для включения прямого вращения шпинделя служит кнопка Кн2-В, а для обратного (реверса) - кнопка Кн3-Н, расположенная на пульте управления. При нажатии одной из них, например Кн2-В, включается цепь питания реле Рв и контактора К1. При этом реле Рв своими нормально открытыми контактами Рв шунтирует кнопку Кн2-В, включает электромагнитную муфту 9МВ, обеспечивающую кинематическое замыкание цепи прямого вращения шпинделя. Одновременно с этим контактор К1 своими нормально открытыми контактами 1К1, 1К2, 1К3 включает цепь питания электродвигателя М привода главного движения.

Заданная частота вращения шпинделя обеспечивается комбинацией включения электромагнитных муфт ЭМ1 - ЭМ6: n1 - включает муфты ЭМ1 и ЭМ4 n2 - включает муфты ЭМ2 и ЭМ4 n3 - включает муфты ЭМ3 и ЭМ4 n4 - включает муфты ЭМ1 и ЭМ5 n5 - включает муфты ЭМ2 и ЭМ5 n6 - включает муфты ЭМ3 и ЭМ5 n7 - включает муфты ЭМ1 и ЭМ6 n8 - включает муфты ЭМ2 и ЭМ6 n9 - включает муфты ЭМ3 и ЭМ6

Обеспечение включения соответствующих электромагнитных муфт возлагается на соответствующие реле Р1, Р2, Р3, Р4, Р5, Р6 управление которыми осуществляется конечными выключателями ВК1-ВК6.

Рисунок 4.2

В электросхеме предусмотрены блокировки, исключающие случайные включения цепей управления коробки скоростей, несоответствующих заданным режимам работы. С этой целью управления электромагнитными муфтами включены нормально закрытые контакты соответствующих реле.

Питание схемы управления осуществляется от силовой цепи через соответствующие предохранители ПР и понижающий трансформатор ТР.

Для отключения всей схемы управления служит кнопка С (стоп).

4.2 Система смазки коробки скоростей

Система смазки состоит из централизованной смазки от насоса и ручной. Масляный насос получает привод от вала коробки скоростей. К местам смазки масло подается через распределительную колодку установленную на корпусе коробки скоростей. От колодки масло поступает на смазку деталей коробки скоростей внутрь валов. Из валов через отверстия масло подводится к электромагнитным муфтам. На верхней части коробки установлен маслораспределитель. От маслораспределителя масло поступает в подшипники гильзы и распределительные колодки. От колодок посредством трубопроводов смазываются механизмы станины, коробки подач и механизм шпинделя. Отработанное масло сливается обратно в масляную ванну. Следует особо обратить внимание на смазку электромагнитных муфт. Электромагнитные муфты следует обеспечивать постоянной смазкой, которая поступает на фрикционные диски. Долговечность муфт в значительной мере зависит от правильного выбора системы подачи смазки и выбора масла. Правильно подобранная смазка уменьшает износ дисков электромагнитных муфт, снижает потери на трение, предупреждает коррозию и т.д. используется смазочное масло марки «Индустриальное 20» ГОСТ 1707-92.

4.3 Система охлаждения зоны резания и отвода стружки

Охлаждая - смазывающая жидкость подается под давлением с направлением струи в зону резания. Система, используемая в станке для подачи СОЖ , включают следующие элементы: ? насос для подачи жидкости под давлением мощностью N = 0,12 КВТ центробежного типа;

? трубопроводы и арматура для подачи жидкости в зону резания, наконечник формирует и регулирует струю СОЖ;

? фильтр( его применяют для очистки жидкос

В данном курсовом проекте был спроектирован, согласно заданию, токарный станок. А именно, была разработана структурная схема станка, кинематическая схема привода главного движения и расчет коробки скоростей, который включает в себя: - определение основных кинематических параметров;

- определение передаточных отношений кинематических передач привода;

- определение количества зубцов зубчатых колес;

- определение основных нагрузок, действующих в приводе;

- проектный расчет валов;

- расчет геометрических параметров зубчатых передач;

- проверочный расчет зубчатых передач;

- уточняющий расчет шпинделя и вала;

- расчет шпоночных соединений.

Список источников информации

1 Детали машин: Атлас конструкций: Уч. пособие для машиностроительных вузов. Под ред. Решетова Д.Н. - 4-е изд., перераб. и доп.- М.: Машиностроение, 1979. - 367 с.

2 Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Уч. пособие для машиностроительных спец. вузов. 4-е изд., перераб. и доп. - М: Высшая школа, 1985. - 416 с.

3 Иванов М.Н. Детали машин: Учеб. Для студентов высш. техн. учеб. заведений. - 5-е изд., перераб. М.: Высшая школа, 1991 -383 с.

4 Киркач Н.Ф., Баласанян Р.А. Расчет и проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техн. вузов, 3-е изд. перераб. и доп. - Х: Основа, 1991 -267с.

5 Металлорежущие станки. Под ред. Ачеркана Н.С. 2-е изд. - М.: Машиностроение, 1965.

6 Примерный расчет токарно-винторезного станка. Руководство к курсовому проектированию для студентов ХПИ им. В.И. Ленина. Королев Ф.К., ТИМОФЕЕВЮ.В. - Х. 1966 -98 с.

7 Проников А.С. Расчет и конструирование металлорежущих станков. 2-е изд. - М.: Высшая школа, 1968 - 431 с.

8 Расчет и проектирование деталей машин: Учеб. пособие для вузов. Под ред. Столбина Г.Б., Жукова К.П. - М.: Высшая школа, 1978 - 247.

9 Сопротивление материалов. Под ред. Акад АН УССР Писаренко Г.С. К.: Высшая школа, 1973 - 672 с.

10 Чернин И.М., Кузьмин А.В., Ицкович Г.М. Расчеты деталей машин. - 2-е изд., перераб. и доп. Мн.: Высшая школа, 1978.

Размещено на