Пояснительная записка к курсовому проекту по дисциплине

«Металлорежущие станки».

Содержание

1. Обоснование технической характеристики привода………………4

2. Кинематический расчет привода……………………………………5

2.1. Выбор структурной формулы………………………..............5

2.2. Выбор знаменателя ряда…………………………………..….5

2.3. Структурная сетка и график частот вращения………..….…5

2.4. Расчёт чисел зубьев групповых передач…………………….6

2.5. Проверка кинематического расчёта…………………..……...7

3. Динамический расчёт элементов привода……………………..8 3.1. Выбор расчётной кинематической цепи……………………8 3.2. Расчёт модуля групповых передач………………………8 3.3. Предварительный расчёт диаметров валов……………...…10

3.4. Расчет на сопротивление усталости……..…………....……11

3.5. Расчет шлицевого соединения …….………………….……13

3.6 Проверка подшипников на долговечность …………...……14

4. Способ смазки узлов коробки скоростей ……………...….………15

Список использованных источников

Спецификации.

1. Обоснование технической характеристики привода.

Необходимо спроектировать привод горизонтально-фрезерного станка со следующими характеристиками:

материал инструмента – твёрдый сплав, быстрорежущая сталь

предельный диаметр инструмента – 90-175мм

число скоростей z=18

наибольшая частота вращения шпинделя n_max = 1600об/мин

мощность резания N_рез =6кВт

дополнительные условия – связанное колесо, стол №2.

Таблица 1.

Определяем мощность двигателя [2]:

=6кВт

η= η^к_з.п ^. η^m_п.к ^. ηⁿ_п.с ^. η_р.п = 0,99^{1 .} 0,98^{4 .} 0,99 ^. 0,96⁰ = 0,7

η_з.п =0,98 -Коэффициент полезного действия зубчатой передачи

k=4 количество пар зубчатых колес участвующих в зацеплении

η_п.к =0,99 -Коэффициент полезного действия подшипников качения

m=5 количество пар подшипников качения участвующих в зацеплении

η_п.c =0,96 -Коэффициент полезного действия подшипников скольжения

n=0 количество подшипников скольжения участвующих в зацеплении

η_р.п =0,99 -Коэффициент полезного действия ременной передачи

принимаем N_двиг = 7.5 кВт т.к при сопоставлении с аналогичными станками этой группы рекомендуемая N_дв = 4,5 – 10 кВт [4].

Двигатель АИР132S4 n = 1500 об/мин.

Действительная частота вращения двигателя:

Определяем диапазон регулирования чисел оборотов шпинделя по формуле.

где n_max, n_min - соответственно максимальное и минимальное числа оборотов шпинделя.

2. Кинематический расчет привода.

2.1. Выбор структурной формулы.

Z=1x 3 x 3 x 2 =18

Из рассмотренных возможных вариантов этот (с веерообразной структурой) является наиболее выгодным, т.к. обеспечивает наибольшую простоту коробки, соответствующее количество передач, малые радиальные и осевые габариты (т.к. 3-х венцовый блок находится на быстроходной ступени и передаёт небольшие моменты, основная же редукция происходит на последней передаче) и малый вес коробки.

2.2. Выбор знаменателя ряда.

где Z – число скоростей;

R – диапазон регулирования

Расчетную величину знаменателя округляем до стандартного значения [2]. При сопоставлении с аналогичными станками этой группы предпочтительный знаменатель ряда 1,26 принимаем φ = 1,26. По стандартному знаменателю ряда принимаем частоты вращения [3]: 31.5; 40; 50; 63; 80; 100;125; 160; 200; 250;315; 400; 500; 630;800;1000;1250;1600. 2.3.

2.3. Структурная сетка и график частот вращения.

Рис. 1. Структурная сетка.

Построение графика частот вращения:

Картина является модификацией структурной сетки и показывает абсолютное значение частных передаточных отношений и абсолютные значения чисел оборотов.

Наибольшее число клеток, которое может пересекать один луч:

-для понижающих передач:

-для повышающих передач:

Рис. 2. График частот вращения

2.4. Расчёт чисел зубьев групповых передач.

Расчёт производим методом наименьшего общего кратного:

_;

a₁ + b₁ = c₁; 1+2=3

a₂ + b₂ = c₂; 5+7=12

a₃ + b₃ = c₃; 1+1=2

S_z = A ^. m,

где: S_z – сумма чисел зубьев для данной передачи.

А – наименьшее общее кратное для с₁,c₂ ,с₃

m – простой множитель.

Расчет чисел зубьев блока Б1 и чисел зубьев сопрягаемых с ним колес:

Передаточные отношения выражаются через отношения малых целых чисел а и в:

Наименьшее общее кратное для С1, С2, С3: А=18.

Примем сумму чисел зубьев сопряженных колес :

Тогда

Для Z₃ и Z₄ принимаем числа зубьев 20 и 50 соответственно.

Расчет чисел зубьев блока Б2 и чисел зубьев сопрягаемых с ним колес:

Передаточные отношения выражаются через отношения малых целых чисел а и в:

Наименьшее общее кратное для С1, С2: А=18.

Примем сумму чисел зубьев сопряженных колес :

Тогда

Для Z₉ и Z₁₀ принимаем числа зубьев 20 и 50 соответственно.

Расчет чисел зубьев блока Б3 и чисел зубьев сопрягаемых с ним колес:

Передаточные отношения выражаются через отношения малых целых чисел а и в:

Наименьшее общее кратное для С1, С2: А=15.

Примем сумму чисел зубьев сопряженных колес :

Тогда

Расчет зубьев постоянной передачи

получим ,

Рис. 3. Кинематическая схема привода главного движения.

2.5. Проверка кинематического расчёта.

Определим предельно допустимое отклонение скорости от стандартного значения:

Для удобства сравнения, сведем полученные данные в таблицу 2.

Таблица 2.

Уравнение кинематического баланса	nд, 1/мин	nст, 1/мин	Δn, %	Δnдоп, %
		31.5	1.59	2,6
	50.9		1.8
			1.59
	101.8		1.8
	125.7		0.56
	157.1		-1.8
			2.4
			1.59
	407.3		1.83
			2.2
			1.59
	814.5		1.81
	1005.7		0.57
	1257.1		0.57

3. Динамический расчёт элементов привода.

3.1. Выбор расчётной кинематической цепи.

В качестве расчётной частоты вращения, рекомендуется выбирать частоту вращения шпинделя, соответствующую верхней ступени нижней трети ряда скоростей шпинделя. Так же эту частоту можно определить по формуле:

Округляем до ближайшей стандартной n = 100об/мин. (рис.2)

3.2. Расчёт модуля групповых передач.

Для изготовления колес и блоков коробки применим материал – Сталь40Х с характеристиками: [s]_И=32 кг/мм²; [s]_Н=145 кг/мм² [3].

Для стальных прямозубых цилиндрических колес величина модуля рассчитывается по формулам [2]:

, мм;

, мм

где [σ]_и; [σ]_к – допускаемые напряжения на изгиб и контактную прочность, кг/мм² [3];

N_i = N_i-1· η – номинальная передаваемая мощность, кВт;

η – КПД передачи от двигателя до рассчитываемой шестерни;

n – расчетная частота вращения шестерни, 1/мин;

y_F – коэффициент прочности зуба по местным напряжениям;

Z – число зубьев шестерни (малого колеса);

u – передаточное число (u ≥ 1);

ψ_m, ψ_d – коэффициенты ширины зуба;

К – коэффициент нагрузки, учитывающий изменение нагрузки от действия различных факторов по сравнению с номинальной.

Назначаем расчетную кинематическую цепь рис. 2.

Вал 1:

N_I=7.5·0.98·0.99²=7.204 кВт; Z=20; ; n=1440 об/мин; ; ;

Принимаем стандартный модуль m = 2,5 мм.

Вал 2:

N_II=7.204·0.99·0.98=6.989 кВт; Z=28; ; n=800 об/мин; ; ;

Принимаем стандартный модуль m = 2,5 мм.

Вал 3:

N_III=6.989·0.99·0.98=6.781 кВт; Z=32; ; n=500 об/мин; ; ;

Принимаем стандартный модуль m = 3 мм.

Так как Блок III и Блок II имеют связанное колесо, то для блока Блок II принимается модуль m = 3 мм. По конструктивным соображениям для Блок I принимаем модуль m = 2.5 мм, т.к иначе одно из колес будет задевать соседний вал.

Вал 4:

N_IV=6.781·0.99·0.98=6.579 кВт; Z=18; ; n=400 об/мин; ; ;

Принимаем стандартный модуль m = 3.5 мм.

3.3. Предварительный расчёт диаметров валов.

Первоначально диаметры валов рассчитывают без учета изгибающих моментов из условия прочности на кручение:

N, кВт - мощность на соответствующем валу,

n, об/мин - частота вращения вала.

Вычисленные значения диаметров округляем до стандартных (ГОСТ 8032-56)

=>

=>

=>

=>

=>

Поиск по сайту: