Проектирование коробки скоростей токарного станка

ЗАДАНИЕ № 9

на курсовое проектирование по дисциплине "МРС "

Фамилия студента группа

Тема проекта Проектирование коробки скоростей

Исходные данные: Станок токарный

Диапазон регулирования Д=50 ____

Число скоростей вращения шпинделя -24

Разрабатываемый узел: коробка скоростей

Разрабатываемая деталь: шпиндель

СОДЕРЖАНИЕ

Введение 4

1. Кинематический расчет

1.1. Выбор варианта коробки скоростей 5

1.2. Графоаналитический метод расчета коробки скоростей 6

1.3. Определение крутящих моментов 10

2. Силовой расчет привода 10

2.1. Проектный расчет валов 13

2.2. Определение параметров колес 14

2.3. Определение долговечности подшипников 16

2.4. Уточненный расчет валов 18

2.5. Расчет шпинделя на жесткость 19

2.6. Расчет шпинделя на точность 21

Литература

ВВЕДЕНИЕ

Машиностроение является основой научно - технического прогресса в различных отраслях народного хозяйства. Непрерывное совершенствование и развитие машиностроения, поскольку металлорежущие станки вместе с некоторыми другими видами технологических машин обеспечивают изготовление любых новых видов оборудования, связано с процессом станкостроения.

Совершенствование современных станков должно обеспечивать повышение скоростей рабочих и вспомогательных движений при соответствующем повышении мощности привода главного движения. Исключительное значение приобретает повышение надежности станков за счет насыщения их средствами контроля и измерения, а также введения в станки систем диагностирования.

Современные металлорежущие станки обеспечивают исключительно высокую точность обработки деталей. Разрабатываются гибкие производственные системы.

В данном курсовом проекте рассмотрены основы проектирования главного привода - коробки скоростей токарного станка.

На станках токарной группы обрабатываются детали типа валов, дисков втулок, осуществляется обтачивание наружных цилиндрических поверхностей, торцов и уступов, прорезание канавок и отрезку, растачивание отверстие (цилиндрические, конические фасонные) обтачивание конических и фасонных поверхностей, сверление, зенкерование и развертывание отверстий.

1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

1.1. ВЫБОР ОПТИМАЛЬНОГО ВАРИАНТА КОРОБКИ СКОРОСТЕЙ

Выбор оптимального варианта коробки скоростей очень сложен. Здесь большое значение имеют группы и типы станков, их технические характеристики, степень универсальности. При выборе варианта коробки скоростей в основном предпочтение отдается при одних и тех же выходных параметрах, вариантам со следующими достоинствами: коробка должна быть наиболее простой, т.е. должна иметь наименьшее число групп передач, наименьшее количество колес, валов и других усложняющих ее конструкцию деталей. Наивыгоднейшим из всех вариантов считается тот, у которого характеристика групп увеличивается от первого вала коробки скоростей к выходному валу.

Согласно заданию нужно разработать коробку скоростей с 24 передачами и с диапазоном регулирования равным 50.

Найдем знаменатель геометрического ряда:

Для того чтобы выдержать диапазон регулирования, применим сложенную структуру коробки скоростей, где



Рис. 1

Рис. 2

1.2. Графо-аналитический метод расчета коробки скоростей

Частоты вращения шпинделя n₁ = n_mjn, n₂, n₃, …, n_z = n_max образуют отрезок геометрического ряда со знаменателем ц. Минимальное число оборотов берем по аналогу n₁ =12,5 об/мин

Стандартный знаменатель геометрического ряда ц₁=^:1,26 ; ц₂=^:1,12

Определим частоты вращения шпинделя, члены ряда:



На основе полученных данных строим график чисел оборотов шпинделя.

Рис. 3

Определяем передаточные отношения:

Для определения чисел зубьев воспользуемся таблицей 4.2 и 4.3 [1, стр.98] отыскивая такое значение z для каждой передачи, которое обеспечивает требуемое передаточное отношение. Результаты сведем в таблицу 1.

Таблица 1.

i	i1 = 0,32 (3,1)	i2 = 0,4 (2,5)	i3 =0,5 (2)	i4 = 0,8 (1,26)	i5 = 0,89 (1,12)	i6 = 1	i7= 0,25 (4)	i8= 0,5 (2)
z1: z2	20:64	24:60	28:56	29:37	31:35	33:33	19:76	32:63
z	84	66	95

i	i9 = 0,71 (1,41)	i10 =1	i11 =0,25 (4)	i12 = 1	i13 = 0,5 (2)	i14 = 1
z1: z2	24:34	29:29	18:72	45:45	18:36	27:27
z	58	90	54

С помощью полученных данных и графика чисел оборотов строим кинематическую схему коробки скоростей станка

Рис. 4

1.3. ОПРЕДЕЛЕНИЕ КРУТЯЩИХ МОМЕНТОВ

По табл.3,1 [1] выбираем двигатель с параметрами N_дв=2.2 кВт n_дв=700 об/мин

Мощность двигателя определяется:

Угловая скорость:

2. СИЛОВОЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

Выбираем материал для зубчатых колес - 12ХНЗА

Модуль передачи должен удовлетворять условию:

К_т = 13 для прямозубых передач;

M_F1 = 398,3 Н * м - исходный расчетный крутящий момент на шестерне;

K_F = 1,5 - коэффициент нагрузки на шестерне;

Y_Fl = 4,3 - коэффициент, учитывающий форму зуба;

z₁ =18- число зубьев шестерни;

- отношение шестерни колеса к модулю т;

- допускаемое напряжение на изгиб.

Принимаем: т = 4 мм.

Начальный диаметр шестерни:

K_d = 770 - для прямозубых передач;

К_н = 1,5 - коэффициент нагрузки;

Ш_bd = 1; _{н lim b}=1380 МПа

_НР = 0,9 • _{н lim b} / S_н = 1035 МПа;

S_H = 1,2 - коэффициент безопасности;

U = 4 - передаточное отношение.

Проверим зубчатую передачу на выносливость зубьев при изгибе.

Удельная расчетная окружная сила:

M_lF =398,3 Н•м;

b = 32 мм - ширина шестерни;

d₁ = 72 мм - диаметр шестерни;

K_Fv = 1,2 - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении;

K_Fa = 1 - для прямозубых передач.

K_Fв = 1

Расчетное напряжение изгиба зубьев:



т = 4 - модуль передачи;

Y_F = 1,5 - коэффициент формы зуба;

Y_E = 1 - для прямозубых передач;

Y_в = 1 - для прямозубых передач;

Допускаемое напряжение при изгибе:

S_F = 2,015 - коэффициент безопасности;

_{F lim b}=950 МПа

K_Fg=0.7

K_Fб=1.2

K_FC=0.7

K_xF=1

K_FL=1

Y_R=1.2

Условие выполняется.

Проверим зубчатую передачу на контактную выносливость зубьев:

Удельная расчетная окружная сила:

b_w = 32 мм; d_w = 72 мм - начальный диаметр;

К_Нн =0,575;

К_Нв =1,12;

К_Нб =1.

.

Расчетное контактное напряжение:

u=4

z_H = 1,76 - для прямозубых передач;

z_m = 274 - для прямозубых передач;

z_E=0.9

Допускаемое контактное напряжение:



_{Hlim b}=1380 МПа

S_H=1.2

z_V=1,05

z_R=1

K_L=1

K_xH=1

K_HL=1

- условие выполняется.

2.1. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

Материал валов: Сталь 45.

Допускаемое напряжение на кручение: [ф]_кр = 20-25 Н•мм²

- Принимаем d₁=15мм

- Принимаем d₂=25мм

- Принимаем d₃=35мм

- Принимаем d₄=20мм

- Принимаем d₅=20мм

- Принимаем d₆=50мм

2.2. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПАРАМЕТРОВ КОЛЕС

Делительные диаметры колес:



Диаметры колес по впадинам зубьев:

Диаметр колес по вершинам зубьев:

Межосевые расстояния:

2.3. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКОВ

Рис. 5

Определяем скорость шестерни: d₁=64 n=318об/мин P_рез.ср.=765Н

Определяем окружную силу, передаваемую ремнем:

Определяем реакции в опорах:

Проверка:

Проверка:

Суммарные реакции опор:



Эквивалентная осевая нагрузка:

К_Т = 1 - температурный коэффициент;

К_б = 1,2 - коэффициент безопасности;

V = 1 - коэффициент вращения.

Расчет подшипников на заданный ресурс:

Выбраны радиально-упорные роликовый подшипники: 2213

d = 65 мм; D = 120 мм; В = 23 мм.

Динамическая нагрузка: С = 76,5 кН

Статическая нагрузка: С_о = 51 кН

2.5. УТОЧНЕННЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

Условие выполняется. Прочность обеспечена.

2.5. РАСЧЕТ ШПИНДЕЛЯ НА ЖЕСТКОСТЬ

На жесткость рассчитывают шпиндельные узлы всех типов. При этом определяют упругое перемещение шпинделя в сечении его переднего конца, для которого производится стандартная проверка шпиндельного узла на жесткость. Это перемещение принимают в качестве упругого перемещения переднего конца шпинделя.

Смещение переднего конца шпинделя зависит не только от его размеров, жесткости опор, нагрузок, но и от схемы нагружения. В данном случае приводной элемент шпинделя расположен между его опорами - схема 1[1, стр. 179]. Эта схема типична для токарных станков. По таблице 6.22 [1, стр. 178] коэффициент защемления е = 0,3..0,45. Примем е = 0,45.

Рис. 6

Упругое перемещение переднего конца шпинделя по схеме 1 с учетом действия защемляющего момента будет определяться по формуле [1, стр. 179]:

где а =98 мм - консоль переднего конца шпинделя;

b =300,75 мм - расстояние от приводного элемента до передней опоры;

L = 823 мм - расстояние между передней А и задней В опорами шпинделя;

Е = 2•10⁵ Н/см² - модуль упругости материала (сталь) шпинделя;

j_A = j₂ ⁼ 8•10⁶ Н/см - радиальная жесткость передней опоры шпинделя;

j_B = j₁ = 7•10⁶ Н/см - радиальная жесткость задней опоры шпинделя;

Р = Р_у = 765 Н - радиальная составляющая силы резания;

Q = F_r2⁼ 4393,2 Н - радиальная сила на приводном элементе;

I₁ - среднее значение осевого момента инерции сечения консоли;

I₂ - ср.значение осевого момента инерции сечения шпинделя в пролете между опорами.

Осевые моменты инерции определяются:

Упругое перемещение переднего конца шпинделя с учетом действия защемляющего момента будет равно:



Угол поворота (рад) в передней опоре:

2.6. РАСЧЕТ ШПИНДЕЛЯ НА ТОЧНОСТЬ

В результате этого расчета выбирают класс точности подшипников шпинделя в зависимости от его допускаемого радиального биения А. Предполагают наиболее неблагоприятный случай, когда биения подшипников А_А в передней опоре и А_в в задней направлены в противоположные стороны.



Рис. 7

Исходными данными к расчету будут: а = 98 мм - консоль переднего конца шпинделя; b = 300,75 мм -- расстояние от приводного элемента до передней опоры; L = 823 мм - расстояние между передней А и задней опорами шпинделя; j_A = j₂ = 8•10⁶ Н/см - радиальная жесткость передней опоры шпинделя; j_B = j₁ = 7•10⁶ Н/см -- радиальная жесткость задней опоры шпинделя; F_rB ⁼ F_r1 ⁼ 7659,43 Н - радиальная реакция в опоре В; F_rA = F_r2 = 4410,87Н -радиальная реакция в опоре А.

Определим радиальные биения в опорах:

В опоре А:

В опоре В:

Причем радиальное биение конца шпинделя находится по формуле [1, стр. 184]:



Условие А_р ? Д/3 выполняется, поэтому необходимая точность шпинделя обеспечена.

ЛИТЕРАТУРА

1. А.И. Кочергин "Конструирование и расчет металлорежущих станков и станочных комплексов", Минск: Высшая школа, 1991 г.

2. Д.Н. Решетов "Конструирование узлов и деталей машин", М.: Высшая школа, 2000 г.

3. "Справочник технолога-машиностроителя в 2-х томах", под ред. А.Г. Косиловой и Р.К. Мещерякова, М.: Машиностроение, 1985 г.

4. М.Н. Иванов "Детали машин", М.: Высшая школа, 1991 г.