Проектирование коробки скоростей к операционному токарному станку
Выбор электродвигателя токарного станка. Расчёт прямозубой цилиндрической и клиноремённой передачи коробки скоростей, электромагнитной фрикционной муфты, валов на статическую прочность, подшипников, шлицевых и шпоночных соединений, механизма управления.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 28.07.2011 |
| Размер файла | 935,8 K |
Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Размещено на http://www.allbest.ru/
МОСКОВСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ «СТАНКИН»
КАФЕДРА ОСНОВ КОНСТРУИРОВАНИЯ МАШИН
КУРСОВОЙ ПРОЕКТ
На тему: Рассчитать и спроектировать коробку скоростей к операционному токарному станку.
Вариант 2/11
Выполнил: студент гр. ВТ-6-1 Тулаев П.А.
МОСКВА 2001
Введение
Коробка скоростей двухступенчатая с передвижными зубчатыми колёсами.
Данная коробка скоростей рассчитана и спроектирована Тулаевым Петром Алексеевичем.
Она предназначена для ступенчатого изменения частоты вращения выходного вала и передачи вращательного момента электродвигателя на шкив передней бабки высокоточных металлорежущих станков, но может быть использована и в приводах других машин.
Вращательный момент сообщает индивидуальный электродвигатель 4А132S6У3 тип исполнения М300 ( Р = 5,5кВт, п = 965 мин-1 ). Зубчатое колесо 28 (лист 1) вращается электродвигателем и сообщает вращательный момент колесу 21 (лист 1), которое через электромагнитную муфту 45 (лист 1)передаёт его на шлицевой вал 22 (лист 1), далее через коробку передач, шкив 15 (лист 1) и клиновыми ремнями передаётся на шкив передней бабки станка.
В связи с жёсткими требованиями предъявляемыми к высокоточным станкам, коробка скоростей располагается отдельно от станка внутри тумбы на специальной плите рядом с передней бабкой. Так как вибрация от электродвигателя и коробки скоростей неблагоприятно влияет на процесс резания, вращательный момент передаётся на станок при помощи клиновых ремней.
Дано:
Твых max = 138 Hm
nmin = 340 мин -1
ц = 1,41
n0 = 1000 мин -1
Тип фрикционной муфты ЭМ
Тип передачи (U = 1) или муфты на выходном валу клиноремённая
Коробку установить на литой плите
Срок службы коробки tч = 12103 часов
электродвигатель станок коробка скорость
Кинематический расчёт
Выбор электродвигателя
Т = 9550 р/п
Расчётная мощность на выходе
Рвых =
Рэл' =
побщ = п2оп п2пр
побщ = 0, 9952 0, 982 0, 990025 0, 9604 = 0, 95082
Рэл' = (это в )
Тип двигателя: Тип исполнения:
4А132S6У3 М300
Рн = 5, 5 кВт
п0 = 1000
пп = 965 мин-1
<20% - недогрузка электродвигателя
=> тип двигателя выбран правильно
Определение частот вращения выходного вала
п1 min = 340 об/мин
п2 min = n1 ц = 340 1,41 = 479,4 об/мин
Определение общих передаточных чисел
Uобщ 1, 2 = Uпр2 13 Uпр1
Uобщ 1 = (1) = Uпр1Uпр2
Uобщ 2 = (2) = Uпр1Uпр3
Выбор передаточных чисел отдельных пар
Uпр max = 4
Разбиение Uобщ по ступеням приводят к Uобщ min
Здесь можно выявить следующие пары:
=
Определение чисел зубьев прямозубых колёс
т.к. aw = const
Проверка частот вращения
т. к. кинематика выбрана удовлетворительно
мм - диаметры шкивов на выходе
пz = min
30,965>24nII
при ТII и пII шbd = 0,3 - рассчитываемая передача
Определение мощности на валах
Рэл = 5,5 кВт
РI = Pэлзпрзоп = 5,50,980,995 = 5,36 кВт
РII = PIзпрзоп = 5,360,980,995 = 5,23 кВт
РIII = PIIзопзкл.р = 5,230,9950,96 = 4,995 кВт
Определение частот вращения валов
nI = nH= 965= 675,5 мин-1
nII1 = nI= 675,5= 337,75 мин-1
nII2 = nI= 675,5= 482,499 мин-1
nIII1 = nII1U = 337,75 мин-1
nIII2 = nII2U = 482,499 мин-1
Определение вращающих моментов
Т = 9550
Тэл = 9550= 9550= 51,103 Hм
TI = 9550= 9550= 75,7 Hм
TII = 9550= 9550= 147,8 ? Tmax = 138 Hм
Проектировочный расчёт валов
Итоговая таблица
|
№ вала |
Pi |
ni |
Ti |
dbi |
|
|
Эл |
5,5 |
965 |
51,103 |
38 |
|
|
I |
5,36 |
337,75 |
75,7 |
32,830 |
|
|
II |
5,23 |
482,499 |
147,8 |
38,80 |
|
|
III |
4,995 |
482,499 |
138 |
35,08 |
Расчёт прямозубой цилиндрической передачи
т.к. у шестерни Z3 наименьшее число зубьев (zmin), то рассчитывать будем её =
Проектировочный расчёт
а) на контактную выносливость
d1H = Kd
Kd = 770 (сталь)
TI = 75,7 Нм
Шbd = 0,3 - коэффициент ширины зуба
KHв = 1,07 по таблице 1.5
HB > 350
> 6 (менее жёсткий вал)
Cos в = 1 т.к. прямозубая цилиндрическая передача
далее по таблице 6.5
Ст40х + термическая обработка, закалка в ТВЧ
уНР = 900 МПа
уFP = 230 МПа
уНР = уНР'KHL = 9001 = 900МПа
NHO = 8107 циклов
NFO = 4106 циклов
t14=t24=
NHE = 60tчnI = 606103675,5 ? 24107 циклов
KHL = = 1
т.к. NHE > NHO, то KHL = 1
dIH = = мм
mH = мм
б) на изгибную выносливость
mF =
Km = 13,8 (сталь, прямозубая)
ТI = 75,7 Hм
Z3 = 24
Шbd = 0,3
УF3 = Z3 и “Х” = 3,92 (по таблице)
уFp = уFp'KFL
KFL = 1
KFв = 1,15 по таблице 1. 5
Для постоянного режима
NFE = NHE = 24107
т.к. NFE>NF0, то KFL = 1
уFP = 2301 = 230 МПа
mF = 13,82,7мм
mH = 2,55мм mF = 2,7мм
ГОСТ: 2,0; 2,25; 2,5; 2,75; 3,0; 3,5…
по ГОСТ выбираем 2,75мм
Проверочный расчет прямозубой передачи
а) на контактную выносливость
KHб = 1 (прямозубая передача)
KHв = 1,07
KHv =
FHv = дHд0vb
дH = 0,014 (для прямозубой НВ>350 и без модификации)
д0 = 47 (для 7 й степени точности)
vI =
aw =
FHv = 0,014472,3319,8= 213,5 H
KHv = 1+
уH = 1922,490,88МПа
730МПа < 900МПа
Расчет на изгибную выносливость
уF = УFIУеУв уFP
УFI = 3,92
Уе = 1 (прямозубая)
Ув = 1 (в=0)
FtI = 2336 H
b = 19,44 мм
m = 2,75 мм
KFб = 1(прямозубая)
KFв = 1,15
KFv = 1+
FFv = дF д0vIb
дF = 0,016 (прямые без модификации НВ>350)
FFv = 0,016472,3320= 246 H
KFv = 1+= 1,09
уF = 3,9211= 205 МПа
205 МПа < 230 МПа
SF = = 1,12
Расчёт клиноремённой передачи
Тип ремня Б
Нормального сечения по ГОСТ 1284.1 и по ГОСТ 1284.3
Характеристики и размеры
в0 = 17 мм
вр = 14 мм
h = 10,5 мм
А1 = 138 мм2
d1min = 125 мм
q = 0,18 кг/м
L = 800…6300 мм
Т1 = 50…150 Hм
Диаметры шкивов
мм - диаметры шкивов на выходе
округляем по табл. 9. 3 до значения 160 мм
dp1=dp2=160 мм
Размещено на http://www.allbest.ru/
Размещено на http://www.allbest.ru/
Фактическая частота вращения ведомого вала
n2 = 482.499 мин-1
Скорость ремня
V = 4 м/с
Окружная сила
Ft = = 1189 Н
Межосевое расстояние
мм
причём amin < a < amax, где
amin = 0,55(d1+d2)+h = 0,55(160+160)+10,5 = 186,5 мм
amax = 2(d1+d2) = 2(160+160) = 640 мм
Длина ремня
Принимаем стандартную длину ремня
L = 1000 мм
Окончательное межосевое расстояние
где
Наименьшее межосевое расстояние
(необходимое для монтажа ремня)
aнаим ? a - 0,01L ? 238,8 мм
Наибольшее межосевое расстояние
(необходимое для компенсации вытяжки ремня)
aнаиб ? a + 0,025L ? 273,8 мм
Коэффициент режима
Ср = 1 т.к. токарный станок (по табл. 9.9)
Угол обхвата ремня на малом шкиве
Коэффициент угла обхвата
Са = 1 (по табл. 9.15)
Частота пробегов ремня, С -1
i =
i =
Эквивалентный диаметр ведущего шкива
de = d1Kи, где
приведённое полезное напряжение
[уF] = 2,5 МПа
Допускаемое полезное напряжение
[уF] = [уF]0CaCp = 2,51 = 2,5 МПа
Необходимое число клиновых ремней
Z' =
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ремням
Сz = 0,95 (по табл. 9.19)
Число ремней
принимаем Z = 3
Коэффициент режима при односменной работе
Cp' = 1 (по табл. 9.9)
Рабочий коэффициент тяги
Ш = 0, 67CaCp' = 0,6711 = 0,67
Коэффициент m =
Площадь сечения ремней
A = A1Z
A = 1383 = 414 мм
Натяжение от центробежных сил
Fц = 10-3сAV2,
где
Плотность ремней с = 1,25 Г/см3
Fц = 10-31,2541442 = 8,28 Н
Натяжение ветвей при работе
F1 = Ft+Fц
F2 = Ft+Fц
F1 = 1189+8,28 = 1490,13 H
F2 = 1189+8,28 = 301,13 H
Натяжение ветвей в покое
F0 = 0,5(F1+F2)-xFц,
где
коэффициент x = 0,2
F0 = 0,5(1490,13+301,13)-0,28,28 = 893,974 H
Силы действующие на валы при работе передачи
Fa = 1774,7 H
Силы действующие на валы в покое
Fa0 = 2F0sin
Fa0 = 2893,974 sin 1787,9 H
Размеры профиля канавок на шкивах
(выбираются по табл. 9.20)
H = 15
B(b) = 4,2
t = 19
f = 12,5
ц = 34°…40°
Наружный диаметр шкивов
de1 = de2 = dp1,2+2b
de1,2 = 168+24,2 = 176,4 мм
Внутренний диаметр шкивов
df1 = df2 = de1,2 -2H
df1,2 = 176,4 - 215 = 146,4 мм
Ширина ремня
B = Zt
B = 319 = 57 мм
Ширина шкива
M = 2f+(Z-1)t
M = 212,5+(3-1)19 = 63 мм
Определение геометрических параметров
d2 = мм
da2 = 115,5+22,75 = 121 мм
dt2 = 115,5-2,52,75 = 108,625 мм
b2 = 0,3115,5 = 34,65 мм
d3 = мм
da3 = 66+22,75 = 71,5 мм
dt3 = 66-2,52,75 = 59,125 мм
b3 = 0,366 = 19,8 мм
d4 = мм
da4 = 132+22,75 = 137,5 мм
dt4 = 132-2,52,75 = 125,125 мм
b4 = 0,3132 = 39,6 мм
d5 =мм
da5 = 82,5+22,75 = 88 мм
dt5 = 82,5-2,52,75 = 75,625 мм
b5 = 0,382,5 = 24,75 мм
d6 = мм
da6 = 115,5+22,75 = 121 мм
dt6 = 115,5-2,52,75 = 108,625 мм
b6 = 0,3115,5 = 34,65 мм
aw = 99 мм (для всех колёс)
|
dt |
di |
da |
Определение усилий действующих в зацеплении
Tэл = 51,103 Hм
H
H
T1 = TI = 75,7 Hм
H
H
Выбор и расчёт муфты
Электромагнитная фрикционная муфта с контактным токоподводом и постоянным числом дисков тип ЭТМ…2.
=1,3…1,75 коэффициент сцепления
[P]p - удельное давление
[P]p=[P]Kv
Kv =
Vcp =
Дср =
f = 0,25…0,4 (сталь феродо)-сухие
[P] = 0,25…0,3 Мпа -сухие
T = 75,7 H/м
i = 2Zнар = 23 = 6
n = 337,75 об/мин
Дн = 53 мм
Дв = 45 мм
Дср =
Vcp =
P =
Kv =
Kv 1
[P]p = 4,170,9 = 3,75
P<[P]p
Расчёт валов на статическую прочность
Расчёт вала I
Ft2 = 1239 H
Ft3 = 2336 H
Fr2 = 451 H
Fr3 = 850,4 H
T = 75,7Hм
Ст 45 термообработка, улучшение
МAг = 0
Бг =
МБг = 0
Аг =
МАв = 0
Бв =
МБв = 0
Ав =
Определение наибольшего изгибающего и вращающего моментов в опасном сечении
Принимаем
По эпюрам и реакциям находим максимальный изгибающий момент.
Tmax = 1,5T = 1,575,7 = 113,55 Hм
Определение эквивалентного напряжения в опасном сечении
По эмперической теории прочности
экв =
запас прочности по пределу текучести в опасном сечении
для стали 45
НВ200 Т = 280Мпа
Расчёт вала II
Ft4 = 850,4 H
Ft4 = 2336 H
R = 1189 H
T = 147,8 Hм
Ст 45 термообработка, улучшение
МAг = 0
Бг =
Аг = Fr4 - Бг + R = 850,4-1746+1189=293,4
МАв = 0
Бв =
Ав = -Ft4 + Бв = 511-2336=-1825
Определение наибольшего изгибающего и вращающего моментов в опасном сечении
Принимаем
По эпюрам и реакциям находим максимальный изгибающий момент.
Tmax = 1,5T = 1,5147,8 = 221,7 Hм
Определение эквивалентного напряжения в опасном сечении
По эмпирической теории прочности
экв =
запас прочности по пределу текучести в опасном сечении
для стали 45
НВ200 Т = 280Мпа
Расчёт на сопротивление усталости вала II
имеем 2 опасных сечения (I и II)
МГ I = АГ0,035 = 293,40,035 = 10,3 Hм
МГ II = Ft0,05 = 11890,05 = 59,45 Hм
МВ I = АВ0,035 = 18250,035 = 63,8 Hм
Суммарные значения изгибающих моментов
Определение нормального напряжения в опасных сечениях
= 0,5(Kv-1) = 0,5(1,2-1) = 0,1
dв = 45мм
WuI =
WuII =
Мпа
Мпа
m = 0 (для симметричного цикла)
Определение касательных напряжений
а = m =
Wk =
аI = mI = МПа
аII = mII = Мпа
Расчёт эффективного концентратора напряжения
I = 0,83 = 0,77 (dв=45мм)
II = 0,83 = 0,77 (dв=45мм)
Определение запаса прочности по усталости
= = 0
nmin = 1,5…1,8
Расчёт подшипников на долговечность
Расчёт подшипников на валу I
Влевой и правой опорах шариковый радиальный подшипник
вала = 35мм
n = 1000 об/мин
долговечность L10h = 10103часов
Расчёт опоры
1)Шариковый радиальный средней серии 307
dDB = 358021
Cr = 26200
2) Находим эквивалентную нагрузку
PE = (XVFr + YFa)KTK
K = 1,3
V = 1 (при вращающемся вале)
KT = 1 (t<100)
Опора воспринимает только радиальную нагрузку
Fr = R1 = 1239 H
т.к. Fa = 0 то, и это < e, где e величина >0
и называется коэффициентом осевого нагружения, товсегда Х=1
PE = (111239 +0)11,3=1610,7 Н
3) Определение динамической грузоподъёмности
р = 3 (т.к. подшипник шариковый)
Стреб<Cr
Запас прочности удовлетворительный
Расчёт подшипников на валу II
В левой опоре шариковый радиальный подшипник серии 308
вала=40мм
В правой опоре шариковый радиальный подшипник серии 309 вала=50мм
Расчёт левой опоры
n = 1000 об/мин
долговечность L10h = 10103 часов
1) шариковый радиальный подшипник серии 308
dDB = 409023
Cr = 33200
2) Находим эквивалентную нагрузку
PE = (XVFr + YFa)KTK
K = 1,3
V = 1 (при вращающемся вале)
KT = 1 (t<100)
Опора воспринимает только радиальную нагрузку
Fr = R3 = 2336 H
т.к. Fa = 0 то, и это < e, где e величина >0
и называется коэффициентом осевого нагружения, товсегда Х=1
PE = (112336 +0)11,3=3036,8 Н
3) Определение динамической грузоподъёмности
р = 3 (т.к. подшипник шариковый)
Стреб<Cr
Запас прочности удовлетворительный
Расчёт правой опоры
n = 1000 об/мин
долговечность L10h = 10103 часов
1) шариковый радиальный подшипник серии 309
dDB = 4510025
Cr = 41000
2) Находим эквивалентную нагрузку
PE = (XVFr + YFa)KTK
K = 1,3
V = 1 (при вращающемся вале)
KT = 1 (t<100)
Опора воспринимает только радиальную нагрузку
Fr = R4 = 2336 H
т.к. Fa = 0 то, и это < e, где e величина >0
и называется коэффициентом осевого нагружения, товсегда Х=1
PE = (112336 +0)11,3=3036,8 Н
3) Определение динамической грузоподъёмности
р = 3 (т.к. подшипник шариковый)
Стреб<Cr
Запас прочности удовлетворительный
Расчёт шлицевых и шпоночных соединений
Для вала I
Расчёт шлицевого соединения
Условие прочности на смятие:
=0,75 (коэффициент, учитывающий неравномерность распределения усилий на рабочих поверхностях зубьев)
Площадь всех боковых поверхностей зубьев с одной стороны на 1 мм длины:
Рабочая длина зуба l=210мм
Для вала II
Расчёт шпоночного соединения
D = 40мм k = 3,5мм l = 40мм
[Mкр max] = 0,510-3dkl[см] = 0,510-3403,54084 =235,2Нм 235,2Нм >43,7Нм
Расчёт механизма управления
arcsin /2 = ? хода/радиуса
2a - перемещение камня в пазе блока зубчатых колёс
R = A1+a
А1 - расстояние от оси вала зубчатого колеса до оси поворота рычага
а - половина высоты дуги, описываемой осью камня, при перемещении зубчатого колеса из одного крайнего положения в другое.
R = 94 + 2 = 96мм
Список используемой литературы
1. «Детали машин» атлас конструкций, Решетов Д.Н. I,II часть 1992г.
2. «Детали машин» курсовое проектирование учебное пособие для техникумов, Дунаев П.Ф., Леликов О.П. 1984г.
3. «Конструирование узлов и деталей машин» учебное пособие для студентов машиностроительных специальных вузов, Дунаев П.Ф. 1978г.
4. «Справочник по муфтам», Поляков В.С., Барбаш И.Д., Ряховский О.А. 1979г.
5. «Справочник по муфтам», Ряховский О.А., Иванов С.С. 1991г.
6. «Технология Машиностроения» (специальная часть) учебник для студентов машиностроительных специальных вузов, Гусев А.А., Ковальчук Е.Р., Колесов И.М., Латышев Н.Г., Тимирязев В.А., Чарнко Д.В. 1986г.
7. «Крышки подшипников, конструкции и размеры» методичка №390, Степанов А.А. 1994г.
8. «Муфты соединительные компенсирующие, конструкции и размеры» методичка №301, Степанов А.А. 1994г.
Размещено на Allbest.ru
Подобные документы
Особенности и требования, предьявляемые к коробкам скоростей. Выбор оптимальной компоновки кинематической схемы привода станка. Подбор шлицевых соединений, подшипников, системы смазки для проектирования коробки скоростей вертикально-сверлильного станка.
курсовая работа [297,2 K], добавлен 22.09.2010Выбор электродвигателя, расчет крутящих моментов на валах, механизмов винтовой передачи с гайкой скольжения, шпоночных и шлицевых соединений, подшипников и муфт с целью проектирования автоматической коробки подач горизонтально-фрезерного станка.
курсовая работа [252,9 K], добавлен 22.09.2010- Проектировка коробки скоростей привода главного движения горизонтально фрезерного станка модели 6Н81
Кинематический и динамический расчет деталей привода горизонтально-фрезерного станка. Конструкция коробки скоростей. Расчет абсолютных величин передаточных отношений, модуля прямозубой цилиндрической зубчатой передачи, валов на прочность и выносливость.
курсовая работа [1,6 M], добавлен 02.01.2013 Построение графика частот вращения шпинделя, определение числа зубьев передач. Разработка кинематической схемы коробки скоростей, измерение мощностей и передаваемых крутящих моментов на валах. Расчет подшипников качения, шлицевых и шпоночных соединений.
курсовая работа [318,7 K], добавлен 28.04.2011Коробка скоростей товарно-карусельного станка для обработки заготовок. Параметры обработки и механические свойства деталей механизма. Расчёт технических и кинематических характеристик. Силовой расчёт, расчёт шлицевых соединений и шпонок на прочность.
курсовая работа [188,8 K], добавлен 21.10.2012Операционная карта механической обработки. Кинематический расчет автоматической коробки передач. Расчет валов автоматической коробки скоростей на статическую прочность и шпинделя на жёсткость. Выбор и расчет шпоночных соединений. Подбор подшипников.
курсовая работа [1,5 M], добавлен 25.06.2013Рациональная схема механизма коробки скоростей фрезерного станка. Конструкция узлов привода главного движения. Расчет крутящих моментов и мощности, выбор электродвигателя. Обеспечение технологичности изготовления деталей и сборки проектируемых узлов.
курсовая работа [594,0 K], добавлен 14.10.2012Кинематический расчет коробки скоростей привода главного движения горизонтально-фрезерного станка. Прочностной расчет зубчатых колес, их диаметров, ременной передачи, валов на статическую прочность и выносливость. Определение грузоподъемности подшипников.
курсовая работа [730,7 K], добавлен 27.05.2012Расчет технических и кинематических характеристик токарно-карусельного станка. Подбор чисел зубьев. Определение фактических чисел оборотов планшайбы. Расчет шпонок на прочность и шлицевых соединений. Применение смазки поливанием в коробке скоростей.
курсовая работа [309,6 K], добавлен 31.01.2016Кинематический расчет коробки скоростей горизонтально-фрезерного станка. Выбор предельных режимов резания. Определение чисел зубьев передач. Расчет вала на усталостною прочность. Подбор подшипников расчетного вала, электромагнитных муфт и системы смазки.
курсовая работа [184,6 K], добавлен 22.09.2010
