Проектирование коробки скоростей металлорежущего станка

Размещено на http://www.allbest.ru/

Задание

Проектирование коробки скоростей металлорежущего станка Z=9, мощностью N=9 кВт, n_min = 55 мин^-1, n_max= 3000 мин^-1.

1. Определение величины знаменателя геометрической прогрессии ряда частот вращения шпинделя

Диапазон регулирования частот вращения шпинделя определяется по формуле:

;

В приводе со ступенчатым регулированием частот вращения изменение скорости шпинделя осуществляется по закону ряда чисел геометрической прогрессии , знаменатель которой определяется по формуле:

,

где число ступеней в приводе

;

Принимаем ц = 1,58, тогда n_min = 55 мин^-1.

Выбираем электродвигатель привода металлорежущего станка: регулируемый асинхронный двигатель.

Типоразмер двигателя 4А112М2УЗ.

Синхронная частота вращения: 3000 мин^-1, мощность 7,5 кВт, номинальная частота вращения двигателя 2900 мин^-1,

;

Определив величину для заданного диапазона регулирования , из таблицы 4.1 выписывается z стандартных значений частот вращения шпинделя:

2. Выбор структуры привода

2.1 Структурная формула

Для девятиступенчатой коробки передач структурная формула будет иметь вид:

Число структурных вариантов:

где количество групп передач в приводе

количество групп с одинаковым числом передач.

2.2 Структурная сетка

Структурная сетка устанавливает:

• число степеней скорости привода;

• число валов в механизме;

• количество групп передач;

• число передач в каждой группе;

• конструктивный порядок расположения групп передач;

• неприемлемые структурные варианты, выходящие за пределы ограничений по предельно допустимым значениям передаточных отношений для зубчатых передач.



Рис 1. Структурная сетка

Между II и III валами изображена первая переборная группа, имеющая две передачи. Поэтому из каждой точки второго вала на III вал проведено по три луча, расстояние между концами которых должно равняться трем делениям или ³, так как показатель степени x (в скобках) равен 3.

Из каждой точки вала III выходят два луча. Луч, наклоненный влево, пересекает четыре с половиной по оси графика и представляет собой понижающую передачу с передаточным отношением ; луч, наклоненный вправо, пересекает четыре с половиной отрезка и представляет собой повышающую передачу

Производим проверку:

(условие не выполняется)

Данный анализ показывает, что по данной структурной сетке можно вести проектирование привода главного движения не со всеми стандартными значениями знаменателей геометрической прогрессии, а лишь только с =1,06; 1,12; 1,26; 1,41.

3. Построение графика частот вращения

После анализа, проведенного с помощью структурных сеток, строят для выбранного варианта график частот вращений. График, в отличие от структурной сетки строят в полном соответствии с кинематической схемой - изображают все валы, в том числе и те, между которыми расположены постоянные одиночные передачи.

а)

б)

Рис 2. График частот вращения шпинделя.

Из графика определяем передаточные отношения:

После того, как передаточные отношения всех передач, входящих в состав кинематической схемы, установлены, определяют числа зубьев колес.

4. Расчет чисел зубьев зубчатых колес

Метод наименьшего общего кратного.

Расчёт ведём по формуле: , где ;

- целое число (Е = 1; 2; 3...);

где f_j и g_j -- простые числа(i=f/g); Z_min < 89;

К - наименьшее общее кратное всех сумм (f_j + g_j) рассчитываемой группы передач.

4.1 1-я группа

i₁ =0,5= 7 /14 f/g = 7/14;

i₂ =0,7= 3 /4 f/g = 3 /4;

i₃ =1=7 /7 f/g = 7/7;

z_min=9, K=21;

E_min=9(7+14)/(7*21)1; тогда сумма зубьев будет

S_z = 1 * 21 = 21

.

;

;

4.2 2-я группа

i₄ = 0,2 = 1/5 f/g = 1/3;

i₅ = 0,5 = 2/4 f/g = 7/11;

i₆ = 1,4 = 7/5 f/g = 5/4;

z_min=9, K=12;

E_min=9(1+5)/(1*12) 4; тогда сумма зубьев будет

S_z = 4*12 = 48

.

.

;

4.3 Передаточное отношение ременной передачи определяется по формуле

где частота вращения вала;

частота вращения вала электродвигателя;

относительное скольжение ремня.

.

5. Определение величин отклонений действительных частот вращения шпинделя от стандартных значений

Величины отклонения действительных частот вращения от стандартных значений определяется по формуле:

где действительное значение частоты вращения,

стандартное значение частоты вращения,

? = 8,6%

? = 7,5%

? = 7,5 %

? = 4,5 %

? = 2,6 %

? = 2,6 %

? = 2,6 %

? = 2,4 %

? = 0,8 %

6. Расчет модуля зубчатых передач коробки скоростей

Расчет производится по наиболее нагруженной шестерне.

6.1 Выбор материала и термообработки зубчатых колес

Материал зубчатых колес - сталь 40Х. В качестве термообработки применяется закалка с нагревом токами высокой частоты.

- предел прочности

- предел текучести

- допускаемое напряжение на изгиб

- допускаемое контактные напряжение

6.2 Определение мощностей и крутящих моментов на валах

За расчетную мощность принимается полная Мощность электродвигателя, умноженная на КПД участка кинематической цепи от электродвигателя до рассчитываемого вала:

где мощность на рассчитываемом валу, кВт

мощность электродвигателя, кВт

КПД кинематической цепи от электродвигателя до вала;

где КПД клиноременной передачи;

КПД цилиндрической зубчатой передачи со шлифованными зубьями;

КПД подшипников качения;

N_ДВ = 7,5 кВт

N₁ = 7,5•0,946 = 7,095 кВт

N₂ = 7,095•0,946 = 6,712 кВт

N₃ = 6,712 •0,946 = 6,349 кВт

Определение крутящих моментов, действующих на валах, производится по формуле:

где минимальная частота вращения рассчитываемого вала.

6.3 Определение модуля зацепления

а) основная группа:

Для стальных прямозубых колес модуль определяется:

1. по напряжениям изгиба:

2. по контактным напряжениям

где мощность, передаваемая рассчитываемой шестерней;

число зубьев рассчитываемой шестерни;

отношение ширины зуба к модулю;

коэффициент формы зуба;

частота вращения шестерни;

Определение коэффициента долговечности

и - коэффициенты долговечности, учитывающие заданный срок службы и переменность режимы работы, соответственно относящиеся к расчету на изгиб и контактные напряжения:

где коэффициент, характеризующий предполагаемое изменение мощности передаваемой шестерни;

коэффициент, учитывающий характер работы рассчитываемой передачи на разных частотах при использовании полной мощности механизмов;

требуемая долговечность передачи в часах.

где количество передач в группе;

где общий диапазон регулирования частот вращения рассчитываемой шестерни;

диапазон частот рассчитываемой шестерни, в котором не может быть использована полная мощность приводного двигателя.

По полученным и определяем .

; принимаем =2

; принимаем.

Определение скоростного коэффициента

где для закаленных шестерен;

окружная скорость шестерни;

В результате получим:

Принимаем ближайшее большее значение по ГОСТ 9563 - 60: m = 8 мм;

б) первая переборная группа:

требуемая долговечность передачи в часах.

;

где количество передач в группе;

;

;

По полученным и определяем .

; принимаем;

; принимаем;

окружная скорость шестерни;

; y = 0,1085;

В результате получим:

Принимаем значение по ГОСТ 9563 - 60 m = 20 мм;

6.4 Определение ширины зубчатых колес

а) основная группа

б) первая переборная группа

7. Расчет клиноременной передачи

Определяем крутящий момент на приводном валу:

По крутящему моменту выбираем сечение ремня А

Размеры сечения, мм

Площадь сечения ремня, мм²

Предельная длинна, мм

Минимальный расчетный диаметр малого шкива, мм

Линейная плотность, кг/м

Для обеспечения долговечности ремня выбираем диаметр малого шкива

Определяем диаметр большого шкива:

где передаточное отношение ременной передачи

относительное скольжение

В соответствии с ГОСТ 17383-73 принимаем

Уточняем передаточное отношение:

Определяем окружную скорость ремня:

Определяем частоту вращения ведомого вала:

Находим ориентировочное межосевое расстояние:

Принимаем

Определяем длину ремня:

Округляем до ближайшего стандартного по ГОСТ 1284-68

Находим окончательное межосевое расстояние:

Определяем угол обхвата на малом шкиве:

Определяем коэффициент режима работы станка:

Определяем коэффициент угла обхвата на малом шкиве:

Выбираем коэффициент учитывающий влияние центробежных сил

Определяем допустимое полезное напряжение:

Определяем окружную силу:

Определяем число ремней:

Определяем начальное натяжение ремней:



Определяем усилие действующее на вал:

Определяем угол между ветвями ремня:

Определяем угол отклонения усилия действующего на вал от линии, соединяющей центры шкивов:

Определяем фактическое значение передаточного отношения:

8. Расчет валов

Валы рассчитываются на прочность и жесткость. Расчет на прочность производится на сложное сопротивление, т.е. на совместное действие изгиба и кручение. Расчет на жесткость заключается в определении углов взаимного наклона валов под шестернями.

Производим предварительный расчет валов, исходя из крутящего момента при пониженных значениях допускаемых напряжений. При этом можно воспользоваться формулой:

мм

мм

мм

Назначаю: d₁= 24мм, d₂= 30 мм, d₃= 40 мм.

После определения диаметров валов производится предварительное прочерчивание коробки скоростей (с использованием определенных ранее параметров передач).

На следующем этапе проектирования можно производить уточненный расчет валов (при этом осевые размеры валов берутся из эскиза).

В данном проекте уточненный расчет не приводится, все диаметры валов берутся из предварительного расчета.

В соответствии с ГОСТ 6636-89 назначаем диаметры участков валов:

1 - ый вал:

Диаметр под уплотнение: мм

Диаметр под подшипники: мм

Диаметр под шестерни: мм

2 - ой вал:

Диаметр под уплотнение: мм

Диаметр под подшипники: мм

Диаметр под шестерни: мм

3 - ий вал:

Диаметр под уплотнение: мм

Диаметр под подшипники: мм

Диаметр под шестерни: мм

9. Геометрические размеры зацепления

Диаметры делительных окружностей:

1 группа

2 группа

Диаметры окружностей выступов

1 группа

2 группа

Диаметры окружностей впадин

Межосевые расстояния:

10. Конструктивные размеры зубчатых колес

1 группа

1 вал

Диаметр ступицы

Длинна ступицы =36 мм исходя из условия Назначаю

Толщина диска

Толщина обода

Размер фаски мм

2 вал

Диаметр ступицы

Длинна ступицы =45 мм исходя из условия Назначаю

Толщина диска

Толщина обода

Размер фаски мм

2 группа

2 вал

Диаметр ступицы

Длинна ступицы =45 мм исходя из условия Назначаю

Толщина диска

Толщина обода

Размер фаски мм

3 вал

Диаметр ступицы

Длинна ступицы =60 мм исходя из условия Назначаю

Толщина диска

Толщина обода

Размер фаски мм

13. Размеры элементов корпуса

Толщина стенки корпуса

Назначаю

Толщина ребер жесткости

Ширина фланца корпуса

14. Подбор шпонок

Размеры поперечного сечения шпонки выбирают из табл. ГОСТ 23360-73 по диаметру вала в месте установки шпонки. Также находят глубину паза на валу и ступице. Длину шпонки определяют, поэтому же стандарту в соответствии с длинной ступицы.

вращение шпиндель коробка скорость

15. Подбор подшипников качения

Подбор подшипников производится в такой последовательности:

Изображают расчетную схему вала. Находят реакции опор. Большая из них и будет искомой. Определяют величину .

По этой величине и диаметру вала подбирают подшипник соответствующей серии, условного обозначения.

Все подшипники подбираются по ГОСТ 7634.

Список литературы

1. Чернавский С.А. Проектирование механических передач. М.: Машиностроение 1976г. - 608с

2. Курсовое проектирование металлорежущих станков. Часть I. Учебное пособие. Смольников Н.Я., Подлеснов В.Н., Чурбаков В.Ф. и др./ Волгоград. гос. техн. ун-т, Волгоград, 1994, 161с.

3. Специальные станки для растачивания глубоких прерывистых отверстий шпинделями на выносных опорах: монография/ Н.Я.Смольников, В.А.Санинский.- Волгоград. гос. техн. ун-т, Волгоград, 2004, 176с

Размещено на Allbest.ru