Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Федеральное агентство по образованию

Читинский Государственный Университет

(ЧитГУ)

Институт технологических и транспортных систем

Кафедра “Технология машиностроения”

Курсовой проект

Чита 2009

Реферат

Пояснительная записка содержит 34 стр., 8 ил., 19 приложений, 5 табл., 9 источников.

ЗУБЧАТОЕ КОЛЕСО, КОРОБКА СКОРОСТЕЙ, МЕХАНИЗМ, ПЕРЕДАЧА, РЕМЕНЬ, ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЬ.

Объектом курсового проекта является коробка скоростей вертикально-сверлильного станка.

Целью курсового проекта является проектирование коробки скоростей.

При выполнении курсового проекта использовалась нормативно - справочная и другая техническая литература, производились расчёты при помощи ЭВМ, построение чертежей проводилось в КОМПАС.

В результате выполнения курсового проекта была спроектирована коробка скоростей.

Содержание

Введение

1. Обоснование скоростной характеристики проектируемого станка

2. Кинематический расчёт привода

3. Обоснование мощности электродвигателя

4. Расчёт ремённой передачи

5. Расчёт зубчатых передач

5.1 Первый блок зубчатых колёс

5.2 Второй блок зубчатых колёс

5.3 Третий блок зубчатых колёс

5.4 Определение реальных частот вращения шпинделя

5.5 Геометрический расчет и расчет на прочность зубчатых передач

6. Расчёт крутящих моментов и обоснование габаритов коробки

6.1 Расчёт крутящих моментов

6.2 Расчет сил ременной передачи

6.3 Расчёт на прочность зубчатых передач

6.4 Обоснование габаритных размеров коробки скоростей

7. Расчёт сил действующих в зацеплении

8. Выбор и расчёт подшипников

9. Уточнённый расчёт валов

10. Выбор механизма переключения скоростей

11. Смазка и охлаждение

Заключение

Список использованной литературы

Приложения

Введение

Станкостроение является одной из базовых отраслей экономики государства. От многообразия типов производящего оборудования, его возможностей и качества зависит конкурентоспособность промышленной продукции и положение страны на мировом рынке.

Номенклатура современного станочного оборудования постоянно расширяется. Появляются станки для новых методов обработки, совершенствуются их компоновочные схемы, возникают станки нетрадиционных компоновок. В подобной ситуации невозможно представить детальных конструкторских расчетов для основных целевых узлов и типов станков. Освоение данного материала полезно студентам и инженерам машиностроительных специальностей в совершенствовании навыков в проектировании современного оборудования.

Курсовое проектирование - завершающая часть изучения дисциплины и подготовительная работа к дипломному проектированию. При проектировании коробки скоростей станка необходимо ознакомиться с конструкциями коробок и станков, изучить методику проектирования коробок. На основании расчётных данных произвести построение свёртки и развёртки коробки скоростей. В ходе выполнения работы необходимо повторить полученные ранее знания из области сопромата и деталей машин, работу с ГОСТами и справочно-методической литературой.

1. Обоснование скоростной характеристики проектируемого станка

Принимаем n=n_min=n_1, при ц=1,26; n=31,5 об/мин; n_э=1440 об/мин. Выписываем ряд частот вращения шпинделя из нормали Н11-1:

n₁=31,5 об/мин;

n₂=40 об/мин;

n₃=50 об/мин;

n₄=63 об/мин;

n₅=80 об/мин;

n₆=100 об/мин;

n₇=125 об/мин;

n₈=160 об/мин;

n₉=200 об/мин;

n₁₀=250 об/мин;

n₁₁=315 об/мин;

n₁₂=400 об/мин;

Скоростной диапазон коробки определяем по формуле:

; (1)

R_n=400/31,5=12,69

Конус Морзе равен 5, следовательно, диаметры обрабатываемых отверстий будут равны: мм, мм.

; (2)

R_д=60/6=10

Соответственно этим размерам пределы скоростей резания будут найдены по формулам:

V_max=рЧd_minЧn₁₂/1000 м/мин; (3)

V_min=рЧd_minЧn₁/1000 м/мин; (4)

V_max=3,14Ч60Ч400/1000=75,36 м/мин;

V_min=3,14Ч6Ч31,5/1000= 0,595 м/мин.

Определим диапазон регулирования скорости по формуле:

. (5)

.

2. Кинематический расчёт привода

Число частот вращения шпинделя z=12 представим как:

Z=3Ч2Ч2=12

Этот конструктивный вариант обеспечит минимальное число групп и количество передач в группах, снижая габариты и вес коробки.

Число кинематических возможных вариантов определим по формуле:

B_к=К!, (6)

где К-число групп передач

B_к=3!=6. коробка скорость сверлильный станок

Число конструктивных вариантов привода определим по формуле:

B_кон=К!/m!; (7)

где m-число групп с одинаковым числом передач

B_кон=3!/2!=3.

Общее число вариантов определим по формуле:

В= B_кЧB_кон. (8)

В=6Ч3=18.

Расставим в структурной сетке числовые характеристики:

z=12=3₁Ч2₃Ч2₆

Построим структурную сетку коробки скоростей, структурная сетка коробки скоростей представлена на рисунке 1.



Рисунок 1 - Структурная сетка .

Максимальное значение числа интервалов, которое перекрывает группа, равно 6, что меньше предельно допустимого, равного 9.

Построим график частот вращения, учитывая, что частота вращения ведомого вала не должна увеличиваться более чем в 2 раза и уменьшаться более чем в 4 раза. График частот вращения представлена на рисунке 2.

Рисунок 2 - График частот вращения.

Кинематическая схема коробки скоростей представлена на рисунке 3



Рисунок 3 - Кинематическая схема коробки скоростей .

3. Обоснование мощности электродвигателя

Мощность электродвигателя в приводе станка расходуется на создание рабочих сил и преодоление различных сопротивлений. Для электродвигателя в приводе станков мощность может быть определена по формуле

N_э=1,25Ч(N_n/з+N_х), (9)

где N_n - полезная мощность, кВт;

з - общий КПД привода;

N_х - мощность холостого хода.

Полезная мощность N_n привода главного движения принята[9]:

N_n=2,8 кВт.

Расчётная скорость вращения шпинделя рассчитывается из условия наибольшего использования мощности привода

, (10)

где D_р, n_р - расчетные значения диаметров обработки и частот вращения шпинделя.

; (11)

, (12)

где R_n и R_D - диапазон диаметров и частота вращения.

;

.

.

Общее КПД привода рассчитывается по формуле

з= з_рпЧз³_зпЧз⁴_пк; (13)

где з_рп - КПД ремённой передачи, з_рп= 0,95;

з_зп - КПД зубчатой пары. з_зп =0,97, (3 пары);

з_пк - КПД подшипников качения, з_пк =0,99, (4 пары).

з=0,95Ч0,97³Ч0,99⁴=0,83.

Исходя из расчетной частоты вращения шпинделя, определяется расчётная ветка графика, представленного на рисунке 3. Следовательно, расчётные частоты вращения валов будут равны

n^I_р=400 об/мин;

n^II_р=250об/мин;

n^III_р=250 об/мин;

n^IV_р=63 об/мин;

Мощность холостого хода определяется по формуле

; (14)

где d_ср - средний диаметр всех валов привода, мм;

Уn - сумма расчётных частот вращения всех валов, об/мин;

n^шп_р - расчётная частота вращения шпинделя, об/мин;

k₁=1,5....2,0 - коэффициент повышения потерь на трение в шпиндельном узле;

k₂=3….6 - коэффициент совершенства системы смазки;

d_шп - расчётный диаметр шпинделя, мм.

Для расчёта мощности холостого хода производим предварительный расчёт диаметров валов по формуле для сплошного вала и по формуле для полого.

Диаметр сплошного вала находим по формуле

; (15)

где N_р - мощность привода для эскизного проектирования, кВт;

n^к_р - расчетная частота вращения к-го вала;

Мощность привода для эскизного проектирования N_р в 20 раз больше полезной мощности N_n

N_р=2,820=56 кВт.

,

.

Диаметр полого вала находим по формуле

; (16)

где D - наружный диаметр полого вала, мм;

[ф]=10…25 Н/мм² - допускаемое напряжение среза;

d₀ - диаметр отверстия шпинделя или полого вала, d₀=60 мм;

- 0,4…0,55- соотношение диаметров полого вала.

.

Средний диаметр всех валов привода рассчитывается по формуле

d_ср=(d₁+ d₂+ d₃+D)/4 (17)

d_ср=(72+82+82+140)/4=93,5

.

Определим необходимую мощность электродвигателя

N_э=1,25Ч(2,8/0,83 +0,458)=5,08 кВт.

Исходя из расчётной мощности, для данного станка принимаем электродвигатель 132S4/1455 с мощностью 7.5кВт и частотой вращения 1455 об/мин.

4. Расчёт ремённой передачи

Расчёт производим с помощью ЭВМ в программе КОМПАС (см. приложение А), результаты расчета представлены в таблице 1.

Таблица 1 - Результаты расчёта ремённой передачи

Наименование параметра	Ведущий шкив	Ведомый шкив
Диаметр шкива, мм	125	450
Передаточное отношение, мм Межцентровое расстояние, мм Длина ремня, мм Количество ремней	3,636 523 2000 3
Окружная скорость, м/сек	9,16	33
Наружный диаметр шкива, мм	130	457
Угол профиля канавок шкива	380	360
Глубина канавок шкива, мм	12	15
Ширина шкива, мм	52	52
Коэффициент запаса	1,011

5. Расчёт зубчатых передач

5.1 Первый блок зубчатых колёс

Для расчёта первого блока зубчатых колёс необходимо принять из стандартного ряда минимальное количество зубьев на колесе z₁=z_min=17.

По расчётной ветке определим передаточное отношение между первым и вторым валом:

i_min=315/400=0,787.

Определим расчётное количество зубьев на шестерне по формуле

z^Ч₁= z₁/ i_min; (18)

z^Ч₁=17/0,787=21,6.

Определим сумму зубьев колеса и шестерни, затем увеличим на 25% и примем по нормали Н21-5 стандартное ближайшее значение.

Уz=(z^Ч₁+z₁)Ч1,25; (19)

Уz=(21,6+17)Ч1,25=48,25; по нормали Н21-5 принимаем 48.

После того как приняли по нормали стандартное число зубьев, рассчитаем три пары зубчатых колёс:

z₁=48Ч315/(315+400)=21,146?21;

z^Ч₁=48-21=27;

z₂=48Ч250/(250+400)=18,46?19; z^Ч₂=48-19=29;

z₃= 48Ч400/(400+400)=24; z^Ч₃=48-24=24.

По первому блоку принимаем следующие три пары зубчатых колёс:

z^Ч₁/z₁=27/21; zЧ₂/z₂=29/19; z^Ч₃/ z₃=24/24.

5.2 Второй блок зубчатых колёс

Для расчёта второго блока зубчатых колёс необходимо принять из стандартного ряда минимальное количество зубьев на колесе z₄=z_min=17.

По расчётной ветке определим передаточное отношение между вторым и третьим валом:

i_min=125/250=0,5.

Определим расчётное количество зубьев на шестерне по формуле

z^Ч₄= z₄/i_min. (20)

z^Ч₄=17/0,5=34.

Определим сумму зубьев колеса и шестерни, затем увеличим на 25% и примем по нормали Н21-5 стандартное ближайшее значение.

Уz=(34+17)Ч1,25=63,75, по нормали принимаем 60.

Рассчитаем две пары зубчатых колёс:

z₄=60Ч125/(125+250)=20;

z^Ч₄=60-20=40;

z₅=60Ч250/(250+250)=30; z^Ч₅=60-30=30.

По второму блоку принимаем следующие две пары зубчатых колёс:

z^Ч₄/z₄=40/20; z^Ч₅/z₅=30/30.

5.3 Третий блок зубчатых колёс

Для расчёта третьего блока зубчатых колёс необходимо принять из стандартного ряда минимальное количество зубьев на колесе z₇=z_min=17.

По расчётной ветке определим передаточное отношение между третьим и четвёртым валом:

i_min=63/250=0,252.

Определим расчётное количество зубьев на шестерне по формуле:

z^Ч₇=17/0,252=67,46.

Определим сумму зубьев колеса и шестерни, затем увеличим на 25% и примем по нормали Н21-5 стандартное ближайшее значение.

Уz=(17+67,46)Ч1,25=105,57 , по нормали принимаем 108.

Рассчитаем две пары зубчатых колёс:

z₇=108Ч63/(63+250)=21,738?22;

z^Ч₇=108-22=86;

z₆= z^Ч₆=108/2=54.

По третьему блоку принимаем следующие пары зубчатых колёс:

z^Ч₆/z₆=54/54; z^Ч₇/z₇=86/22.

5.4 Определение реальных частот вращения шпинделя

Представленные в приложении Б расчёт реальных частот вращения и допускаемой ошибки, которая не должна превышать 2,6, производим с помощью ЭВМ в программе Excel.

Результаты расчёта представлены в таблице 2.

Таблица 2 - Результаты расчета реальных частот вращения

	Сумма зубьев	Передаточное отношение	n расчёт., об/мин	n ном., об/мин
z1=21 z 11=27	48	0,77	n1=33,05 n2=39,24 n3=50,45 n4=66,1 n5=78,47 n6=100,89 n7=129,2 n8=153,38 n9=197,197 n10=258,4 n11=306,75 n12=394,39	n1=31,5 n2=40 n3=50 n4=63 n5=80 n6=100 n7=125 n8=160 n9=200 n10=250 n11=315 n12=400
Z2=19 Z12=29	48	0,65
Z3=24 Z13=24	48	1
Z4=20 Z14=40	60	0,5
Z5=30 Z15=30	60	1
Z6=54 Z16=54	108	1
Z7=22 Z17=86	108	0,25

5.5 Геометрический расчёт зубчатых передач

Геометрический расчёт выполнен с помощью ЭВМ в программе КОМПАС, (расчеты представленны в приложении В, Г, Д); результаты расчёта приведены в таблице 3.

Таблица 3 - Геометрический расчет

Число зубьев	Z2=19	Z2'=29	Z5=30	Z5'=30	Z7=22	Z7'=86
Модуль мм	6,3	7	5
Ширина венца, мм	30	42	54
Передаточное число	1,526	1	3,91
Межосевое расстояние,мм	151	210	270
Делительный диаметр, мм	119,7	182,7	210	210	110	430
Диаметр вершин, мм	133,47	194,13	224	224	120,56	439,4
Диаметр впадин, мм	105,122	165,78	192,5	192,5	98,1	416,94

6. Расчёт крутящих моментов и обоснование габаритов коробки

6.1 Расчёт крутящих моментов

Расчёт крутящих моментов производим по формуле

; (21)

где N_э - номинальная мощность электродвигателя, кВт;

з_i-1 - КПД передач в цепи от электродвигателя до i-го вала;

n_рi - расчётная реальная частота вращения i-го вала, об/мин.

з₁=з_рпЧз_пк²=0,95Ч0,99²=0,93;

з₂=з_рпЧз_пк⁴Чз_зп=0,95Ч0,99⁴Ч0,97=0,885;

з₃=з_рпЧз_пк⁶Чз_зп²=0,95Ч0,99⁶Ч0,97²=0,84;

з₄=з_рпЧз_пк⁸Чз_зп³=0,95Ч0,99⁸Ч0,97³=0,8.

;

;

;

.

6.2 Расчет сил ременной передачи

Рассчитаем силы, с которыми ремённая передача действует на вал.

Окружная сила на шкиве равна

Рр=2КМ/D, (22)

где К-коэффициент динамичности нагрузки, К=1,1…..1,3;

М - расчётный крутящий момент на 1-м валу, Нм;

D - диаметр шкива на 1-м валу, м.

Рр=2Ч1,2Ч169,16/0,45=902,186 Н.

Радиальная сила давления со стороны шкива равна

; (23)

где So-начальная сила натяжения ремня, Н;

(24)

где е = 2,7 - основание натуральных логарифмов;

f = 0,3 - коэффициент трения для прорезиненных ремней;

б - угол обхвата на ведущем шкиве, град.

; (25)

где d₁, d₂ - диаметры шкивов, d₁=125 мм d₂=450мм;

а - межосевое расстояние, а=523мм.

,

6.3 Расчёт на прочность зубчатых передач

Расчёт на прочность выполнен с помощью ЭВМ в программе КОМПАС, (расчеты представлены в приложении Е ,Ж, З); результаты расчёта приведены в таблице 4.

Таблица 4 - Расчет на прочность

Число зубьев	Z2=19	Z2'=29	Z5=30	Z5'=30	Z7=22	Z7'=86
Модуль мм	6,3	7	5
Ширина венца, мм	30	42	54
Передаточное число	0,655	1	0,256
Расчетное контактное напряжение, МПа	596,048	424,949	603,038
Допускаемое контактно напряжение, МПа	2335	2335	2335	2335	2335	2335
Коэффициент запаса по контактным напряжениям	3,917	5,495	3,872
Расчетное напряжение изгиба, МПа	102,413	102,439	73,917	73,917	153,453	139,948
Допускаемое напряжение изгиба, МПа	1058	1058	1058
Коэффициент запаса по напряжениям изгиба	9,836	9,833	13,523	13,523	6,675	7,718

6.4 Обоснование габаритных размеров коробки скоростей

Предварительно ограничиваем длину валов следующим соотношением

l_i?(5…7)Чd_р; (26)

где d_р=1,25Чd- расчётный диаметр валов, мм;

l₁?6Ч1,25Ч72=540 мм;

l₂?6Ч1,25Ч82=615 мм;

l₃?6Ч1,25Ч82=615 мм;

l₄?6Ч1,25Ч140=1050 мм.

Длину всех валов примем 1000 мм.

Определим радиальный габарит развёртки по формуле

УА=2Ча+(m₁Чz₂)/2+(m₁+m₂+m₃)+А₁+А₂+А₃+(m₃Чz₇)/2; (27)

где а - конструктивное расстояние от стенки до венца зубчатого колеса,мм;

А₁, А₂, А₃ - межосевое расстояние, мм;

z₂, z₇ - наибольшие числа зубьев шестерён и колёс в верхней и нижней группе соответственно.

Конструктивная величина а зависит от габаритов коробки и толщины стенок и рассчитывается по формуле

д=0,025ЧА_т+5; (28)

где А_т- межосевое расстояние тихоходной передачи, А_т=270 мм.

д=0,025Ч270+5=11,75 мм.

Рассчитаем расстояние от стенки до венца колеса по формуле

а=дЧ(1…1,25); (29)

а=11,75Ч1.05=12 мм.

УА=2Ч12+6,3Ч29/2+(6,3+7+5)+(151+210+270)+5Ч86/2=1071 мм.

7. Расчёт сил, действующих в зацеплении

Определим окружное усилие в зацеплении зубчатых колёс

; (30)

где d_i - делительный диаметр зубчатого колеса, мм.

Определим радиальное усилие в зацеплении зубчатых колёс

Р_i= Т_iЧtgб; (31)

где б - угол профиля зуба, б=20є.

Зубчатая пара между валами I и II:

Т₁=2Ч169,16Ч10³/119,7=2826,399 Н;

Р₁=2826,399Чtg20є=1028,8 Н;

Т₂=2Ч245,699Ч10³/182,7=2689,64 Н;

Р₂=2689,64Ч tg20є=979,03 Н.

Зубчатая пара между валами II и III:

Т₃=2Ч245,699Ч10³/210=2339,99 Н;

Р₃=2339,99Чtg20є=851,756 Н;

Т₄=2Ч245,699Ч10³/210=2339,99 Н;

Р₄=2339,99Чtg20є=851,756 Н.

Зубчатая пара между валами III и IV:

Т₅=2Ч245,699Ч10³/110=4467,25 Н;

Р₅=4467,25Чtg20є= 1626,08 Н;

Т₆=2Ч868,229Ч10³/430=4038,27 Н;

Р₆=4038,27Чtg20є=1469,93 Н.

8. Выбор и расчёт подшипников

Для 1-го вала выберем подшипник легкой серии N212: d=60мм, D=110мм.

Для 2-го вала выберем подшипник легкой серии N215: d=75мм, D=130мм. Для 3-го вала выберем подшипник легкой серии N213: d=65мм, D=120мм.

Для шпиндельной втулки выберем подшипники лёгкой серии N220:d=100мм, D=180мм.

Ресурс подшипников равен 30000 часов, вид нагружения средненормальный.

Расчёт подшипников выполнен с помощью ЭВМ в программе КОМПАС (приложение И; К; Л), результаты расчёта приведены в таблице 4.

Таблица 5 -Результаты расчёта подшипников

Рассчитываемые параметры	Вал 1	Вал 2	Вал 3	Вал 4
Осевая сила, Н	0	0	0	0	0	0	0	0
В гор. плоско-сти, Н	0000	000	00	000	000	000	000	000
В верт. плоско-сти, Н	0000	000	000	000	000	000	000	000
Эквивалентная нагрузка, Н	000	000	000	000	000	000	000	000
Статистическаягрузоподъёмность,Н	000	000	000	000	000	000	000	000
Динамическаягрузоподъёмность,Н	000	000	000	000	000	000	000	000

9. Уточнённый расчёт валов

Материал валов - Сталь 45 нормализованная (НВ=170…210).

Предел прочности у_в=610 МПа. нормальное напряжение от изгиба и касательные напряжения от кручения, изменяющиеся по симметричному циклу напряжений, у_-1=275 МПа, ф_-1=165 МПа.

Изгибающие и крутящие моменты на валу, а также коэффициент запаса прочности определены в программе КОМПАС (приложение М, Н, О).

На рисунках изображены эпюры коэффициентов запаса прочности валов.

Рисунок 4 - Расчет 1-го вала

Рисунок 5 - Расчет 2-го вала

Рисунок 6 - Расчет 3-го вала

Рисунок 7 - Расчет 4-го вала

Проверка коэффициента запаса прочности определила, что все четыре вала удовлетворяют условию допускаемого значения запаса [S] =1,3…2.

10. Выбор механизма переключения скоростей

Для данной коробки скоростей применяется переключение скоростей с помощью зубчатых секторов. При повороте зубчатых секторов приводятся в действие вилки, которые передвигают блоки зубчатых колес.

Переключение осуществляется тремя рычагами. С помощью первого рычага передвигается блок, состоящий из трех зубчатых колес, сидящих на первом вале. Угол, на который поворачивается первый рычаг, составляет 90є. Второй и третий рычаг расположены совместно и при повороте на 60є перемещают 2-ой и 3-ий блоки соответственно. Фиксация производится с помощью подпружиненного шарика.

Определение радиуса, числа зубьев и модуля зубчатого сектора.

1-й блок

Исходя из длины окружности и угла поворота зубчатого сектора, найдем его радиус по формуле:

r =LЧ4/2р, (32)

где r -радиус сектора;

б-часть окружности для сектора, б=4;

L-длина окружности зубчатого сектора, мм.

r =125Ч4/6,28=80 мм.

Далее подберем число зубьев зубчатого сектора и найдем его модуль по формуле:

m= 2Чr/z, (33)

где r -радиус сектора;

z- число зубьев.

Примем z= 32, тогда

m=2Ч80/32=5.

На рисунке 4 показан механизм переключения скоростей для первого блока.

Рисунок 4- Механизм переключения скоростей для первого блока.

2-й блок

L=90, б=6.

r =90Ч6/6,28=86мм.

Примем z=34, тогда

m=2Ч86/34=5 мм.

На рисунке 5 показан механизм переключения скоростей для второго блока.

Рисунок 5- Механизм переключения скоростей для второго блока.

3-й блок

L=115, б=6.

r =115Ч6/6,28=110 мм.

Примем z= 40, тогда

m=2Ч110/40=5,5 мм.

На рисунке 6 показан механизм переключения скоростей для третьего блока.

Рисунок 6- Механизм переключения скоростей для третьего блока.

11. Смазка и охлаждение

Зубчатые колёса смазываются вследствие разбрызгивания масла под действием центробежных сил.

Для смазки принимаем масло индустриальное ИС-40А с вязкостью 40Ч10^-6 м²/с (контактные напряжения 400…1000 МПа, окружная скорость 2…5 м/с).

Требуемую производительность насоса определим по формуле

; (34)

где N_ТР - мощность трения, находится по формуле

N_ТР=N_ДВЧ(1-з); (35)

N_ТР=7,5Ч(1-0,83)=1,275 (кВт).

?t - перепад температуры на выходе и входе зоны трущихся поверхностей, ?t=45…50⁰С,

К - коэффициент запаса масла, К=2.

.

Диаметр трубопровода определим по формуле

; (36)

где V - средняя скорость протекания масла, V=2…4 м/с.

.

Для данной системы смазки примем насос 11-18МН3031-61.

Техническая характеристика насоса:

Номинальная подача Q-1,8 л/мин;

Давление нагнетания Р_ном-0,25 МПа;

Диапазон частот вращения n-500-1000 об/мин;

Объемный КПД -0,8.

Заключение

В ходе выполнения курсового проекта были получены знания по расчёту коробки скоростей вертикально-сверлильного станка, выбору механизма переключения передач.

При выполнении курсового проекта были использованы знания по расчёту ремённых и зубчатых передач, валов и подбор подшипников, выбору сорта масла и расчёт системы охлаждения. При выполнении курсового проекта использовались ГОСТы и справочная литература. А также использовался ЭВМ, программы такие, как КОМПАС и Excel.

Результатом выполнения курсового проекта является спроектированная коробка скоростей.

Список использованной литературы

1. Семичевский Г.А Расчет и конструирование коробок скоростей и механизмов металлорежущих станков. Учеб. Пособие. - Чита:ЧитГУ, 2005. - 122 с.

2. Тарзиманов Г.А. Проектирование металлорежущих станков. - М.: Машиностроение, 1972. - 312 с.

3. Чернавский С.А., Снесарев Г.А., Козинцов Б.С. Проектирование механических передач. - М.: Машиностроение, 1984. - 558 с.

4. Ицкович Г.М., Киселёв В.А., Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин. - М.: Машиностроение, 1964. - 600 с.

5. Чекмарёв А.А., Осипов В.К. Справочник по машиностроительному черчению. - М.: Высшая школа, 2002. - 493 с.

6. Анурьев В.И. Справочник конструктора машиностроителя. В 3 т. - 6 - е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1980.

7. Стандарт предприятия. Комплексная программа повышения качества подготовки специалистов: Требования к оформлению учебной текстовой документации / исполн.: С.И. Кузмичёва и др. - Чита: ЧитГУ, 1998. - 21 с.

8. Металлорежущие станки и промышленные роботы: Метод. указ., разраб. к.т.н. Березин С.Я. - Чита: ЧитГУ, 1993. - 49 с.

9. Барановский С. П. Режимы резания. - М.: Машиностроение, 1984. - 351 с.

Размещено на Allbest.ru