Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

Введение.

1. Расчет двухдиапазонного привода

2. Поликлиновая ременная передача

3. Разработка чертежа развертки коробки скоростей

4. Расчет зубчатых колёс

4.1 Расчет числа зубьев зубчатых колес

4.2 Расчет модулей зубчатых колёс

4.3 Определение ширины колес

4.4 Предварительный расчет валов

4.5 Расчет диаметров зубчатых колес

4.6 Расчет ступиц колес

5. Расчет валов

5.1 Расчет на прочность вала, передающего вращение на шпиндель

5.2 Расчет шпинделя на прочность

Заключение

Список литературы.



Введение

В токарных станках, максимальный диаметр обработки равняется удвоенной высоте центров, приходится обрабатывать заготовки большого диаметра.

Для производительного резания необходимо наличие на шпинделе больших крутящих моментов, которые возникают при уменьшении частоты его вращения, т.е. при значительной редукции между двигателем и шпинделем. В то же время высокие скорости резания необходимы для обработки цветных сплавов, чистового точения современными твердыми сплавами со сверхтвердыми покрытиями и сверхтвердыми материалами. Такие скорости достижимы при малой редукции.

Решить возникшую задачу можно путем применения в главных приводах токарных станков двух диапазонов вращения: низшего и высшего.

На рисунке 1 показаны структурная схема двухдиапазонного привода.

Рисунок 1 - Структурная схема вариант главного привода со шпиндельной бабкой.



1. Расчет двухдиапазонного привода

Выбраем двигатель 184-NE, ориентируясь на номинальную мощность Р_{ном лв} = 40 кВт для станков средней серии - в пределах 22-40 кВт.

Построим график силовой характеристики двигателя представленый в приложении 1, нанеся на него линии мощности и вращающего момента. Вращающий момент для каждой точки подсчитать по формуле T_i = .

Назначим, максимальную частоту вращения шпинделя на высшем диапазоне n_maxпр2=2000(максимальную частоту вращения главного привода станка).

Для поддержания требуемой скорости резания требуется увеличение частоты вращения шпинделя при уменьшении диаметра обработки.

Большие частоты вращения необходимы также для создания больших скоростей резания при обработке легких сплавов и чугуна резцами из композитов.

Большие частоты вращения вызывают необходимость использования скоростных шпиндельных подшипников, диаметр которых тем меньше, чем больше скорость вращения. Но, одновременно, снижается несущая способность опор. Этот пункт показывает противоречивость между требованиями скоростной характеристики и несущей способности подшипниковых опор качения.

Проверим возможность не использовать в приводе третий участок силовой характеристики двигателя. Для этого рассчитать передаточное отношение ременной передачи i_рп = =5000/2000=2,5

Для двигателя получится значение i_рп =2,5? 1, что свидетельствует о возможности продолжить расчет.

Принять передаточные отношения в коробке скоростей i_{в кс} = 1 и i_{н кс} = 4. Именно такие передаточные отношения наиболее благоприятны из технологических соображений для создания двухскоростного редуктора с двумя валами.

Получается i_в = i_рп=2,5 и i_н = 4*i_рп=4*2,5=10

Значения частот вращения в характерных точках:

в точке Е n_Е = n_maxпр2 = n_{max ст} / i_рп=5000/2,5=2000,

в точке D n_D = n_1-s1дв / i_рп=1250/2,5=500,

в точке В n_В = n_{max ст} /4*i_рп=5000/10=500,

в точке А n_А = n_1-s1дв /4*i_рп=1250/10=125.

Построим график силовой характеристики представленого в приложении 1. Принять кпд верхнего диапазона привода равным 0,94 и нижнего диапазона 0,9. Для характеристики двигателя 184-NЕ принять данные P=40 кВт, n_{max дв}=5000 об/мин, n_{ном дв}=1250 об/мин. Для характеристики верхнего диапазона мощность двигателя умножм на 0,94, а каждую частоту вращения двигателя разделить на i_в = i_рп. Для характеристики нижнего диапазона мощность двигателя умножить на 0,9, а каждую частоту вращения двигателя разделить на i_в = 4* i_рп.

Расчеты предельной глубины резания для обоих диапазонов привода выполним на конкретном примере проектирования регулируемого главного привода токарного станка с ЧПУ средней серии с высотой центров 400 мм. Максимальная частота вращения шпинделя n_{max пр} = 2000 об/мин.

Выбираем двигатель 184-NЕ с мощностью двигателя Р = 40 кВт, номинальной частотой 1250 об/мин, n_{1-s1 дв} = 5000 об/мин, n_{макс дв} = 5000 об/мин. Примем решение не использовать третий участок силовой характеристики двигателя, ограничив его максимальную скорость вращения частотой 5000 об/мин, совпадающей с частотой n_{1-s1 дв.}



Номинальная частота привода на высшем диапазоне

об/мин.

На шпинделе станка при работе на высшем диапазоне на участке 500 - 2000 об/мин номинальная мощность на шпинделе P₂ = 0,94·40=37,6 кВт равна произведению мощности двигателя на кпд высшего диапазона. На участке от 0 до 500 об/мин мощность на шпинделе возрастает по линейному закону от нуля до значения P₂.

Условием отсутствия «провалов» мощности будет передаточное отношение коробки скоростей, равное

Передаточное отношение низшего диапазона нужно принять 4·2,5= 10.

Максимальная частота вращения шпинделя на низшем диапазоне равна

Номинальная частота на низшем диапазоне равна:

об/мин.

На шпинделе станка при работе на низшем диапазоне на участке 125 - 500 об/мин мощность на шпинделе P₁ = 0,9·40=36 кВт равна произведению мощности двигателя на кпд низшего диапазона. На участке от 0 до 125 об/мин мощность на шпинделе возрастает по линейному закону от нуля до значения P₁.

В таблице 1 приведены результаты расчета по формуле n = (об/мин) частоты n вращения шпинделя токарных станков в зависимости от скорости резания v в диапазоне от 25 до 400 м/мин для обработки диаметров заготовки D от 32 до 640 мм.

Таблица 1 - Частоты вращения шпинделя, об/мин.

D, мм	Скорость резания м/мин
	25	31,5	40	50	63	80	100	125	160	200	250	315	400
	Частота вращения , об/мин
640	8	16	20	25	31	40	50	62	80	100	124	157	199
515	15	19	25	31	39	49	62	77	99	124	155	195	247
410	19	24	31	39	49	62	78	97	124	155	194	245	311
320	25	31	40	50	63	80	100	124	159	199	249	313	398
256	31	39	50	62	78	100	124	156	199	249	311	392	498
205	39	49	62	78	98	124	155	194	249	311	388	489	621
160	50	63	80	100	125	159	199	249	318	398	498	627	796
130	61	77	98	122	154	196	245	306	392	490	612	772	980
105	76	96	121	152	191	243	303	379	485	607	758	955	1213
80	100	125	159	199	251	318	398	498	637	796	995	1254	1592
64	124	157	199	249	313	398	498	622	796	995	1244	1567	1990
52	153	193	245	306	386	490	612	766	980	1225	1531	1929	2450
42	190	239	303	379	478	607	758	948	1213	1517	1896	2389	3033
32	249	313	398	498	627	796	995	1244	1592	1990	2488	3135	3981

В таблице нанесены три ступенчатые линии. Левая (верхняя) линия отделила участок переменной мощности низшего диапазона при частоте вращения шпинделя менее 125 об/мин. Под этой линией располагается участок от 125 до 500 об/мин постоянной мощности на низшем диапазоне. От 0 до 500 об/мин шпиндель работает на низшем диапазоне.

Средняя линия разделила работу шпинделя на обоих диапазонах. От 0 до 500 об/мин на высшем диапазоне шпиндель работает с переменной мощностью. От 500 до 2000 об/мин на высшем диапазоне мощность постоянна, общая область работы на высшем диапазоне от 0 до 2000 об/мин позволяет в ряде случаев работать на одном диапазоне без переключений.

Третья правая (нижняя) линия ограничила верхний предел частот работы станка, станок работает на частотах правее этой линии.

При расчете предельной глубины резания подача на оборот шпинделя принята равной 1 мм/об.

Выполняются расчеты коэффициентов k₁ и k₂ для различных марок стали, чугуна и легких сплавов по методическому указанию [1]. В методическом указании выполняется расчет предельной глубины резания для низшего диапазона показанный в таблице 2,по формуле t_пр = . На частотах, меньших номинальной, влево и вверх от разделительной черты Р_{шп =} , t_пр =, на частотах, больших номинальной - внизу от разделительной черты t_пр =,

где k =1,05

k2=0,061;

m = 0,85;

y = 0,75;

з = 0,9 - коэффициент полезного действия низшего диапазона.

Таблица 2 - Предельной глубины резания низшего диапазона.

D, мм	Скорость резания м/мин
	25	31,5	40	50	63	80	100	125	160	200	250	315	400
	Предельная глубина резания, мм
640	2,2	3,7	3,8	3,9	4,1	4,2	4,3	4,5	4,7	4,8	5,0	4,4	3,6
515	4,4	4,5	4,7	4,9	5,0	5,2	5,4	5,6	5,8	6,0	5,4	4,4	3,6
410	5,5	5,7	5,9	6,1	6,3	6,6	6,8	7,0	7,3	6,5	5,4	4,4	3,6
320	7,1	7,3	7,6	7,8	8,1	8,4	8,7	9,0	7,9	6,5	5,4	4,4	3,6
256	8,8	9,1	9,5	9,8	10,1	10,5	10,9	9,7	7,9	6,5	5,4	4,4	3,6
205	11,0	11,4	11,8	12,2	12,7	13,1	11,7	9,7	7,9	6,5	5,4	4,4
160	14,1	14,6	15,2	15,7	16,2	14,2	11,7	9,7	7,9	6,5	5,4
130	17,4	18,0	18,7	19,3	17,3	14,2	11,7	9,7	7,9	6,5
105	21,5	22,3	23,1	21,1	17,3	14,2	11,7	9,7	7,9
80	28,3	29,3	25,5	21,1	17,3	14,2	11,7	9,7
64	35,3	31,3	25,5	21,1	17,3	14,2	11,7
52	38,1	31,3	25,5	21,1	17,3	14,2
42	38,1	31,3	25,5	21,1	17,3
32	38,1	31,3	25,5	21,1

В таблице 3 приведен расчет частот вращения шпинделя для станка с высотой центров 400 мм с нанесением разделительных линий.

Таблица 3 - Предельной глубины резания.

D, мм	Скорость резания м/мин
	25	31,5	40	50	63	80	100	125	160	200	250	315	400
	Предельная глубина резания, мм
640	0,5	0,8	0,9	0,9	0,9	1,0	1,0	1,0	1,1	1,1	1,2	1,2	1,2
515	1,0	1,0	1,1	1,1	1,2	1,2	1,2	1,3	1,3	1,4	1,4	1,5	1,5
410	1,3	1,3	1,4	1,4	1,5	1,5	1,6	1,6	1,7	1,7	1,8	1,9	1,9
320	1,6	1,7	1,7	1,8	1,9	1,9	2,0	2,1	2,2	2,2	2,3	2,4	2,5
256	2,0	2,1	2,2	2,3	2,3	2,4	2,5	2,6	2,7	2,8	2,9	3,0	3,1
205	2,5	2,6	2,7	2,8	2,9	3,0	3,1	3,2	3,4	3,5	3,6	3,7	3,5
160	3,3	3,4	3,5	3,6	3,7	3,9	4,0	4,2	4,3	4,5	4,6	4,2	3,5
130	4,0	4,2	4,3	4,5	4,6	4,8	4,9	5,1	5,3	5,5	5,1	4,2	3,5
105	5,0	5,1	5,3	5,5	5,7	5,9	6,1	6,3	6,6	6,2	5,1	4,2	3,5
80	6,5	6,8	7,0	7,2	7,5	7,8	8,0	8,3	7,5	6,2	5,1	4,2	3,5
64	8,2	8,4	8,7	9,0	9,4	9,7	10,0	9,3	7,5	6,2	5,1	4,2	3,5
52	10,0	10,4	10,8	11,1	11,5	11,9	11,2	9,3	7,5	6,2	5,1	4,2
42	12,4	12,9	13,3	13,8	14,3	13,6	11,2	9,3	7,5	6,2	5,1
32	16,3	16,9	17,5	18,1	16,6	13,6	11,2	9,3	7,5	6,2



2. Поликлиновая ременная передача

коробка скорость зубчатый ступица

Поликлиновые ремни состоят из плоской и профильной частей. В плоской части размещено несколько слоев прорезиненной ткани и ряд кордшнура из синтетических волокон. Профильная часть рисунок 2, образуемая продольными клиньями, состоит из резины. Обе части с вулканизованы в одно целое.

Рисунок 2 - Сечения поликлиновых ремней.

Поликлиновые ремни предназначены для замены отдельных клиновых ремней или их комплектов с целью сокращения габаритов. При передаче одинаковой мощности ширина поликлинового ремня может быть примерно в два раза меньше, чем у комплекта клиновых ремней.

Ремень сечения К применяют вместо клиновых ремней сечений О и А для передачи момента T₁ ? 40 Нм; ремень сечения JI - вместо клиновых ремней А, Б и В для передачи момента T₁ = 18 - 400 Н м; ремень сечения М - вместо клиновых ремней В, Г, Д и Е для передачи момента Т₁ > 130 Н•м (где Т₁ - момент на быстроходном валу). Если могут быть применены ремни двух сечений, предпочтение следует отдавать ремню с меньшим сечением.

Расчет поликлиновой ременной передачи;

1. Коэффициент режима работы для токарного станка с учетом работы в две смены .

2. Расчетный момент на быстроходном валу

3. При значении момента 85 Нм в соответствии с рекомендацией принимаем ремень сечения Л.

4. Диаметр меньшего шкива

Принимаем 140 мм.

5. Скорость ремня

м/с

6. Диаметр ведомого шкива

Принимаем 125 мм.

7. Передаточное число

.

8. Исходными данными для расчета передач поликлиновыми ремнями являются передаваемая мощность Р, передаточное отношение i и коэффициент режима работы К_р. По номограмме (см. рисунок 3) определяем необходимое количество клиньев z.

Принимаем z = 25.



Рисунок 3 - Номограмма для определения числа клиньев поликлинового ремня сечения Л

9. При межосевое расстояние

10. Длина ремня

11. Принимаем L=2000 мм.

Условное обозначение ремня: 2000 Л 25 РТМ 38-0528-74. 12

12. Межосевое расстояние, выверенное по принятой длине ремня

13. Угол обхвата на малом шкиве

14. Усилие, действующее на вал

Ширина шкивов



3. Разработка чертежа развертки коробки скоростей

Компоновочная схема разрабатывается в следующем порядке:

1) Определяют расстояния между осями валов и проводят осевые линии.

2) На осях располагают зубчатые колеса, муфты и другие передачи и механизмы в соответствии с кинематической схемой. При этом нужно обеспечить возможность осевого перемещения подвижных зубчатых колес и муфт, размещения механизмов управления, регулирования подшипников, сборки и разборки узла, а также обратить внимание на то, чтобы передвижные блоки зубчатых колес не сцепились одновременно с двумя неподвижными колесами на смежном валу.

3) Вдоль оси каждого вала проставляют все соответствующие конструктивные размеры, что позволяет определить его ориентировочную длину.

Расчет основных параметров зубчатой передачи осуществлен в программной среде MS EXCEL.

4. Расчет зубчатых колёс

4.1 Расчет числа зубьев зубчатых колес

Число зубьев зубчатых колес определяется по следующим формулам:

Считая по этим формулам, получаем следующие числа зубьев зубчатых колёс:

- для первой передачи

тогда

- для второй передачи

тогда

Данные по расчету чисел зубьев зубчатых колес сведены в таблицу 4.

Таблица 4 - Числа зубьев зубчатых колес

I	i1=1	i2=4
z1:z2	75:75	120:30
?z	150

4.2 Расчет модулей зубчатых колёс

В коробках скоростей проектировочный расчет зубчатых колес ведется на усталость по контактным напряжениям и проверяется на изгиб.

По контактным напряжениям:



.

На изгиб:

,

где m - модуль, мм;

Р - мощность в цепи от электродвигателя до рассчитываемой шестерни с учетом КПД, кВт;

n - частота вращения меньшего зубчатого колеса передачи расчетной кинематической цепи, мин^-1;

U - передаточное отношение числа зубьев большего колеса к меньшему (U ? 1);

Z - число зубьев рассчитываемой шестерни;

ш - отношение ширины зубчатого колеса к модулю, ш=8;

у - коэффициент формы зуба;

[у]_к = 740 МПа для стали 20Х с цементацией и закалкой - допустимое контактное напряжение;

[у]_и = 235 МПа для стали 20Х с цементацией и закалкой - допустимое напряжение изгиба;

К, К_нер, К_дин - коэффициенты соответственно долговечности, неравномерности распределения нагрузки и динамичности.

Коэффициент долговечности при расчете на изгиб можно принимать равным единице, а при расчете на контактные напряжения равным:

,



где К_р - коэффициент, характеризующий предполагаемое изменение мощности, передаваемой рассчитываемой шестерне, К_р = 1;

Т - расчетное время работы передачи в часах;

n_min - наименьшая частота вращения шпинделя рассчитываемой шестерни, при которой передается полная мощность двигателя;

N₀ - базовое число циклов для материала рассчитываемой шестерни,

N₀ =2,5·10⁷;

К_п - коэффициент, характеризующий работу передачи на различных частотах вращения, К_п = 1;

К_нер - коэффициент неравномерности, зависящий от условий монтажа зубчатых колес, К_нер = 1;

К_дин - учитывает дополнительные динамические нагрузки вследствие неточности изготовления зубьев, К_дин = 1.

Модуль колес на первом - втором валу:

Где ,

Принимаем m = 2.

4.3 Определение ширины колес

Ширина зубчатого венца равна:

b = ш_ba?A,

где ш_ba - коэффициент ширины зубчатого колеса (для коробок скоростей ш_ba= 0,15);

А - межцентровое расстояние сопряженных колес, мм определяется по формуле:

где t - количество колес в блоке;

Межцентровое расстояние сопряженных колес:

Ширина зубчатого колеса:

Ширина зубчатых колес блоков:

4.4 Предварительный расчет валов

Для предварительного прочерчивания диаметры валов определяются по формуле:

d = 130 ,

где Р - мощность, передаваемая валом, кВт,

n - минимальная частота вращения вала 1/3 диапазона, передаваемая валом, об/мин.

Определяем мощности на каждом валу:



Тогда,

Крутящий момент на валу равен:

,

где щ - угловая скорость на данном валу, мин^-1

,

где n - частота вращения на данном валу, об/мин.

4.5 Расчет диаметров зубчатых колес

Для "свертывания" валов (зубчатых колес) коробки в вертикальной плоскости определим диаметр делительных окружностей всех зубчатых колес по формуле:



d₁=75*2=150 мм, d₂=75*2=150 мм;

d₃=120*2=240 мм, d₄=30*2=60 мм.

Диаметр окружностей вершин зубьев определяются по формуле:

d₁=150+2*2=154 мм; d₂=150+2*2=154 мм;

d₃=240+2*2=244 мм; d₄=60+2*2=64 мм.

Диаметр впадин определяются по формуле:.

d₁=150-2.5*2=145 мм; d₂=150-2.5*2=145 мм;

d₃=240-2.5*2=235 мм; d₄=60-2.5*2=55 мм.

Геометрические параметры зубчатых колёс на свёртке должны вписываться в габаритные размеры внутреннего пространства проектируемой коробки скоростей.

Ось шпинделя (выходного вала должна) должна быть привязана по высоте к направляющим станины и располагаться симметрично относительно направляющих.

4.6 Расчет ступиц колес

Диаметр ступиц зубчатых колёс определяется по следующей формуле:

d_ст = 1,5 d.

Длина ступиц зубчатых колёс определяется по следующей формуле:

l_cn = 0,8 d.

Ступицы зубчатых колес на первом валу:

d_ст = 1,5·40 = 60 мм (конструктивно принимаем 50 мм);

l_cn = 0,8·40 = 32 мм (принимаем 40 мм).

Ступицы зубчатых колёс на втором валу:

d_ст = 1,5·70 = 105 мм (конструктивно принимаем 90 мм);

l_cn = 0,8·70 = 56 мм (принимаем 50 мм).



5. Pасчет валов

Полный расчет производится для шпинделя и предпоследнего вала. Для расчета валов вычерчивается расчетная схема в двух проекциях в виде развертки и вид с торца (свертка валов). На этой схеме должны быть показаны шестерни, передающие наибольший крутящий момент, расположенные на рассчитываемом вале, на предшествующем ему на шпинделе. Указываются расстояния между опорами и зубчатыми колесами, направления и точки приложения сил. По полученной расчетной схеме строим схемы нагружения вала в двух взаимно перпендикулярных плоскостях (например, горизонтальной и фронтальной). При расчете вала на прочность по схеме нагружения определяют опорные реакции (во взаимно перпендикулярных плоскостях), строим эпюры изгибающих и крутящих моментов, определяют наиболее нагруженные сечения. По полученному эквивалентному моменту уточняют диаметр вала.

Расчет валов на жесткость проводится в виде поверочного. Учитывая повышенные требования к жесткости валов, их размеры, полученные из условия расчета на прочность, предварительно увеличивают от 1,4 до 1,7 раза. Критерием жесткости валов коробок скоростей и подач являются достаточно малые взаимные перекосы сопряженных зубчатых колес и суммарный прогиб валов в точке установки этих зубчатых колес.

Расчет реакций опор и изгибающих моментов произведен в среде MS EXCEL.

5.1 Расчет на прочность вала, передающего вращение на шпиндель

Строим схему зацепления для вала, с которого передается вращение на шпиндель. Схема нагружения (рисунок 4) и эпюры моментов строятся согласно теории сопротивления материалов.

Рисунок 4 - Схема нагружения первого вала

Силы, действующие на валу, рассчитываются по следующим формулам:

где d - делительный диаметр зубчатого колеса, мм;

М =174,41 Нм - крутящий момент на валу, Нм;

где б - угол зацепления (20⁰).

В результате расчета получаем:

H;

H;

H;

H;

Определяем реакции опор в двух плоскостях XOZ, YOZ.

В плоскости XOZ:



В плоскости YOZ:

По исходным данным строим эпюры изгибающих и крутящих моментов в двух взаимно перпендикулярных плоскостях, горизонтальной и фронтальной.

Определим наиболее нагруженные сечения и по полученному эквивалентному моменту уточняем диаметр вала по формуле:

Нм.

Крутящий момент в плоскости XOZ:

на участке АB:

M(Z) = F_tA*Z;

M(0) = 0;

M(0.15) = 996.62*0.15 = 149.49 Нм;

на участке BC:

M(Z) = F_tA*(a+Z) - R_BX*Z;

M(0.108) = 996.62*(0.15 + 0.108) - 2983.19*0.108 = -65.06 Нм;

Крутящий момент в плоскости YOZ:

на участке АB:

M(Z) = F_rA*Z;

M(0) = 0;

M(0.15) = 362.74*0.15 = 54.41 Нм;

на участке BC:

M(Z) = F_rA*(a + Z) - R_YB*Z;

M(0.108) = 362.74*(0.15 + 0.108) - 1085.78*0.108 = - 23.68 Нм;

По исходным данным строим эпюры изгибающих в двух взаимно перпендикулярных плоскостях, горизонтальной и фронтальной (см. рисунок 5)

Рисунок 5 - Эпюры изгибающих моментов, на первом валу

Зная крутящий момент, передаваемый валом, определяем эквивалентный момент в опасном сечении:

Нм

Определяем диаметр:

мм.

Рассчитанный диаметр меньше диаметра, полученного при предварительном расчете без учета запаса прочности, соответственно, предварительно рассчитанный диаметр вала подходит.

5.2 Расчет шпинделя на прочность

Строим схему нагружения шпинделя (рисунок 6).



Рисунок 6 - Схема нагружения шпинделя

Силы, действующие на шпиндель, рассчитываются по следующим формулам:

где d - делительный диаметр зубчатого колеса, мм;

М = 676.81 - крутящий момент на шпинделе, Нм;

где б - угол зацепления (20⁰).

В результате расчета получаем:

H;

H;

H;

H;

H;

Определяем реакции опор в двух плоскостях XOZ, YOZ.

В плоскости XOZ:

H;

4431.5 H.

В плоскости YOZ:

H

H

Определим наиболее нагруженные сечения и по полученному эквивалентному моменту уточняем диаметр вала по формуле:



Крутящий момент в плоскости XOZ:

на участке АB:

M(Z) = - R_XA*Z;

M(0) = 0;

M(0.1) = 7412.66*0.1 = - 741.26 Нм;

на участке BC:

M(Z) = R_XA (a+Z) - F_tB•Z;

M(0.19) = 7412.66*(0.1+0.1) - 9024.13*0.1 = -580.11 Нм;

Крутящий момент в плоскости YOZ:

на участке АB:

M(Z) = R_XA*Z;

M(0) = 0;

M(0.1) = 1368,55*0.1 = 136,85 Нм;

на участке BC:

M(Z) = R_XA*(a + Z) - F_tB*Z;

M(0) = R_XA*a = 1368.55*0.1 = 136.85 Нм;

M(0.2) = 1368.55*(0.1+0.1) - 3284.51*0.1= -54.74 Нм;

на участке CD:

M(Z) = R_XA*(a + b + c) - F_tB *(b + Z) - F_tC*Z;

M(0) = 54.74 Нм;

M(0,28) = 1368.55*(0.1 + 0.1 + 0.8) - 3284.51*(0.1 + 0.08)-

- 2052.82*0.28 = - 782.95 Нм. По исходным данным строим эпюры изгибающих и крутящих моментов в двух взаимно перпендикулярных плоскостях, горизонтальной и фронтальной (рисунок 7).

Рисунок 7 - Определение реакций опор и изгибающих моментов в вертикальной и горизонтальной плоскостях

Зная крутящий момент, передаваемый валом, определяем эквивалентный момент в опасном сечении:

Нм

Определяем диаметр:



мм.

Рассчитанный диаметр меньше диаметра, полученного при предварительном расчете, без учета запаса прочности, соответственно, предварительно рассчитанный диаметр вала подходит.



Заключение

Дальнейший рост производительности современных станков, в значительной степени, определяется уровнем их автоматизации. Токарные станки занимают значительную часть от всего парка металлорежущих станков. Это определяется достаточной степенью универсальности, высокой производительностью и простотой в управлении. Несмотря на появление более новых станков и автоматов предназначенных для обработки аналогичных деталей, токарные станки все еще являются тем оборудованием на котором, в условиях серийного производства, обрабатывается подавляющее большинство деталей вращения.

В данном курсовом проекте произведены расчеты необходимые для проектирования токарного станка.



Список литературы

1. Н.В. Захарова, О.А. Терехова, Р.Б. Марголит. Оборудование машиностроительных производств. Методические указания по выполнению курсового проекта. 2014 - 39 с.

2. Терехова О.А., Марголит Р.Б. Структурный синтез приводов главного движения токарных станков //Международная научная заочная конференция «Актуальные вопросы современной техники и технологии», Липецк, 2010. с. 154-157.

3. Механизация, автоматизация, информатизация, телекоммуникация и связь в отраслях производств.: научная монография; [под ред. С.М. Ахметова]. Новосибирск: Изд. «СибАК», 2014. - С 76 - 133.

4. П.Ф. Дунаев, О.П.Леликов. Конструирование узлов и деталей машин.- М.: Высшая школа, 2003.- 453с.

Размещено на Allbest.ru