Проектирование коробки скоростей для токарного станка

Размещено на http: //www. allbest. ru/

Содержание

• Исходные данные
• Введение
• 1. Определение режимов резания
• 1.1 Режимы резания
• 1.2 Расчёт максимальной силы резания
• 1.3 Мощность резания
• 2. Кинематический расчет
• 2.1 Число оборотов
• 2.2 Построение графика чисел оборотов
• 2.3 Определение числа зубьев зубчатых колес
• 2.4 Действительные значения частот
• 3. Силовой расчет коробки скоростей
• 3.1 Определяем КПД привода
• 3.2 Расчет потребной мощности электродвигателя и передаваемой мощности на валах
• 3.3 Расчет частот вращения валов
• 3.4 Крутящий момент
• 3.5 Определяем модуль зубчатых зацеплений
• 4. Расчет элементов коробки скоростей
• 4.1 Расчет геометрических параметров зубчатых колес
• 4.2 Предварительный расчет диаметров валов
• 4.3 Расчет ременной передачи
• 4.4 Подбор муфты
• 4.5 Выбор конструкции шпинделя и его расчет
• 4.6 Расчет сил действующих на шпиндель
• 4.7 Проверочный расчет подшипников опор шпинделя
• 4.8 Расчет шпинделя на жесткость
• 5. Расчет усилий на органах управления
• 6. Описание конструкции коробки скоростей
• Список использованных источников


Исходные данные

Вариант 48

Исходные данные для расчёта коробки скоростей токарного станка:

Число ступеней частот вращения - 18;

Знаменатель прогрессии - 1,12;

Структурная формула - 2₄3₆3₁;

Тип станка - токарный;

Обрабатываемая деталь:

Материал - чугун;

Наибольший размер - D200;

Назначение коробки передач -скоростей;

Механизм переключения - 3С;

Включение передач: на всех блоках муфтой;

Механизм переключения: однорукояточный, с предварительным набором;

Шпиндель: полый;

Положение включения: на минимальную частоту вращения.



Введение

Токарные станки делятся на универсальные и специализированные. Универсальные станки предназначены для выполнения самых разнообразных операций: обработки наружных и внутренних цилиндрических, конических, фасонных и торцовых поверхностей; нарезания наружных и внутренних резьб; отрезки, сверления, зенкерования и развертывания отверстий. На специализированных станках выполняют более узкий круг операций, например обтачивание гладких и ступенчатых валов, прокатных валков, осей колесных пар железнодорожного транспорта, различного рода муфт, труб и т. п. Универсальные станки подразделяются на токарно-винторезные и токарные. Токарные станки предназначены для выполнения всех токарных операций, за исключением нарезания резьбы резцами.

По заданию необходимо спроектировать коробку скоростей токарного станка. Проектируемый узел обеспечивает главное движение в станке - вращение шпинделя. Число скоростей 18; механизм переключения скоростей с предварительным набором.

При проектировании будем стремиться разработать конструкцию с максимально возможной точностью передаточных отношений и минимальными габаритами узла, применением возможных наиболее дешёвых материалов, обеспечением ремонтопригодности и надёжности, простоты конструкции и эксплуатации.



1. Определение режимов резания

коробка скорость токарный шпиндель

Предельные расчетные значения скорости резания и подачи определяем исходя из соображений, что для черновой обработки принято принимать V_min и S_max, а для чистовой - V_max и S_min.

По рекомендациям [1, с. 87] при определении наибольшей скорости резания следует принимать глубину резания и подачу наименьшими t_min и S_min; материал заготовки - с низкой твёрдостью (чугун НВ160) ковкий чугун КЧ306 (НВ150); материал режущей части резца - твердый сплав; стойкость инструмента Т=20…30 мин.

При определении наименьшей скорости резания принимают t_max и S_max; материал заготовки - высокопрочная легированная сталь (НВ=170; _в750 МПа); материал режущей части инструмента - быстрорежущая сталь; стойкость Т=60…90 мин.

Для повышения производительности обработки, в качестве материала режущей части резца во всех случаях принимаем твердый сплав.

Глубина резания t_max=3,5 мм [1, с.84]

Подача S_max=1,2 мм/об [2, c.266]

1.1 Режимы резания

Скорость резания

, [2, c.265]

где Т=60 мин;

С_V=215; x=0,15; y=0,45; m=0,2 [2, c.269]

K_V - общий поправочный коэффициент на скорость резания



К_v = К_mv K_nvK_uvK_vK_r

K_mv - коэффициент, учитывающий материал заготовки;

К_nv - коэффициент, учитывающий состояние поверхности заготовки;

К_иv - коэффициент, учитывающий материал режущий части;

K_v - коэффициент, учитывающий угол в плане;

K_r - коэффициент, учитывающий радиус при вершине резца.

К_mv = ( )^nv [2, c.261]

n_v = 1.25 [2, c.262]

К_mv = = 1

K_nv = 0.9 [2,с.263]

K_uv = 1.0 [2, с.263]

K_v = 1.0 [2, с.271]

K_r = 1.0 [2, с. 271]

м/мин

Частота вращения шпинделя:

мин ^-1



1.2 Расчёт максимальной силы резания

Р_z,y,x = 10C_рt^xs^yVⁿK_р, [2,c.271]

где значения коэффициентов для

Р_z: C_р = 81; x = 1.0; y = 0.75; n = 0;

Р_x: C_р = 43; x = 0.9; y = 0.75; n = 0;

Р_y: C_р = 38; x = 1.0; y = 0.4; n =0;

K_p = 1.0

P_z = 10 81 3.5¹ 1.2^0.75 65.13⁰ 1.0 = 3250 Н

P_x = 10 43 3.5^0,9 1.2^0.75 65.13⁰ 1.0 = 1522 Н

P_y = 10 38 3.5¹ 1.2^0.4 65.13⁰ 1.0 = 1431 Н

1.3 Мощность резания

кВт



2. Кинематический расчет

Для выбора промежуточных значений частот вращения необходимо определить диапазон регулирования величин скоростей R_n, знаменатель ряда и число ступеней скоростей z.

По заданию: = 1.12; z = 18.

Диапазон регулирования чисел оборотов шпинделя [1, c.114]:

Тогда мин ^-1

Из геометрического ряда предпочтительных чисел [1, c.280] принимаем стандартные значения n_min= 63 мин^-1, n_max= 170 мин^-1

Т. о. исходные данные для проектирования:

= 1.12; z = 18; D_max=200 мм; n_min= 100 мин^-1; n_max= 710 мин^-1; мощность резания N_э=3.5 кВт.

2.1 Число оборотов

Определяем требуемые числа оборотов шпинделя из геометрического ряда для ц = 1,12 (стр.280[1]), об/мин:

n₁ = 100; n₂ = 112; n₃ = 125; n₄ = 140; n₅ = 160; n₆ = 180;

n₇ = 200; n₈ = 224; n₉ = 250; n₁₀ = 280; n₁₁ = 315; n₁₂ = 355;

n₁₃ = 400; n₁₄ = 450; n₁₅ = 500; n₁₆ = 560; n₁₇ = 630; n₁₈ = 710.

По заданной структурной формуле z = 2₃3₆3₁ строим структурную сетку (рис.1) (стр.100[3]).

Из структурной сетки получаем следующие отношения для передаточных чисел:

i₁: i₂ = ц³ = 1,12³ = 1,4

i₃: i₄: i₅ = ц⁶ = 1,12⁶ =1,97

i₆: i₇: i₈ = ц¹ = 1,12¹ = 1,12

Рис.1 Структурная сетка.

2.2 Построение графика чисел оборотов

Во избежание больших диаметров колёс коробки подач должно выполняться следующее соотношение:

0.25 i 2 (2)

Принимаем следующие передаточные числа, принимая во внимание выражение (2) для ц = 1,12:



Для построения графика чисел оборотов необходимо из соотношения (1) выбрать одно передаточное число, тогда определятся и все остальные значения.

Для заданного =1,12 выражение (2) примет вид:

Принимаем i₁= ⁰=1.0, тогда i₂= ^-3= 0.712;

Принимаем i₃= ⁰= 1.0 i₄= ^-6=0.507, тогда i₅= ^-12= 0.257;

Принимаем i₆= ⁰=1.0; i₇= ^-1=0.892, тогда i₈= ^{-2 -}= 0.797

При асинхронной частоте вращения вала электродвигателя n_ac=(1-S)n_c=(1- 0.05)750712 мин ^-1, передаточное отношение

В соответствии с этими передаточными отношениями строим график чисел оборотов (см. рисунок 2).

Рис.2 График чисел оборотов



2.3 Определение числа зубьев зубчатых колес

Числа зубьев определяем по табл.3, стр.121[4]. При этом находим Уz такое, чтобы для каждой передачи z_min ? 18, межосевое расстояние должно быть одинаковым для всех передач одной группы, т. е. сумма зубьев сцепляющихся пар должна быть одинаковой, модули для пар одной группы тоже одинаковы. Данные в табл.1.

Таблица 1

iр	i0=0.997	i1=1.0	i2=0.712	i3=1.0	i4=0.507	i5=0.257	i6=1.0	i7=0.892	i8=0.797
zш/zk	50/50	24/24	20/28	49/49	33/65	20/78	50/50	47/53	44/56
iф	1.0	1.0	0.714	1.0	0.507	0.256	1.0	0.886	0.786
Уz	100	48	98	100

2.4 Действительные значения частот

Определяем действительные значения частот вращения шпинделя с учетом конкретных чисел зубьев колес на каждом валу и сравниваем их со стандартными значениями (рис.2). Отклонение действительных величин от геометрического ряда не должно отличаться более, чем на

? = ± 10(ц - 1) %, т. е. ? = ± 10(1,12 - 1) % = ± 1,2 %.

Данные расчета сводим в таблицу 2.

Таблица 2

	Частота вращения, об/мин	Отклонение
	Табличная	Действительная	Абсолютное	Относительное
1	100	101,2918	1,291775	1,291775
2	112	112,6964	0,696423	1,300378
3	125	126,1422	1,142208	1,113766
4	140	141,2658	1,265792	1,332709
5	160	162,0398	2,039808	1,27488
6	180	182,272	2,272	1,262222
7	200	202,5857	2,585665	1,292832
8	224	225,1332	1,13315	1,291585
9	250	251,7426	1,742576	1,09703
10	280	281,7334	1,733424	1,333366
11	315	316,9148	1,914776	1,877707
12	355	356,984	1,984	1,685634
13	400	399,5772	-0,42275	-0,10569
14	450	451,9392	1,939152	0,430923
15	500	501,368	1,368	1,6736
16	560	559,632	-0,368	-0,06571
17	630	632,968	2,968	0,471111
18	710	712	2	0,28169

Почти во всех случаях величина отклонения не превышает предельно допустимой величины ?_max = ± 1,2 %.

Выполняем кинематическую схему коробки (рис.3).



Рис.3 Кинематическая схема коробки скоростей



3. Силовой расчет коробки скоростей

3.1 Определяем КПД привода

,

где _{р, З}, _П- среднее значение КПД соответственно ременной передачи, зубчатой передачи и пары подшипников;

a, b- число соответственно зубчатых передач и пар подшипников.

_р = 0.97, _З=0.99; _П=0.995; a=3; b=4

3.2 Расчет потребной мощности электродвигателя и передаваемой мощности на валах.

кВт

Принимаем электродвигатель асинхронный закрытый обдуваемый типа 4А160М4У3 фланцевого исполнения со следующими параметрами N_дв=11 кВт, n_дв=750 мин ^-1.

Определяем передаваемые мощности на валах:

N_I=N_тр =8.6 кВт

N_II=N_Ipп =8.580.970.995=8.29 кВт

N_III=N_IIЗП =8.290.990.995=8.16 кВт

N_IV=N_IIIЗП =8.160.990.995=8.04 кВт

N_V=N_IVЗП =8.040.990.995= 7.92 кВт



3.3 Расчет частот вращения валов

В качестве расчетной частоты вращения принимаем частоту соответствующую верхней ступени нижней четверти диапазона.

n_i =n_i-1i_i

n_I =n_дв=712 мин ^-1

n_II =n_двi₀=7121.=712.0 мин ^-1

n_III =n_Ii₂=712.00.714=508.37 мин ^-1

n_IV =n_IIi₅=508.370.256=130.14мин ^-1

n_V =n_IVi₈=130.140.786=101.29 мин ^-1

3.4 Крутящий момент

Определяем крутящие моменты на каждом валу по формуле (стр.273[6]):

Нм

Нм

Нм

Нм

Нм



3.5 Определяем модуль зубчатых зацеплений

В коробках скоростей размер шестерен определяется контактными напряжениями, т. е. усталостью поверхностных слоев. Поэтому определяем модуль m_пов и проверяем его по напряжениям изгиба

, см

, см

где _изг и _пов - допускаемое напряжение на изгиб и по усталости поверхностных слоев, Н/см²;

_изг=260+НВ - для улучшенных легированных сталей [5, c.194]

_пов=(230…250)НВ [3, с.194]

Для стали 40Х НВ = 193

_изг=260+193=453 Н/мм²=45300 Н/см²

_пов=240193=46320 Н/см²

N - номинальная передаваемая мощность, кВт;

n - минимальное число оборотов шестерни, мин ^-1;

y - коэффициент формы зуба (при z = 20…60 у = 0.243…0.269);

z - число зубьев шестерни;

= b/m = (6…10) - большие значения при большей жёсткости;

₀ = 0.7…1.6 - при симметричном расположении шестерни;

k =1.3 - коэффициент нагрузки.

Модуль колёс в двухваловой передаче II-III:

см

Модуль колёс в двухваловой передаче III-IV:

см

Модуль колёс в двухваловой передаче IV-V:

см

Проверяем значения модулей по напряжениям изгиба

см

см

см

Полученные значения округляем до стандартных:

m_IV-_V = 4 мм; m_III-_IV = 3.5 мм; m_II-_III = 8 мм.



4. Расчет элементов коробки скоростей

4.1 Расчет геометрических параметров зубчатых колес

По формулам (стр.175[6], табл.3):

1) делительный диаметр ;

2) диаметр вершин зубьев ;

3) диаметр впадин зубьев ;

4) межосевое расстояние .

Данные заносим в табл.3

Ширина венцов колес (стр.151[7]):

, откуда b = 6m,

тогда для

m = 4; b = 6·4 = 24 мм;

m = 3,5: b = 6·3,5 = 21 мм;

m = 8: b = 6·8 = 48 мм.

Степень точности колес определяется в зависимости от назначения (стр.373, табл.22[5]). Для силовых кинематических целей (коробок скоростей) со скоростью (линейной) V ? 10 м/с - 7-я степень точности.



Таблица 3

in	№ колеса	z	m, мм	d, мм	da, мм	df, мм	aw, мм
i1	1	24	8	192	172	208	192
	2	24		192	172	208
i2	3	20		160	140	176
	4	28		224	204	240
i3	5	49	3.5	171,5	162,75	178,5	171.5
	6	49		171,5	162,75	178,5
i4	7	33		115,5	106,75	122,5
	8	65		227,5	218,75	234,5
i5	9	20		70	61,25	77
	10	78		273	264,25	280
i6	11	50	4	200	190	208	200
	12	50		200	190	208
i7	13	47		188	178	196
	14	53		212	202	220
i8	15	44		176	166	184
	16	56		224	214	232

4.2 Предварительный расчет диаметров валов

Диаметр валов рассчитываем по формуле:

,

где [] - допускаемое условное напряжение при кручении, []=10…15Н/мм²

мм

мм

мм

мм

4.3. Расчет ременной передачи.

Принимаем передачу поликлиновым ремнем.

Определяем оптимальный диаметр меньшего шкива по рекомендациям [5, с. 156].

При Т₁<250 Нм, мм

Принимаем D=140 мм.

По табл. 8.14 [5, c. 155] принимаем ремень сечения Л.

Передаточное отношение передачи:

Диаметр большего шкива:

D₂=uD₁=1140=140 мм

Уточненная частота вращения ведомого шкива:

мин ^-1

где = 0,02 - коэффициент упругого скольжения.

Уточненное передаточное число:

Отклонение от заданного передаточного числа составляет 2 %.

Окружная скорость ремня:



м/с

Минимальное межосевое расстояние:

мм

где h = 4,85 мм - высота канавки ремня [5, c. 154]

Принимаем а=200 мм.

Определяем длину ремня при заданном межосевом расстоянии:

мм

По табл. 8.13 [5, с.154] принимаем l=900 мм.

Определяем межосевое расстояние при принятой длине ремня:

Наименьшее межосевое расстояние необходимое для надевания ремня:

мм

Наибольшее межосевое расстояние необходимое для компенсации вытяжки ремня:

мм



Коэффициент динамичности нагрузки: С_р=1,0 [5, c. 148].

Угол обхвата:

Коэффициент угла обхвата:

С=1- 0.0003(180 - 180) = 1

Коэффициент относительной длины ремня С_L=0.96 [5, c. 155].

Исходная мощность на 10 ребер ремня N₀=6.3 кВт [5, c. 155].

Поправка к крутящему моменту на передаточное число Т_i=5.4 Нм [5, c. 156].

Поправка к мощности:

кВт

Допускаемая мощность на 10 ребер [5, c. 154]:

кВт

Число ребер ремня:

Ширина шкива:

B= P(z-1)+2s,



где P=4.8 мм - шаг канавок шкива;

s=5.5 мм - расстояние от торца шкива до оси первой канавки.

В=4.8(14-1)+25.5=73.4 мм

Наружные диаметры шкивов:

мм

мм

4.4 Подбор муфты

Для передачи крутящего момента от одного вала к другому по условию используются муфты. На муфтах нарезается зубчатый венец. Таким образом муфта выполняет две функции:

- является муфтой для передачи крутящего момента;

- является зубчатым колесом.

Выбор муфт производится по крутящему моменту и посадочному диаметру. Выбор необходимо производить в большую сторону или момента или диаметра. Чтобы обеспечить запас прочности и износостойкости.

По таблице [10 ,302 с] выбираем муфты для 2, 3 и 4 вала.

4.5 Выбор конструкции шпинделя и его расчет

В соответствии с рекомендациями, приведенными в литературе [6, 178с] принимаем следующую компоновку шпиндельного узла.

В передней и задней опоре устанавливаются радиально-упорные шариковые подшипники типа 36000К или 46000К. Такие шпиндельные узлы предназначены для легких и средних токарных, фрезерных, фрезерно-расточных и шлифовальных станков. Диаметр шпинделя в передней опоре 30…120 мм. В случае высокой осевой нагрузки устанавливают радиально-упорные подшипники с большим углом контакта. Для обеспечения осевого температурного смещения задней опоры предусматривают радиальный зазор между наружными кольцами подшипников и корпусом шпиндельной бабки.

Защита подшипников шпиндельного узла от воздействия грязи, пыли и влаги обеспечивается манжетными уплотнениями.

Рис. 4 Конструктивная схема шпиндельного узла токарного станка

4.6 Расчет сил действующих на шпиндель

Составляем расчетную схему

Рис. 5 Расчётная схема



Н

Н

Н

Н

Н

Н

Нмм

Определяем реакции опор в вертикальной плоскости.

М_А = 0; R_BZ(а+b)-P_z(а+в+c)- (F_tв+ F_rв)a =0

Н

М_B = 0; R_AZ(a+b)+(F_tв+ F_rв)b- P_zc = 0

Н

Z = 0; P_z + R_AZ - R_BZ+ F_tв+ F_rв = 6272 - 4538.11 - 11139.89+5769+3637 = 0

Определяем реакции опор в горизонтальной плоскости.

М_А = 0; R_BY(а+b)+M+(F_rг-F_tг)a - P_y(а+b+c) = 0

М_B = 0; R_AY(a+b)+P_yc-M+ (F_rг-F_tг)b=0

H

Y = 0; P_y -R_AY -R_BY+F_tг-F_rг=1222-5150.92-3963.08+9992-2100=0



Суммарные реакции опор:

Н

Н

4.7 Проверочный расчет подшипников опор шпинделя

Предварительно принимаем для передней и задней опор радиально-упорные подшипники типа 36200 со следующими параметрами:

- передняя опора: dDB=8014026 мм, C=73500 H;

- задняя опора: dDB=7012524 мм, C=63000 H.

Осевые составляющие в подшипниках, возникающие в результате действия радиальных нагрузок:

S=eF_r,

где е=0.68 -коэффициент [7, c. 135]

S_A=0.68R_A=0.686865=4668.2 H

S_B=0.68R_B=0.6811824=8040.3 H

Полная осевая нагрузка на опоры [7, c. 101]:

F_aA=S_B+P_x=8040.3+1522=9562.3 H

F_aB=S_B=8040.3 H



Эквивалентная нагрузка [7, c. 347]:

Р_р = (VXF_r+YF_a)kk_т,

-где V = 1 - коэффициент вращения;

F_r - радиальная нагрузка;

F_а - осевая нагрузка;

X =0.43 - коэффициент радиальной нагрузки;

Y=1.0 - коэффициент осевой нагрузки;

k = 1,2 - коэффициент безопасности;

k_т = 1 - температурный коэффициент.

P_A=(0.436865+9562.3)1.2=15017.1 H

P_B=(0.4311824+8040.3)1.2=15749.5 H

Необходимая долговечность подшипников в млн. оборотов, при долговечности в часах L_h = 5000 часов и частоте вращения шпинделя n=63 мин ^-1:

млн. об.

Требуемая динамическая грузоподъемность:

Н

Н

Во всех случаях значение требуемой динамической грузоподъемности не превышает допускаемого значения. Следовательно, подшипники работоспособны.



4.8 Расчет шпинделя на жесткость

Составляем расчетную схему

Рис. 6 Расчётная схема шпинделя

Перемещение переднего конца шпинделя [6, c. 178]:

,

где Р - сила резания;

Q - сила на приводном элементе;

l = 695 мм - расстояние между опорами;

а = 118 мм - вылет шпинделя;

b = 414 мм - расстояние от передней опоры до приводного элемента;

I₁ - среднее значение момента инерции сечения консоли;

I₂ - среднее значение момента инерции сечения шпинделя между опорами;

Е - модуль упругости материала шпинделя: Е = 2.110⁶ Н/мм;

j_A и j_B - радиальная жесткость передней и задней опор.

Жесткость опор определяем по формуле [6, с. 175]:

,

где k₁ - коэффициент;

F_H - сила натяга, Н;

z - число тел качения в подшипнике;

d_ш - диаметр шарика, мм.

Для опоры «А»: F_H=1380 Н, d_ш=19.05 мм, z=15, 12, k₁=3.

Для опоры «B»: F_H=1140 Н, d_ш=17.46 мм, z=15, 12, k₁=3.

Н/мм

Н/мм

мм ⁴

мм ⁴

Значения сил действующих в плоскостях:

- горизонтальной: Q₁=7892 H, P₁=1222 H;

- вертикальной: Q₂=9406 H, P₂=6272 H.

Перемещение переднего конца шпинделя в горизонтальной плоскости:

Перемещение переднего конца шпинделя в вертикальной плоскости:

Полное перемещение конца шпинделя:

мм

Полученное значение не превышает допускаемое

[] = 0.0001l = 0.0001695 = 0.069 мм

Угол поворота шпинделя в передней опоре [6, c. 179]:

Полный угол поворота шпинделя в передней опоре:

рад < [] = 0.001 рад.



5. Расчет усилий на органах управления

Определяем массы подвижных частей механизма переключения.

Массу муфт, вилок, дисков определяем по методике изложенной в литературе [9], разбивая их на элементарные фигуры.

Массы муфт: m₁= 4.9 кг, m₂ = 5.3 кг, m₃ = 5.8 кг.

Массы вилок: m_в2= 1.11 кг, m_в2= 1.41 кг, m_в3= 1.9 кг.

Масса дисков: m_д= 2.7 кг

Сила трения, возникающая при перемещении блоков:

,

где М_б - суммарная масса блоков, Н

f - коэффициент трения (f=0.1)

_шл - КПД шлицев (_шл =0.95)

Н

Сила трения, возникающая при перемещении вилок:

F_в= М_вf,

где М_в - суммарная масса вилок, Н

F_в=(1.11+1.41+1.9)100.1=4.42 Н

Сила трения, возникающая при перемещении дисков:

,



где М_д - суммарная масса дисков, Н

Н

Усилие пружины, необходимое для возврата дисков в исходное положение:

Н

Сила трения, возникающая при входе зубьев в зацепление:

F_з= F_бf = 16.80.1= 1.68 Н

Усилие, которое необходимое преодолеть при снятии вилок с фиксаторов (см. рисунок 7):

F_ф=n(F_тр1+ F_тр2)cos45,

где n - число одновременно работающих фиксаторов (n = 4)

Рис. 7 Расчетная схема



F_тр1 = F_тр2 = (F_пр cos 45)f;

где F_пр - рабочее усилие пружины (принимаем F_пр = 20Н)

F_тр1 = F_тр2 = (20 cos45) 0.1 = 1.42 H

F_ф = 3 (1.42 + 1.42) cos45 = 6.02 Н

Все силы приводим к рычагу, перемещающему диски:

F = F_з + F_бл +F_в + F_ф + F_д + F_пр =2.74+1.68+4.42+6.02+5.7+56.8=77.35 Н

Уравнение моментов относительно оси поворота рычага

F l = F_p L,

где l- длина рычага, мм (l = 135мм);

L - длина рукоятки ,мм;

F_p - усилие на рукоятке, Н ( F_p = 40H)

Откуда:

мм

Принимаем L= 300 мм



6. Описание конструкции коробки скоростей

Механизм коробки скоростей расположен в корпусе, отлитом из серого чугуна марки СЧ20.

Коробка состоит из 3-х валов и шпинделя, на которых насажены зубчатые колёса и блоки шестерён, осуществляющие передачу движения с входного вала на шпиндель IV. Валы I - III установлены на радиальных шарикоподшипниках (осевая нагрузка отсутствует). Для увеличения жёсткости валов опоры максимально сближены. Для передачи необходимых крутящих моментов зубчатые колёса установлены на валы с использованием шлицевых соединений и застопорены от осевого смещения пружинными стопорными шайбами, блоки передвижных зубчатых колёс установлены на шлицах. Для предотвращения загрязнения коробки и вытекания смазки из узла применяются уплотнения - резиновые кольца круглого сечения и манжеты.

В передней и задней опорах шпинделя установлены радиально-упорные шариковые подшипники типа 36000К.

Защита подшипников шпиндельного узла от воздействия грязи, пыли и влаги обеспечивается манжетными уплотнениями.

Зубчаты колёса изготовлены из стали 40Х с термообработкой - улучшение НВ = 190 (в виду необходимых передаваемых крутящих моментов).

Управление переключением скоростей осуществляется механизмом с предварительным набором величины частоты вращения, позволяющим подготовить следующее включение частоты вращения (не нарушая предыдущей) и в нужный момент с помощью рукоятки быстро производить переключение. Предварительный выбор величины частоты вращения производится поворотом лимба. Лимб при помощи конической передачи поворачивает сдвоенные диски. Рукоятка при помощи зубчатых секторов и рычагов сдвигает диски, которые через штыри передвигают ползуны с вилками, входящими в пазы передвижных блоков шестерен.

Фиксация блоков осуществляется с помощью подпружиненных шариков.

Смазка к шестерням и подшипникам подаётся насосом по трубкам (в коробке не показаны).



Список использованных источников

1.Таризманов Г.А. Проектирование металлорежущих станков. М.: Машиностроение, 1979, - 312с.

2. Справочник технолога-машиностроителя. В 2-х томах. Т.2. Под редакцией А.Г.Косиловой и Р.К.Мещерякова,- М.: Машиностроение, 1986, 496 с.

3. Проников А.С. Расчёт и конструирование металлорежущих станков: Изд. 2-е. - М.: Высшая школа, 1968, 431 с.

4. Металлорежущие станки, Учебное пособие для ВУЗов.Н.С. Колев, Л.В.Крашиченко и др. - М.: Машиностроение, 1980, 500 с.

5. Детали машин в примерах и задачах. Под общ. ред. Н.С. Ничипорчика. - Мн.: Выш.шк., 1981, 432 с.

6. Кочергин А. И. Конструирование и расчет металлорежущих станков и станочных комплексов. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для вузов. - Мн.: Выш. шк., 1991. - 320 с.

7. Курсовое проектирование деталей машин: Справ. пособие. Часть 2/ А. В. Кузьмин, Н. Н. Макейчик и др. - Мн.: Выш. шк., 1982 - 334 с.

8. Атлас конструкций деталей машин/ Под.ред. Решетова Д.Н. - М.: Машиностроение, 1979.

9. П. М.Поливанов. Таблицы для подсчёта массы деталей и материалов. Справочник. - М.: Машиностроение, 1980.

10. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х томах. Т.2. Под редакцией В.И. Анурьев- М.: Машиностроение, 2001, 901 с.

Размещено на Allbest.ru