Вертикально-сверлильный станок

записка по станкам.doc

Вычисление предельных частот вращения4
Расчет передаточных отношений7
Кинематическая цепь главного движения станка10
Предварительный расчет коробки скоростей12
Расчет зубчатых передач14
Список литературы:19
Спроектировать коробку скоростей вертикально-сверлильного станка.
Диапазон материалов: сталь 10 – сталь 80.
Инструментальный материал быстрорежущая сталь.
Максимальный диаметр отверстия 50 мм.
Вычисление предельных частот вращения
Определим максимальную и минимальную скорости резания:
(1) - значения коэффициентов принимаем по справочнику Косилова.
Вычислим минимальную скорость резания:
Вычислим максимальную скорость резания:
Вычислим минимальное количество оборотов (2):
Вычислим максимальное количество оборотов (3):
Определим диапазон регулирования частоты вращения исполнительного органа (4):
Нормальный ряд частот вращения:
Структурная формула: .
Определим мощность резания: (5) где
Мощность электродвигателя: (9);
КПД кинематической цепи: (10)
где рп – КПД ремённой передачи рп= 095;
зп – КПД зубчатой пары. зп =097 (3 пары);
пк – КПД подшипников качения пк =099 (4 пары).
Выбираем двигатель 4А112М2У3 с мощностью P=75 КВт n=3000 обмин.
Структурная сетка график частот вращения кинематическая схема коробки скоростей
Рисунок 1 – Структурная сетка
Рисунок 2 – График частот вращения
Расчет передаточных отношений
Передаточное отношение одиночной передачи определяется из уравнения кинематической цепи привода для минимальной частоты вращения шпинделя:
где nэ – частота вращения электродвигателя;
n1 – минимальная частота вращения шпинделя;
iРmin - минимальное значение i-групповых передач.
Для наиболее распространённого случая когда зубчатые колёса в группе прямозубые одного модуля и нарезаны без смещения исходного контура числа зубьев ведущего Z и ведомого Z’ колёс определяются соответственно по формулам:
где a и b – взаимно простые числа через которые выражается данное передаточное отношение т.е. ; Z – сумма чисел зубьев в рассматриваемой группе.
Двойной блок на втором валу:
Пусть Z = 90 что соответствует стандартному значению. При Z = 90 числа зубьев колес будут равны:
Тройной блок на третьем валу
Z = 90 что соответствует стандартному значению. При Z = 90 и числа зубьев колес будут равны:
Двойной блок на третьем валу
Кинематическая цепь главного движения станка
На основании кинематической цепи главного движения составляются все уравнения кинематического баланса:
Максимально допустимое отклонение:
Расчет отклонений по ступеням:
Таблица 1 - Расчетные и стандартные числа оборотов ступеней коробки скоростей и их процентные расхождения.
Предварительный расчет коробки скоростей
Необходимо определить диаметры валов модули и напряжения действующие в зубчатых зацеплениях.
При динамическом расчёте привода главного движения максимальный крутящий момент определяется по расчётной частоте его вращения которая принимается равной первой ступени второй четверти диапазона регулирования скорости. В нашем случае это четвертая ступень.
Определение крутящих моментов действующих на валах коробки скоростей.
где Pi и ni – номинальная мощность и расчетная частота вращения i-ого вала.
где Рэ – мощность электродвигателя кВт;
общ – к.п.д. коробки скоростей.
р.п. = 096 – коэффициент ременной передачи;
з.п. = 098 – коэффициент цилиндрической зубчатой передачи;
подш = 099 – коэффициент подшипников качения.
где d [кр] = 12 МПа – допускаемое напряжение кручения.
Расчет зубчатых передач
В качестве материала для расчета зубчатых колес принимаем Сталь 12ХН3А 7степени точности ГОСТ 4543-71 цементация.
Σв = 920 Мпа – предел прочности при растяжении;
т = 700 Мпа – предел выносливости зубьев при изгибе соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений;
F lim b = 780 Мпа – базовый предел изгибной выносливости
Определим модуль зубчатых передач
Для всех передач одного зубчатого блока принимают один модуль поэтому расчёту подлежит только самая малая шестерня блока.
где КFv = 12 – коэффициент учитывающий динамические нагрузки для седьмой степени точности
КF = 118 – коэффициент учитывающий распределение нагрузки по ширине венца
= 8 – коэффициент ширины зуба;
z – число зубьев рассчитываемой шестерни;
YF – коэффициент учитывающий форму зуба
Fp – допускаемое напряжение изгиба Мпа;
где F lim b = 780 Мпа – базовый предел изгибной выносливости
SF = 195 – коэффициент безопасности
КFc = 08 – коэффициент учитывающий влияние одностороннего приложения нагрузки;
КFl = 10 – коэффициент долговечности зависит от n.
Для первого зубчатого блока Z= 30 YF = 1193;
Для второго зубчатого блока Z= 30 YF = 1193;
Третий зубчатый блок Z= 30 YF = 1193;
Окончательно принимаем .
Для дальнейшего конструирования коробки скоростей необходимо сопоставить полученный ранее диаметр вала и размеры шестерни насаженной на этот вал. Необходимо чтобы толщина стенки была не менее 2m.
где mi zidi – соответственно модуль число зубьев и диаметр вала рассчитанной шестерни.
Проверка сошлась. мм.
Проверочный расчет зубчатых передач коробки скоростей предусматривает проверку зубьев ведущих шестерен на выносливость по напряжениям изгиба и по контактным напряжениям. Расчетные напряжения должны быть не больше допускаемых. Ширина венца мм для первого и второго зубчатого блока для третьего зубчатого блока мм.
Рассчитываем зубчатые колеса ведущие на первую ступень второй четверти диапазона регулирования скорости n=500 обмин.
Первый зубчатый блоке Z = 30:
Проверка по напряжениям изгиба:
ТF – расчетный крутящий момент Н·м;
m – модуль вала рассчитанной шестерни мм;
z – число зубьев вала рассчитанной шестерни;
b – ширина зубчатого венца мм;
Fp – допускаемое напряжение изгиба Мпа.
(38) – допускаемые напряжения;
где αw – межосевое расстояние между валами мм.
- допускаемые контактные напряжения;
12312312 Мпа. Проверка сходится.
Второй зубчатый блок Z=30:
50>52891 Мпа – проверка сошлась.
Третий зубчатый блок Z=30:
566432 Мпа – проверка сошлась
42>744192 – проверка сошлась.
Были проведены расчеты диаметров валов исходя из допускаемых напряжений при кручении модули передач а также осуществлена проверка зубчатых колес по касательным напряжениям и напряжениям изгиба которая показала что все напряжения находятся в допускаемых пределах. Колеса изготовим из стали марки 12ХН3А.
В курсовом проекте была рассчитана коробка скоростей вертикально-сверлильного станка. Были определены технические характеристики станка. Были рассчитаны диаметры валов исходя из допускаемых напряжений при кручении модули передач а так же осуществлена проверка зубчатых колес по касательным напряжениям и напряжениям изгиба которая показала что все напряжения находятся в допускаемых пределах.
Справочник технолога – машиностроителя. В 2-х т. по ред. А.Г. Косиловой и Р.К. Мещерикова. – М.: Машиностроение. Т.1 1985.
Анурьев В.И. Справочник конструктора – машиностроителя т. 1.- М.: Машиностроение 1978.
Дунаев «Детали Машин» - учебное пособие для техникумов. «Высшая школа» 1984.
Чертеж развертки коробки скоростей формата А1.
Чертеж свертки коробки скоростей формата А1.
Чертеж кинематической схемы привода формата А1.
Чертеж структурных сеток привода формата А1.
Спецификация 2 листа формата А4.

сетки.cdw

Структутрная сетка z=12=2
Структурная сетка z=12=2
График частот вращения

свертка.cdw

развертка новая.cdw

схема.cdw