Курсовая работа на тему "Токарно-винторезный станок 16к20"
- Добавлен: 30.08.2014
- Размер: 2 MB
- Закачек: 3
Узнать, как скачать этот материал
Подписаться на ежедневные обновления каталога:
Описание
Курсовая работа по металлорежущим станкам
Состав проекта
|
|
1. Анализ конструкции базовой модели станка.doc
|
|
2. Выбор основных технических характеристик.doc
|
|
3. Выбор электродвигателя.doc
|
|
4. Кинематический расчет привода.doc
|
|
5. Расчет зубчатых передач.doc
|
|
6. Расчёт клиноремённой передачи.doc
|
|
6. Расчет реакций опор.doc
|
|
7. Расчет валов.doc
|
|
8. Расчет шпоночных и шлицевых соединений.doc
|
plot.log
|
|
кинематика (1).bak
|
|
кинематика.doc
|
кинематика.dwg
|
Книга1.xls
|
|
Мои колеса.xls
|
|
Общий вид.bak
|
Общий вид.dwg
|
|
Развертка.bak
|
|
Развертка.dwg
|
|
Реакции.bak
|
|
Реакции.dwg
|
|
режимы.doc
|
Дополнительная информация
Контент чертежей
1. Анализ конструкции базовой модели станка.doc
Токарно-револьверный станок 1П365 предназначен для высокопроизводительной обработки стальных и чугунных деталей. На станке можно осуществлять черновую и чистовую обточку подрезку а так же с помощью специальных приспособлений – сверление расточку зенкерование развертывание и нарезку резьбы. Наличие револьверного и поперечного суппорта делают станок универсальным удобным для обработки корпусных деталей. На станке могут выполняться как обычные так и тяжелые работы.
Станок состоит из отдельных узлов и подузлов. Компоновка узлов общепринятая для этого типоразмера универсальных револьверных станков. Станина представляет собой жесткую отливку с широкими плоскими направляющими. Монтируется она на двух тумбах на которые устанавливается корыто служащее для сбора стружки и охлаждающей жидкости. В левой ножке станины смонтирован электродвигатель главного привода станка. Коробка скоростей станка крепится на левой головной части станины. Переключение числа оборотов шпинделя автоматизировано и осуществляется нажатием на переключающую кнопку; возможно при вращающемся шпинделе. Поперечный суппорт мостового типа жесткой конструкции. Поперечные салазки имеют переднюю и заднюю плоскость с Т-образными пазами. Револьверный суппорт имеет шестигранную револьверную головку с вертикальной осью покоящуюся на коническом роликовом подшипнике. Охлаждение станка производится жидкостью которая подается электронасосом к шпинделю коробки скоростей. Бак для охлаждающей жидкости приварен к корыту с правой стороны станка.
Механизм коробки скоростей приводит во вращение трехфазный короткозамкнутый электродвигатель А261-4 через ременную передачу. Коробка скоростей сообщает шпинделю 12 ступеней скорости которая изменяется передвижением зубчатых блоков по шлицевым валам. Прямое и обратное вращение шпинделя осуществляется включением многодисковой фрикционной муфтой торможение шпинделя – многодисковым тормозом работающим от гидроцилиндров.
Уравнение кинематического баланса цепи главного движения:
Основные технические данные и характеристики станка.
Габаритные размеры и вес
Габаритные размеры станка мм:
Вес станка кг ..3900
Высота центров мм 250
Наибольший диаметр обрабатываемого прутка мм 80
Наибольший диаметр в патроне мм .300
Мощность главного электродвигателя кВт ..13
Диаметр отверстия шпинделя мм .85
Предохранение от перегрузки ..Есть
Револьверный суппорт
Тип револьверной головки Вертикальная шестигранная
Наибольшее продольное перемещение суппорта мм 725
Продольное перемещение суппорта на одно деление лимба мм ..02
Продольное перемещение суппорта на один оборот лимба мм 45
Ремень (в коробке скоростей) Тексропный Б1600
Количество рядов ремней ..6
Цепь (во вспомогательном приводе):
2. Выбор основных технических характеристик.doc
1 Выбор предельных скоростей резания и подач.
При точении [4 с.265]
- берется по паспорту станка.
По [4 с.266 т.11] для D=320 мм Smax= 12 ммоб.
D=17 мм Smin= 04 ммоб.
Определяем скорость резания V ммин:
Т – период стойкости. По [4 с.268] Т=60 мин.
По [4 с.269 т.17]: при S>03 ммоб - СV = 350; y = 035; m = 020.
при S>07 ммоб - СV = 340; y = 045; m = 020.
Общий поправочный коэффициент КV учитывающий фактические условия резания является произведением коэффициентов Кмv [1 с.261] Кпv [1 с.263 т.5] и Киv [1 с.263т.6]
Коэффициент на обрабатываемый материал:
в – предел прочности МПа. Для стали 40Х - в = 980 МПа.
КГ = 1 nV = 1 [4 с.262 т.2].
K пv = 08 – коэффициент отражающий состояние заготовки
Kиv = 1 – коэффициент на инструментальный материал.
2 Определение предельных частот вращения шпинделя
Наибольшая частота вращения шпинделя:
Наименьшая частота вращения шпинделя:
3. Выбор электродвигателя.doc
По [4 с.273] выбираем:
СР = 300; у = 075; n = -015.
Поправочный коэффициент КР учитывает фактические условия обработки.
Кmp = (В750)n [4 с.264 т.9](3.3)
Кmp = (980750)075 = 122
Выбираем по [4 с.275 т.23]:
Определяем мощность резания:
= 075 085 КПД привода.
По [1 с.29 т.3.1] выбираем электродвигатель при синхронной частоте вращения 1500 обмин и N = 75 кВт – 4А132S4У3 с частотой вращения электродвигателя nЭДВ = 1455 обмин.
4. Кинематический расчет привода.doc
1 Определение диапазона регулирования частот вращения шпинделя
Диапазон регулирования частот вращения шпинделя:
Знаменатели геометрического ряда для универсальных станков:
Определяем число фиксированных значений частоты вращения шпинделя:
Подбираем стандартные частоты вращения: 63 90 125 180 250 355 500 710 1000 1400 2000 2800 обмин.
2 Выбор структурного варианта привода
Возможны девять вариантов коробки скоростей проектируемого станка. Мы выбираем такую чтобы число передач в группах уменьшалось от электродвигателя к шпинделю для уменьшения веса привода. Структурная сетка приведена на рисунке 4.2.1:
z2= 3[1]×2[3] ×2[6]
Рис. 4.2.1 Структурная сетка привода.
По выбранному электродвигателю и структурной сетке строим график частот вращения:
Рис. 4.2.2 График частот вращения.
3 Определение чисел зубьев колес групповых передач
В данном разделе должно соблюдаться условие между соседними валами.
Передаточное отношение зубчатых колес между I и II валом:
[1 стр. 98 табл. 4.2]
Передаточное отношение зубчатых колес между II и III валом:
Передаточное отношение зубчатых колес между III и IV валом:
4 Расчет максимальных крутящих моментов на валах
максимальный крутящий момент на V валу:
максимальный крутящий момент на IV валу:
максимальный крутящий момент на III валу:
максимальный крутящий момент на II валу:
максимальный крутящий момент на I валу:
максимальный крутящий момент на валу двигателя:
Проверяем выполняется ли условие: >: 492 Нм > 445 Нм данный двигатель обеспечивает постоянство мощности во всем диапазоне частот вращения шпинделя.
5 Ориентировочный расчет диаметров валов.
Диаметры валов определяем по следующей формуле:
где: =20 МПа если на вал действует усилие от натяжения ремня
=25 МПа если на валу присутствуют только зубчатые передачи.
В соответствии с расчетом принимаем следующие диаметры валов:
=25 мм =25 мм =30 мм =35 мм =55 мм.
5. Расчет зубчатых передач.doc
1 Определение модулей.
Модуль зубчатых колес определяем по формуле:
где: исходный крутящий момент на шестерне;
вспомогательный коэффициент (для прямозубых колес =13);
вспомогательный коэффициент нагрузки для шестерни (=13 15);
= 68 – для прямозубых передач;
коэффициент учитывающий форму зуба;
число зубьев шестерни;
допустимое напряжение на изгиб:
где: = 900 МПа – коэффициент учитывающий вид термообработки
(в данном случае цементация с автоматическим регулированием процесса закалка с повторного нагрева)
коэффициент режима нагрузки на длительный предел выносливости
при изгибе: [1 стр. 48] при =9;
для зубчатых колес на II и III валу:
для зубчатых колес на III и IV валу:
для зубчатых колес на IV и V валу:
Найденные значения модулей заменяем ближайшими значениями из стандартного ряда: 2; 3; 35.
2 Расчет межосевого расстояния.
Расчет межосевого расстояния производится по следующей формуле:
где: число зубьев шестерни;
число зубьев колеса;
для валов II и III:
для валов III и IV:
3 Расчет диаметров колес.
Делительные диаметры шестерен определяются по формуле:
где: угол наклона зубьев =1 (=0°).
Делительные диаметры колес определяются по формуле:
Диаметры окружностей вершин шестерен определяются по формуле:
Диаметры окружностей вершин колес определяются по формуле:
Диаметры окружностей впадин колес определяются по формуле:
Диаметры зубчатых колес коробки скоростей.
Зацепления II и III вала:
для зубчатого зацепления колес :
Зацепления III и IV вала:
Зацепления IV и V вала:
Ширина колеса рассчитывается по формуле:
где: принимаем в зависимости от расположения колес относительно опор принимаем из ряда стандартных значений =02.
для зубчатого зацепления колес :
5 Силы в зацеплении.
Окружная сила в зацеплении рассчитывается по формуле:
Радиальная сила в зацеплении рассчитываются по формуле:
6. Расчёт клиноремённой передачи.doc
Расчетная передаваемая мощность: Р = 75 кВт.
Частота вращения ведущего шкива: n1 = 1455 обмин.
Частота вращения ведомого шкива: n2 = 1000 обмин.
Передаточное отношение:
Выбираем сечения ремня по номограмме [6 рис. 7.3 с.134]: сечение ремня Б.
Диаметр большего шкива определяют по формуле:
где Т2 – вращающий момент
Диаметр меньшего шкива определяется по формуле:
где - относительное скольжение ремня (=001 для передач с регулируемым натяжением ремня)
Межосевое расстояние назначают в интервале:
где Т0 – высота сечения ремня (Т0 = 105 мм [6 табл. 7.7 с.131])
Принимаем а = 150 мм.
Определяем длину ремня по [6 с.121]:
Из стандартного ряда длин с учётом сечения ремня выбираем Lр = 800 мм.
Уточняем межосевое расстояние [6 с.130]:
Угол обхвата меньшего шкива равен [6 с.130]:
Определим необходимое число ремней для передачи заданной мощности:
где Po – мощность допускаемая для передачи одним ремнём кВт (Po = 301 [6 табл. 7.8 с.132]);
- коэффициент учитывающий влияние длины ремня ( = 082 [6 табл. 7.9 с.135]);
- коэффициент режима работы ( = 11 [6 табл. 7.10 с.136]);
- коэффициент угла обхвата ( = 095 [6 с.135]);
- коэффициент учитывающий число ремней в передаче ( = 090 [6 с.135]);
Сила действующая на валы:
где F0 – предварительное натяжение ветвей клинового ремня равное
где - коэффициент учитывающий центробежную силу равный 018 при сечении Б [6 с.136];
6. Расчет реакций опор.doc
1 Расчет реакций опор и выбор подшипников на валу II.
Рис. 6.1.1 Схема действия сил на опоры под нагрузкой зацепления.
Для зацепления u1 = 3030:
Для зацепления u2 = 2535:
Для зацепления u1 = 2040:
Определяем суммарные радиальные реакции:
Предварительно выбираем подшипники шариковые радиальные однорядные 305.
Определяем эквивалентные нагрузки:
где: - коэффициент эквивалентности ();
Определяем ресурс подшипника:
а23 - коэффициент учитывающий условия применения подшипников (а23=07 – обычные условия применения);
базовая динамическая грузоподъемность подшипника кН;
к – показатель степени (к = 3 - для шариковых подшипников);
эквивалентная динамическая нагрузка:
радиальная нагрузка Н;
Х коэффициент учитывающие разное повреждающее действие радиальных нагрузок. X = 1 [2 стр. 335 табл. 16.5];
коэффициент безопасности учитывающий динамическую нагрузку. =12;
температурный коэффициент. [2 стр. 335];
V коэффициент вращения. V=1 при вращении внутреннего кольца подшипника.
Найденный ресурс подшипника приемлем.
Окончательно принимаем подшипники шариковые радиальные однорядные 305 средней серии по ГОСТ 8338-75.
2 Расчет реакций опор и выбор подшипников на валу III.
Рис. 6.2.1 Схема действия сил на опоры под нагрузкой зацепления.
Для зацепления u1 = 3030 u4=3021:
Для зацепления u1 = 3030 u5=1734:
Для зацепления u2 = 2535 u4=3021:
Для зацепления u2 = 2535 u5=1734:
Для зацепления u3 = 2040 u4=3021:
Для зацепления u3 = 2040 u5=1734:
Выбираем из всех самую нагруженную. В данном случае dвала = 30 мм;
Предварительно выбираем подшипники шариковые радиальные однорядные 406.
Окончательно принимаем подшипники шариковые радиальные однорядные 406 тяжёлой серии по ГОСТ 8338-75.
3 Расчет реакций опор и выбор подшипников на валу IV.
Рис. 6.3.1 Схема действия сил на опоры под нагрузкой зацепления.
Так как вал трехопорный то мы разбиваем его на 2 части и рассчитываем каждую часть отдельно.
Для зацепления u4=3021:
Для зацепления u5=1734:
Для зацепления u6=5427:
Для зацепления u7=1665:
Выбираем из всех самую нагруженную. В данном случае dвала = 35 мм;
Предварительно выбираем подшипники радиальный с короткими цилиндрическими роликами 32307А
Окончательно принимаем роликоподшипник радиальный с короткими цилиндрическими роликами 32307А средней узкой серии по ГОСТ 8328-75.
4 Расчет реакций опор и выбор подшипников на валу V.
Рис. 6.4.1 Схема действия сил на опоры под нагрузкой зацепления.
7. Расчет валов.doc
1 Расчёт на прочность второго вала.
Максимальный изгибающий момент возникает при включении передачи u3.
Уточненный расчет валов состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнении их с требуемыми допускаемыми значениями [S]. Прочность соблюдена при S ≥ [S]. Производим расчёт для предположительно опасных сечений.
Материал вала – Сталь 40Х термообработка – улучшение. Предел прочности sВ = 930 Нмм2 (табл.3.3 [7]).
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:
Крутящий момент М К = 588 Н · м.
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости МХ = 13263 Н · м.
Изгибающий момент в вертикальной плоскости МY = 21133 Н · м.
Суммарный изгибающий момент:
Блок сажаем на шлицы: d = 21 мм D = 25 мм b = 5 мм Z = 6
Момент сопротивления изгибу:
Полярный момент сопротивления кручению
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
Амплитуда нормальных напряжений изгиба:
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
где– эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений .
– масштабный фактор для нормальных напряжений .
– среднее напряжение цикла нормальных напряжений.
- коэффициент учитывающий влияние шероховатости поверхности .
Если осевая нагрузка на вал отсутствует или пренебрежимо мала то принимают = 0.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
где– эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений
– масштабный фактор для касательных напряжений
=01 для углеродистых и легированных сталей.
Результирующий коэффициент запаса прочности:
Статистическая прочность вала в опасном сечении обеспечена.
1 Расчёт на прочность третьего вала.
Максимальный изгибающий момент возникает при включении передачи u5.
Крутящий момент М К = 11299 Н · м.
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости МХ = 12363 Н · м.
Изгибающий момент в вертикальной плоскости МY = 33966 Н · м.
Блок сажаем на шлицы: d = 26 мм D = 30 мм b = 6 мм Z = 6
1 Расчёт на прочность четвёртого вала.
Крутящий момент М К = 217 Н · м.
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости МХ = 10521 Н · м.
Изгибающий момент в вертикальной плоскости МY = 28907 Н · м.
Блок сажаем на шлицы: d = 28 мм D = 35 мм b = 4 мм Z = 10
8. Расчет шпоночных и шлицевых соединений.doc
1 Расчет шлицевых соединений.
Шлицы прямобочные. Шлицевые соединения проверяются на смятие по условию
здесь М – передаваемый момент;
F – расчётная площадь смятия:
множитель 075 введён для учёта неравномерности распределения давления по шлицам.
Шлицы 6×21×25 f = 03 мм
Шлицы 6×26×30 f = 03 мм
Шлицы 10×28×35 f = 04 мм
2 Расчет шпоночных соединений.
При проверке шпоночного соединения его параметры должны удовлетворять условию:
где М – передаваемый крутящий момент Нмм;
d – диаметр вала в месте установки шпонки мм;
h – высота шпонки мм;
t1 – глубина паза вала мм;
- допускаемое напряжение смятия = 150 МПа для материала шпонки стали 45 при знакопеременных нагрузках (стр. 86 табл. 15 [2]).
Осуществляем проверку шпоночных соединений:
кинематика.doc
Государственное образовательное учреждение высшего
профессионального образования
«Ярославский государственный технический университет»
Кафедра «Профессиональное обучение»
КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА ГЛАВНОГО ДВИЖЕНИЯ
Отчет по лабораторной работе №2
по дисциплине «Металлорежущие станки»
ЯГТУ 050500.62-002 ЛР
Определить диапазон регулирования частот вращения и число фиксированных значений частоты вращения шпинделя;
Сделать эскиз конструктивного варианта коробки скоростей;
Построить структурную сетку и график частот вращения.
Определяем диапазон регулирования частот вращения:
Знаменатели геометрического ряда для универсальных станков:
Определяем число фиксированных значений частоты вращения шпинделя:
Подбираем стандартные частоты вращения: 63 90 125 180 250 355 500 710 1000 1400 2000 2800 обмин.
Строим структурную сетку:
Возможны девять вариантов коробки скоростей проектируемого станка. Мы выбираем такую чтобы число передач в группах уменьшалось от электродвигателя к шпинделю для уменьшения веса привода. Структурная сетка приведена на рисунке 1:
z2= 3[1]×2[3] ×2[6]
По выбранному электродвигателю и структурной сетке строим график частот вращения:
Эскиз конструктивного варианта коробки
Мы определили диапазон регулирования частот вращения и число фиксированных значений частоты вращения шпинделя;
Сделали эскиз конструктивного варианта коробки скоростей;
Построили структурную сетку и график частот вращения.
кинематика.dwg
Общий вид.dwg
Развертка.dwg
режимы.doc
Государственное образовательное учреждение высшего
профессионального образования
«Ярославский государственный технический университет»
Кафедра «Профессиональное обучение»
РАСЧЕТ РЕЖИМОВ РЕЗАНИЯ
Отчет по лабораторной работе №1
по дисциплине «Металлорежущие станки»
ЯГТУ 050500.62-001 ЛР
Цель работы: рассчитать режимы резания при обработке детали на токарно-револьверном станке мод. 1П365.
Ход работы: расчет ведем по справочнику Косилов Мещерякова т.2
При точении [стр.265]
- берется по паспорту станка.
По [стр.266] для D=320 мм Smax= 12 ммоб.
D=17 мм Smin= 04 ммоб.
Определяем скорость резания V ммин:
Т – период стойкости. По [стр.268] Т=60 мин.
Согласно [стр.269]: при S>03 ммоб - СV = 350; y = 035; m = 020.
при S>07 ммоб - СV = 340; y = 045; m = 020.
Общий поправочный коэффициент КV учитывающий фактические условия резания является произведением коэффициентов Кмv [1 стр.261] Кпv [1 стр.263] и Киv [1 стр.280]
- коэффициент на обрабатываемый материал.
в – предел прочности МПа. Для стали 40Х - в = 980 МПа.
КГ = 1 nV = 1 [1 стр.262].
K пv = 08 – коэффициент отражающий состояние заготовки Kиv = 1 – коэффициент на инструментальный материал.
Определяем частоту вращения:
Рассчитываем осевую силу резания Р0:
По [1 стр.281] – СР = 300; у = 075; n = -015.
Поправочный коэффициент КР учитывает фактические условия обработки.
КМР = (В750)n = (980750)075 = 122
Определяем мощность резания:
Выбираем электродвигатель при синхронной частоте вращения 1500 обмин и N = 55 кВт – 4А112М4У3 с частотой вращения электродвигателя nЭДВ = 1445 обмин.
Выводы: в результате работы были рассчитаны режимы резания для обработки детали на токарно-револьверном станке мод. 2П135; выбран электродвигатель.
Рекомендуемые чертежи
- 04.11.2015
- 26.10.2015
Свободное скачивание на сегодня
Обновление через: 8 часов 45 минут
