Разработка привода главного движения токарного станка

Введение1.doc

Курсовая работа предусматривает разработку структурной схемы станка по основной технологической схеме резания. На основании структурной схемы разрабатывается подробная кинематическая схема станка с указанием всех органов настройки.
Разработанную схему необходимо будет «вписать» в контуры станка. Для этого должно быть ясное представление об общей компоновке станка его устройстве и расположении основных его узлов.
Кинематический расчет привода главного движения (группа скорости резания) выполняется для бесступенчатого (комбинированного) изменения частот вращения шпинделя.

белок.cdw

Кинематическая схема
станка-аналога мод. 16К20
Структурная сетка привода

реферат.doc

Пояснительная записка содержит листов 1 схему 3 таблицы 1 лист формата А1 1 лист формата А2 источников.
ПРИВОД ГЛАВНОГО ДВИЖЕНИЯ ШПИНДЕЛЬ ФАРТУК КОРОБКА ПОДАЧ МНОЖИТЕЛЬНЫЙ МЕХАНИЗМ ДИАПАЗОН РЕГУЛИРОВАНИЯ.
Цель работы: разработка структурной схемы станка по основной технологической схеме резания.
Расчетно-пояснительная записка состоит из разделов и включает в себя все необходимые расчеты пояснения таблицы схемы.

курсовик.doc

1. Кинематический расчет привода главного движения станка.
Приводы главного движения могут быть со ступенчатым бесступенчатым и комбинированным изменением частот вращения шпинделя. Чаще всего используются приводы со ступенчатым и комбинированным изменением частот вращения.
Приводы со ступенчатым регулированием строятся на базе коробок скоростей с перемещающимися блоками зубчатых колес вдоль осей валов. В этих приводах обычно используются двойные и тройные блоки образующие элементарные двухваловые коробки передач имеющие простые множительные структуры.
Для определения усилий крутящих моментов и мощностей резания необходимо выписать соответствующие показатели значений подач скоростей резания и в зависимости от материала инструмента и обрабатываемой заготовки подсчитать величины составляющих сил резания и мощности. Данные свести в таблицы.
Скорость резания Vmax ммин
Обороты шпинделя nmax мин-1
Минералокерамика твердый сплав
Выбор режимов обработки резанием
При назначении режимов обработки резанием на определенную операцию учитывают характер обработки тип и размеры инструмента материал его режущей части материал и состояние заготовки тип и состояние оборудования прежде всего его жесткость.
Элементы режима обработки резанием следующие:
Глубина резания t: при черновой обработке назначают по возможности максимальную t равную большей части припуска при чистовой обработке – в зависимости от требуемых точности размеров и шероховатости поверхности;
Подача S: при черновой обработке выбирают максимально возможную подачу исходя из жесткости и прочности узлов станка и технологической оснастки мощности привода станка прочности режущей части инструмента и других ограничивающих факторов; при чистовой обработке – в зависимости от требуемой степени точности и шероховатости обработанной поверхности;
Скорость резания v которую рассчитывают по эмпирическим формулам установленным для каждого вида обработки.
Глубина резания зависит от припуска на обработку; следует стремиться производить обработку за один рабочий ход или сокращать число рабочих ходов. При параметре шероховатости обработанной поверхности Ra=32мкм включительно t = 05 20 мм при Ra ≥ 08мкм t = 01 04мм.
При наружном продольном и поперечном точении и растачивании скорость резания рассчитывают по эмпирической формуле где Cv – коэффициент который определяют в зависимости от свойств обрабатываемого материала; Т – период стойкости инструмента; kv – произведение коэффициентов учитывающих влияние прочности и вида заготовки угла в плане и материала инструмента.
По таблицам [1] определяем параметры:
Кv = Kmv*Kпv*Kиv = 08
Сила резания обычно раскладывается на три составляющие направленные по осям координат станка: тангенциальную F радиальную Fr и осевую Fa.
При наружном продольном точении растачивании отрезании и фасонном точении эти составляющие (Н) рассчитывают по формуле:
Подставив данные в формулу получаем:
Резьбонарезание осуществляется по несложным кинематическим схемам. При нарезании резьбы резцами различают продольное и поперечное движение подачи.
В приводах главного движения со ступенчатым регулированием используется закон геометрической прогрессии для определения промежуточных значений частот вращения шпинделя.
Для этого ряда число скоростей Zk коробки определяется:
где Rn – диапазон регулирования привода;
Rдв.n – диапазон регулирования эл.двигателя при постоянной мощности.
Выбираем максимальную и минимальную скорости резания:
Nтабл. =09 кВт; К7=09 [1]
Определяем максимальную и минимальную частоту вращения шпинделя:
Из конструктивных соображений принимаем:
Рассчитываем мощность эл.двигателя
где Nрез. - мощность резания.
где Nэд. – мощность электродвигателя
привода – коэффициент полезного действия привода
Выбираем эл.двигатель по мощности:
Максимальная частота вращения вала эл.двигателя:
Номинальная частота вращения вала эл.двигателя:
Тип эл.двигателя 2ПФ160М [2].
Определяем диапазон регулирования эл.двигателя:
Определяем число скоростей коробки:
Определяем диапазон регулирования коробки скоростей:
Определяем число групп коробки скоростей:
Определяем диапазон регулирования группы:
где Rгр Ra Rb - диапазон регулирования группы.
где φ=126 принимая по нормали станкостроения Н11-1
Определяем фактический диапазон регулирования коробки скоростей и привода главного движения:
Строим структурную сетку привода. Количество горизонталей равно Kобщ; количество вертикалей равно количеству валов коробки скоростей.
Результатом построения графика частот вращения шпинделя является
возможность определения передаточных отношений всех элементов составляющих привод главного движения.
По передаточным отношениям определяем числа зубьев зубчатых колес.
Числа зубьев зубчатых колес определяются по нормали Н11-1 используя специальные таблицы где при заданном передаточном отношении в столбце с выбранной суммой зубьев Sz указывается меньшее колесо.
Сопряженное колесо находится как разность Sz-z1=z2. Для
некорригированных зубчатых колес одной групповой передачи элементарной двухваловой коробки Sz=const в зависимости от количества передач в группе.
При f3=10 z1=60; z2=60;
При f6=40 z3=24; z4=96;
При f3=10 z5=60; z6=60;
При f6=40 z7=24; z8=96;
При f3=10 z9=60; z10=60;
При f6=40 z11=24; z12=96;
2 Определение диаметров валов.
Определяем мощность на валах :
P1=Pэд·hрп=6·096=576 кВт
P2=P1·hпод=576·099=57 кВт
P3=P2·hпод·hзп=57·099·097=547 кВт
P4=P3*hпод*hзп=547*099*097=525 кВт
P5=P4·hпод·hзп=525·099·097=505 кВт
Определяем максимальные вращающие моменты на валах:
Определяем минимальные частоты вращения каждого вала коробки скоростей при которых развиваются максимальные вращающие моменты:
n2=n1·i0=4000·07875=3150 обмин
n3=n2·i1=3150·025=7875 обмин
n4= n3·i2=7875·025=19675 обмин
n5=n4·i3=19675·025=4918 обмин
Определяем оринтеровочные диаметры валов под подшипники:
мм принимаем d1=20 мм
мм принимаем d2=30 мм
мм принимаем d3=45 мм
мм принимаем d4=70 мм
3 Расчет зубчатых передач.
Расчет зубчатых передач связан с определением модуля. Для передвижных блоков
модуль колес одинаков. Для коробки скоростей и для специальных редукторов определяют модуль по контактным напряжениям:
и проверяют на изгиб:
mк mиз - величина модуля полученная расчетом из условий контактной прочности и изгиба соответственно.
dw1- диаметр колеса по начальной окружности.
z1- число зубьев меньшего колеса.
Ti - крутящий момент на шестерне
KH- коэффициент учитывающий распределение нагрузки по ширине венца при расчете на изгиб определяется по таблице 3[3].
U- передаточное число
ybd- отношение ширины венца к начальному диаметру шестерни z1 принимаются в пределах от 02 до 16
sНP- допускаемое контактное напряжение .
KFb- коэффициент учитывающий распределение нагрузки по ширине венца при расчете на изгиб определяется по таблице 3[3]
YF1- коэффициент формы зуба выбираем по таблице 4
sFP1- допускаемое напряжение на изгиб:
KHL и KFL- коэффициент долговечности:
Рассчитываем первую ступень
Принимаем материал сталь 20Х.
Расчет по контактным напряжениям:
NHE=60·tr·n=60·c·n1·Lh
Lh=Lг·365·Kгод·24·Kсут=8760·Lг·Kгод·Kсут=8760·10·066·075=43362
NHE=60·1·1100·43362=2861892·108
’HP=1100 МПа по таблице 5[3]
NHO=10*107 по таблице 5[3]
т.к. NHE>NHO => KHL=1
Проводим расчет на изгиб:
KF=1; bd=02 по таблице 3[3]
Km=14 для прямозубых передач
NEF=60·c·n1·Lh=60·1·3150·43362= 819·108
FP=220 по таблице 5[3]
NFO=4*106 по таблице 5[3]
Принимаем KFL=1 т.к. NEF>>NFO
Принимаем стандартный модуль m=3 мм
Рассчитываем вторую ступень
NHE=60·1·7875·43362=20·108
принимаем стандартный модуль m=3
Рассчитываем третью ступень
NHE=60·1·19675·43362=51·108
Km=14 для прямозубыхпередач
NFO=4·106 по таблице 5[3]
принимаем стандартный модуль m=4
4.Эскизное оформление проекта на миллиметровой бумаге
Определяем межосевые расстояния между валами:
где Ai- межосевое расстояние
Σzi-сумма зубьев соответствующей групповой передачи
mi -модуль сопряженных колес
Определяем ширину венцов зубчатых колес:
Для зубчатых передач включающие в себя блоки зубчатых колес:
Определяем геометрические параметры зубчатых колес:
где di- делительный диаметр зубчатых колес
dai- диаметр вершин зубьев колес
dfi- диаметр впадин зубьев колес
Первая зубчатая передача с модулем m=3 мм:
Первая пара зубчатых колес входящих в зацепление:
da3=d3+2·m=72+2·3=78 мм
df3=d3-25·m=72-25·3=645 мм
da4=d4+2·m=288+2·3=294 мм
df4=d4-25·m=288-25·3=2805 мм
Вторая пара зубчатых колес входящих в зацепление:
da5=d5+2·m=180+2·3=186 мм
df5=d5-25·m=180-75=1725 мм
da6=d6+2·m=180+2·3=186 мм
df6=d6-25·m=180-25·3=1725 мм
Третья зубчатая передача с модулем m=4 мм:
da7=d7+2·m=96+2·4=104 мм
df7=d7-25·m=96-25·4=86 мм
da8=d8+2·m=384+2·4=392 мм
df8=d8-25·m=384-25·4=374 мм
пара зубчатых колес входящих в зацепление:
da9=d9+2·m=240+2·4=248 мм
df9=d9-25·m=240-25·4=230 мм
d10=m·z10=4·60=240 мм
da10=d10+2·m=240+2·4=248 мм
df10=d10-25·m=240-25·4=230 мм
Расчет привода подач станка.
1.Расчет винторезной цепи.
Винторезные механизмы токарных станков чаще всего представляют собой
комбинацию из гитары двух коробок подач и механизма реверса (рис.3). Гитара служит для настройки кинематической цепи на нарезание метрической дюймовой модульной и притчевой резьбы.
Из двух коробок одна выполняется в виде двух- или трехваловой коробки на четыре или шесть скоростей с показателем прогрессии φ=2. Эта коробка часто называется множительным механизмом. Иногда она выполняется в виде коробки типа меандра.
Вторая коробка реализуется различными механизмами например в виде конуса Нортона или коробки с передвижными блоками.
Механизм реверса служит для переключения кинематической винторезной цепи для нарезания левой или правой резьбы поэтому в дальнейших расчетах не учитывается.
Винторезная цепь состоит из гитары множительного механизма с
Передаточным отношением 2;1; и блочной коробки. Такое сочетание позволяет получить 24 различных шагов нарезаемой резьбы большинство из которых являются нормальными.
Расположим шаги метрической дюймовой и модульной резьбы так чтобы во-первых по горизонтальным строчкам шаги удваивались и во-вторых совпали цифровые значения для метрических модульных и дюймовых резьб.
Номер комбинации коробки
Шаги нарезаемых резьбмм
Передаточное отношение множительного механизма
Далее переходим к расчету чисел зубьев зубчатых колес механизмов
Множительный механизм имеет передаточные отношения ;;1;2 он конструктивно построен на базе элементарных двухваловых групповых передач содержащих два двойных перемещающихся вдоль осей блока.
Прежде всего находятся числа зубьев зубчатых колес z1 и z2 а также z3 и z4. Для этого передаточные отношения множительного механизма представляются в виде простых дробей:
Задаются для z1z2 = 11 и z3z4 = 21 отсюда (1+1)=2 и (1+2)=3.
Принимаем z = 60 получим:
z1 = 602=30; z2=60-30=30; z3= 603=20; z4=60-20=40.
Аналогично находятся числа зубьев второй групповой передачи:
z5=18; z6=72; z7=60; z8=30
Общее уравнение кинематического баланса запишется в следующей форме:
Принимаем: мм из этого выражения находят передаточные отношения основной коробки подач:
Определив числа зубьев колес основной коробки подач: z8=80; z9=16; z10=70; z11=28; z12=60; z13=36; z14=50; z15=40 приступают к определению передаточных отношений гитары и находящихся в постоянном зацеплении колес при принятом шаге ходового винта находятся из уравнения кинематического баланса при условии что :
При z1=z4=60; получается:
Для нахождения передаточных отношений гитары и принимается что при нарезании дюймовой резьбы эти отношения будут такими как и при нарезании метрической. Уравнение нарезания дюймовой резьбы будет записано следующим образом:
Колёса z16 z17z18 z19 находятся по специальным таблицам из выражения:
Принимаются z16=38 z17=34 z18=30 z19=33. Для нахождения и выражение записывается в следующем виде:
Принимается z2=40 z5=80 колёса гитары К=40 N=64.
Для нахождения гитары при нарезании модульной резьбы общее уравнение кинематического баланса запишется
Если величина принимается равной 314167 то
Колёса гитары будут К=22 М=60 N=45 L=70.
Таким образом найдены все зубчатые колеса основной коробки подач гитар и колёса находящиеся в постоянном зацеплении.
Расчёт числа зубьев колес множительного механизма.
После завершения расчета винторезной цепи приступают к определению числа зубьев колес устанавливаемых в фартуке каретки суппорта.
Основная коробка подач при продольном и поперечном перемещении суппорта включается как при нарезании метрической и модульной резьбы т.е. колеса z8 z10 z12 z14 являются ведущими. Далее при включении муфт М2 и М3 вращение передается на выходной вал множительного механизма затем через колеса z27z28 и z30z29 обгонную муфту колеса z31z32 и на ходовой вал.
Ходовой вал передает вращение через систему зубчатых колес на реечную шестерню.
Число зубьев модуль реечной шестерни передаточное отношения червячной передачи задаются конструктивно обеспечивая при этом величину минимальной подачи используя общее уравнение кинематического баланса при продольном точении.
Зубчатые механизмы расположенные в фартуке станка как правило не изменяют величину заданной подачи. Поэтому все передаточные отношения зубчатых колес выбираются конструктивно при окончательном выборе коробки подач и фартука.
Для нахождения чисел зубьев фартука запишем уравнение кинематического баланса:
Подставив известные значения в формулу получим
Принимаем числа зубьев фартука:
z27=28 z28=88 z29=65 z30=20 z31=27 z32=87

развертка станка.cdw

Привод гл. кинемат..cdw

Кинематическая схема
привода главного движения
ПГУ 3.151002.019.Д.СХ

Задание1.doc

Задание на курсовое проектирование.
Величина минимальной подачи: Smin = 003 ммоб
Блочная коробка подач.

структуная сетка.cdw