Курсовая работа: Проект коробки скоростей вертикально-сверлильного станка

Государственный комитет Российской Федерации по высшему образованию

Ульяновский государственный технический университет

Кафедра: «Металлорежущие станки и инструменты»

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

к курсовой работе

Тема: «Проект коробки скоростей вертикально-сверлильного станка»

Разработал:

студент гр. ТИМд 41

Вериялов А.М.

Руководитель проекта:

Антонец И.В.

Ульяновск 1999

Содержание

Введение

Универсальный вертикально-сверлильный станок модели 2А135.

Назначение и область применения.

Станок 2А135 предназначен для работы в ремонтных, инструментальных и производственных цехах с мелкосерийным выпуском продукции. Будучи снабжен приспособлениями, он может применяться также в массовом производстве. Станок рассчитан на условный диаметр сверления отверстия 35 мм, допускает усилие подачи 1600 кг, крутящий момент 4000.

Наличие на станке девятискоростной коробки скоростей и одинацатискоростной коробки подач полностью обеспечивает выбор нормальных режимов резания при сверлении, рассверливании, зенкеровании, частично развертыванию, а также при наличии электрореверса при нарезании резьбы. Жесткость конструкции, прочность рабочих механизмов и мощность привода позволяют использовать режущий инструмент, оснащенный твердым сплавом.

Основные технические данные и характеристики.

числа зубьев передач

шпиндель коробка скорость вал подшипник

1.1 Исходные данные

1.2 Построение графика частот вращения шпинделя

Из структурной формулы z=3*3*2 видно, что число валов в коробке скоростей 5 (число сомножителей плюс один и плюс вал электродвигателя).

Для построения графика на одинаковом расстоянии друг от друга проводим вертикальные линии, число которых равно числу валов в приводе.

На расстоянии равном lgj проводим горизонтальные линии, число которых равно числу частот вращения шпинделя плюс 2-5.

При построении графика следует учесть, что передаточные отношения понижающих передач не должны быть меньше ј, а повышающих не более 2.

1.3 Определение чисел зубьев шестерен

 – данное отношение с достаточной точностью выполняется ременной передачей со шкивами Æ140 и Æ200 мм.

Принимаем число зубьев шестерен z_Ш = 21

;

;

;

;

;

;

;

;

Принимаем ;

;

;

;

;

;

;

;

;

Принимаем ;

;

;

;

;

;

Таблица 1.1

Рис. 1.1 – График частот вращения шпинделя

1.4 Проверка выполнения частот вращения

Dn=±10(j-1)%= ±10(1,26-1)=2,6%

Действительные частоты вращения шпинделя n_Д находим из уравнений кинематического баланса. Результаты расчета представлены в табл. 1.2.

Таблица 1.2 – Результаты проверки отклонения действительных частот

вращения шпинделя от заданных геометрическим рядом

Проверка показала, что отклонения всех действительных частот вращения шпинделя от частот геометрического ряда находятся в пределах допустимого.

Рис. 2.1 – Кинематическая схема коробки скоростей

3.1 Определение расчетной частоты вращения шпинделя

;

где n_min и n_max – соответственно минимальная и максимальная частоты вращения шпинделя по геометрическому ряду.

 об/мин; принимаем n_p=63 об/мин

3.2 Определение мощностей и передаваемых крутящих моментов

на валах

Мощность на валах коробки скоростей определяется по формуле:

где N_Э.Д. – мощность электродвигателя;

h₁ – КПД пары подшипников качения (h₁=0,99);

h₂ – КПД пары прямозубых цилиндрических колёс (h₂=0,97),

кВт;

 кВт;

 кВт;

 кВт;

 кВт.

Крутящие моменты на валах:

 Н*м;

 Н*м;

 Н*м;

 Н*м;

 Н*м.

Результаты расчета сведены в табл. 3.1.

Таблица 3.1 – Мощности и крутящие моменты на валах

Передаваемая мощность N_i, кВт

Передаваемый крутящий момент Т₂, Н*м

Модуль определяется по формуле:

;

где а_w – межосевое расстояние;

å_z – суммарное число зубьев проектируемой передачи.

Полученные значения модуля округляются до стандартных значений.

В данном курсовом проекте модули рассчитываются на ЭВМ. Исходные данные для расчета модулей приведены в табл. 4.1.

По результатам расчета модулей на ЭВМ (см. приложение 1) выбираем модули из стандартного ряда.

Для зубчатых передач 4…9 шестерен выбираем модули равные 2 мм, для зубчатых передач 10…15 шестерен выбираем модули равные 2,5 мм, для зубчатых передач 16…19 шестерен выбираем модули равные 3 мм.

1) 40Х – зак-ка с нагревом

2) 12ХН3А – цем. с закалкой

3) 40ХФА – азотация

N_II=4.61

N_III=4.43

N_IV=4.25

N_V=4.08

VI=25

XII=37

XVI=24

n_I=800

n_I=315

n_I=200

n_I=63

i

i₃=63/25=2,52

i₆=59/37=1,59

i₇=76/24=3,16

y_В

y_В=b/m

y_В=7¼14

Коэффициенты:

-  Перегрузки

-  Динамичности

-  Неравномерности распределенной нагрузки

- формы зуба

к_П

к_Д

Y_H

1,2

1)1,1

2)1,0

3)1,05

0,44

Т_м, ч

Суммарное число циклов нагружения зуба за Т_м

N_C

N_C=60n Т_м

7,68*10⁸

3,02*10⁸

1,92*10⁸

6,05*10⁷

K_{и реж}

s_{и пр}, Мпа

1-240

2-460

3-300

[s_и ], Мпа

[s_и ]= s_{и пр}* K_{и реж}

1-192

2-368

3-240

s_кд, Мпа

1-950

2-1200

3-1050

[s_к ], Мпа

[s_к ]= s_кд* K_{и реж}

1-760

2-960

3-840

К_{к реж}

Диаметр вала рассчитывается по формуле:

;

где с = 1,3…1,5;

N_i – мощность на рассчитываемом валу;

n_i – частота вращения рассчитываемого вала.

В данном курсовом проекте расчет диаметров валов производится на ЭВМ.

Исходные данные для расчета в даны в табл. 5.1.

По результатам расчета диаметров валов на ЭВМ принимаем следующие значения:

-  для первого вала d = 25 мм;

-  для второго вала d = 25 мм;

-  для третьего вала d = 35 мм;

-  для четвертого вала d = 45 мм;

-  для пятого вала диаметр берем с базового варианта d = 70 мм.

Рис. 5.1 – Общая расчетная схема

Рис. 5.2 – Расчетная схема нагружения II-го вала

Рис. 5.3 – Расчетная схема нагружения III-го вала

Рис. 5.4 – Расчетная схема нагружения IV-го вала

Таблица 5.1 – Исходные данные для расчета диаметров валов

В приложении представлены распечатки вводы исходных данных и результаты расчета диаметра валов.

Выбор подшипников качения ведется по динамической грузоподъемности С, определяемой по формуле:

;

где L – число оборотов за расчетный срок службы подшипников;

Р – расчетная нагрузка подшипника, Н;

С – динамическая грузоподъемность подшипника;

a – коэффициент (для подшипников a=3).

Расчетный срок службы подшипника в часах выражается зависимостью:

;

Расчетную нагрузку подшипника определяют по формуле:

;

где F_r – радиальная нагрузка, Н;

F_a – осевая нагрузка, Н;

x – коэффициент радиальной нагрузки;

y – коэффициент вращения (при вращении внутреннего кольца v=1, при вращении наружного кольца v=1,2);

k_r – коэффициент безопасности (для токарных станков k_r=1…1,2);

k_T – безразмерный температурный коэффициент.

В коробках скоростей обычно используют прямозубые колеса, поэтому формула для определения расчетной нагрузки, без учета осевых сил примет вид:

;

величина радиальной нагрузки подсчитывается по формуле:

;

где ,  - наибольшие по величине опорные реакции, определяемые при расчете вала.

Проведем подбор подшипников для II вала. Из распечатки расчета вала выписываем наибольшие опорные реакции G(0)=979,813 H, B₁(0)=690,197 и определяем

 Н;

для определения расчетной нагрузки принимаем v=1, k_T=1,05, k_s=1,3, тогда:

 Н;

определяем L, при известной частоте вращения n=800 об/мин (см. табл. 2.1) и задавшись L_n=16000 ч:

 млн. оборотов.

Динамическая грузоподъемность:

 Н.

Результаты расчета всех валов сведены в табл. 6.1.

Таблица 6.1 – Динамическая грузоподъемность подшипников

B₁(0), H

F_r, H

По расчетному значению С и принятым по приложению 2 диаметрам валов: d_II=20 мм; d_III=35 мм; d_IV=45 мм, выбираем по каталогу /3/ подшипники: №205 (С=14000); №107 (С=15900); №109 (С=21200).

По каталогу /3/ производим выбор геометрических характеристик шлицевых валов. Номинальные размеры для II-го вала 6*23*28; для III-го вала 8*32*38, для IV-го вала 8*42*48. Затем производим проверочный расчет шлицевых соединений по напряжению смятия.

,

где z – число зубьев шлица;

D – наружный диаметр;

d – внутренний диаметр шлицевого соединения;

r – радиус при вершине шлицевого соединения;

l – длина шлицевого соединения;

М_кр – момент передаваемый шлицевым соединением;

[s_см] – предельное допускаемое напряжение на смятие; (для нормализованной Стали 45 [s_см]=150 МПа).

Для II-го вала:

;

Для III-го вала:

;

Для IV-го вала:

.

Выбранные нами шлицевые соединения проходят проверочный расчет по напряжению смятия.

По каталогу /3/ для выбранных нами диаметров валов определяем геометрические характеристики шпоночного соединения. Длину шпонки выбираем из нормального ряда с таким расчетом, чтобы она была на 5…10 мм короче ступицы закрепляемой детали.

Проверяем шпоночное соединение на смятие по формуле:

;

где l_p – длина шпонки;

к – рабочая глубина в ступице.

Для V-го вала:

.

Шпоночные соединения удовлетворяют проверочному расчету по напряжению смятия.

1.  Киреев Г.И. Комплексный расчет коробок скоростей металлорежущих станков на ЕС-ЭВМ: указания по курсовому и дипломному проектированию для студентов специальности 0501. Часть I. – Ульяновск: УлПИ, 1984. – 43 с.

2.  Шестернинов А.В., Горшков Г.М., Филиппов Д.Ю. Расчет приводов подач металлорежущих станков. Методические указания по курсовому и дипломному проектированию для студентов специальности 1201. – Ульяновск: УлПИ, 1992. – 48 с.

3.  Дунаев П.Ф., Лешков О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие для техн. спец. Вузов. – 5-е изд., перераб. и доп. – М: Высш. шк., 1998. – 447 с.