Проектирование коробки скоростей

Тип работы:
Курсовая
Предмет:
Производство и технологии


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

Министерство образования РФ

Государственное образовательное учреждение

Высшего профессионального образования

Ульяновский государственный технический университет

Кафедра «Металлорежущие станки и инструменты»

КУРСОВАЯ РАБОТА

по ОМП: Проектирование коробки скоростей

Выполнил студент гр. ТМв-51

Садиков М.А.

Проверил преподаватель

Кирилин Ю.В.

Ульяновск 2008 г

Содержание

  • Введение
    • 1. Кинематический расчет в приводе
    • 1.1 Построение графика частот вращения шпинделя
    • 1.2 Определение передаточных отношений
    • 1.3 Определение чисел зубьев
    • 1.4 Проверка выполнения точности частот вращения шпинделя
    • 1.5 Проверка условий незацепления
    • 1.6 Определение расчетной частоты вращения шпинделя
    • 1.7 Определение величин мощности и крутящих моментов на валах привода
    • 2. Проектный расчет зубчатых передач на ЭВМ
    • 2.1 Определение исходных данных для расчета зубчатых колес
    • 2.2 Расчет модуля зубчатых колес на ЭВМ по программе «Шестерня»
    • 2.3 Расчет делительных диаметров по выбранным модулям и определение межосевого расстояния
    • 3. Проектный расчет валов привода
    • 3.1 Предварительный расчет валов
    • 3.2 Разработка компоновочной схемы
    • 3.3 Составление расчетных схем нагружения
    • 3.4 Определение исходных данных для расчета валов
    • 3.5 Расчёт диаметров валов на ЭВМ по программе «Вал»
    • 4. Выбор подшипников качения
    • 5. Выбор шпоночных и шлицевых соединений
    • 5.1 Выбор шпоночного соединения
    • 5.2 Выбор шлицевых соединений
    • 5.2.1 Расчет на смятие прямобочного шлицевого соединения
    • 6. Описание спроектированной конструкции привода станка
    • Список используемой литературы
    • Приложения
    • Введение
    • Металлорежущие станки являются основным видом заводского оборудования, предназначенным для производства всех современных машин, приборов инструментов и других изделий, поэтому количество металлорежущих станков, их технологический уровень в значительной степени характеризует производственную мощь страны.
    • Основной задачей станкостроения является значительный рост выпуска станков, увеличение типажа, повышение их качества и надежности.
    • Однако, не менее важной задачей является и снижение себестоимости станков и оборудования, которое можно получить путём модернизации станка, упрощения его конструкции, получения параметров, необходимых для данного типа производства, что в конечном итоге отражается на себестоимости продукции.
    • В данной курсовой работе рассматривается вопрос модернизации коробки скоростей горизонтально-фрезерного станка модели 6Н82.

1. Кинематический расчет в приводе

1.1 Построение графика частот вращения шпинделя

Рис. 1 График частот вращения шпинделя

Число валов в коробке скоростей — 5

Число зубчатых колёс (3+3+2) 2=16

1.2 Определение передаточных отношений

где частота вращения шестерни,

частота вращения колеса.

II вал

i1=800/1480=80/148=0. 54

III вал

i2=315/800=31. 5/80=0. 4

i3=400/800=10/20=0. 5

i4=500/800=50/80=0. 6

IV вал

i5=80/315=0. 25

i6=160/315=0. 5

i7=50/50=1

V вал

i8=20/80=0. 25

i9=160/80=2

1.3 Определение чисел зубьев

Передача I-II

I1=80/148

Принимаю Zш=28

/1/

Zк=28 148/80=52

Z=Zш+Zк=28+52=57

Передача II — III

i2=31,5/80

Принимаю Zш=30

Zк=3080/31,5=76

Z=Zш+Zк=30+76=106, i3=40/80

Zш= (Zчисл) / (числ+знам) /1/

Zш= (10 640) / (40+80) =35

Zк=106 — 35=71

I4=50/80

Zш= (10 650) / (50+80) =41

Zк=106 — 41=65

Передача III -IV

i5=80/315

Принимаю Zш=20

Zк=20 315/80=79

Z=Zш+Zк=20+79=99

i6=160/315

Zш= (99 160) / (160+315) =33

Zк=99 — 33=66

I7=50/50

Zш=50 Zк=50

Передача III — IV

i8=20/80

Принимаю Zш=21

Zк=2180/20=84

Z=Zш+Zк=21+84=105

I9=160/80

Zш= (105 160) / (160+80) =70

Zк=105 — 70=35

Рис. 2 Кинематическая схема

Результаты сводим в таблицу.

Таблица 1

Передаточные отношения и числа зубьев

i

i1=

i2=

i3=

i4=

i5=

i6=

i7=

i8=

i9=

Zш: Zк

Z

80

106

99

105

1.4 Проверка выполнения точности частот вращения шпинделя

Отклонение действительных частот вращения шпинделя от установленных нормалью Н11 — 1, на каждой ступени не должно превышать В данном случае Действительные частоты вращения шпинделя nд находим из уравнения кинематического баланса.

Таблица 2. Результаты проверки отклонения действительных частот вращения шпинделя от заданных геометрическим рядом

№ ступени

Уравнения кинематического баланса

Действительные значения частот вращения nд i об/мин

Частота вращения по геом. ряду nг. р. об/мин

Отклонение частоты вращения

1

19. 987

20

-0. 065

2

24. 96

25

-0. 16

3

31. 938

31,5

1. 39

4

39. 474

40

1. 315

5

49. 296

50

-1. 408

6

63. 077

63

0. 122

7

78. 947

80

-1. 316

8

98. 592

100

-1. 408

9

126. 154

125

0. 923

10

159. 893

160

-0. 067

11

199. 679

200

-0. 16

12

255. 501

250

2. 2

13

315. 789

315

0. 25

14

394. 366

400

-1. 409

15

504. 615

500

0. 923

16

631. 579

630

0. 251

17

788. 732

800

-1. 409

18

1009. 231

100

0. 923

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

1.5 Проверка условий незацепления

При перемещении подвижного тройного блока на валу 2 колеса, расположенные справа и слева от среднего (большего) колеса, проходят мимо среднего колеса, закрепленного на валу 3.

Чтобы зубья этих колес не зацеплялись и блок свободно перемещался при переключении скоростей, должны выполняться условия.

/1/

где — суммарное число зубьев средних колес.

,

Аналогично для подвижного тройного блока на валу 3

Условия выполняются

1.6 Определение расчетной частоты вращения шпинделя

Положение расчетной линии для коробки скоростей определяется расчетной частотой вращения шпинделя.

/1/, где

корректируем по паспорту станка

Расчетное значение — того вала привода определяется по графику частот вращения с помощью расчетной ветви.

1.7 Определение величин мощности и крутящих моментов на валах привода

/1/

где — мощность электродвигателя;

— коэффициент полезного действия пары подшипников;

— коэффициент полезного действия пары прямозубых цилиндрических колес.

— коэффициент полезного действия ременной передачи.

X, Y, Z — показатели степеней, равные соответственно числу пар подшипников, зубчатых и ременных передач.

Крутящие моменты на валах расчетной кинематической цепи:

/ 1 /

Таблица 3. Результаты расчетов

№ вала

Частота вращения n, об/мин;

Мощность, кВт;

Крутящий момент

1

1480

3,96

260,6

2

800

3,80

463

3

400

3,65

902

4

20

3,50

1732

5

50

3,29

6516

2. Проектный расчет зубчатых передач на ЭВМ

2.1 Определение исходных данных для расчета зубчатых колес

Расчет цилиндрических зубчатых передач заключается в определении требуемого модуля из условий:

1) изгибной прочности зубьев:

/ 2 /

2) контактной прочности поверхностных слоев зубьев:

/ 2 /

Таблица 4. Исходные данные для расчета зубчатых колес

Исходные данные и определяемые величины

Обозначение и размерность

Расчетные формулы

Указания по выбору

Числовые величины

1

2

3

4

5

Степень точности зубчатых колес

ГОСТ 1643–81

7

Марка стали и термообработка

Сталь 40Х — нормализация

Сталь 12ХН3А — цементация и закалка

40ХФА — азотирование

табл.3. 2

/ 1 /

Мощность на валах привода

п. 1. 7

Число зубьев шестерни

Z

п. 1. 2

1−20

2−35

3−33

4−21

Расчетная частота вращения вала

п. 2. 2

Передаточное число зубчатой пары

i

Определяется отношением числа зубьев большего колеса к меньшему

Отношение ширины зубчатого венца к модулю

10

Коэффициенты:

— перегрузки

табл.3. 4

1. 7

— динамичности

табл.3. 5

1,2

— неравномерного распределения нагрузки

табл.3.6.

1−1. 12

2−1,05

3−1,05

4−1,075

— формы зуба

Рис3. ½/

1−0. 39

2−0. 45

3−0. 43

4−0. 4

Общая продолжительность работы

час

Из задания

12 000

Суммарное число циклов нагружения зуба

Коэффициенты переменности режима нагрузки

0,88

Длительный предел выносливости зуба при работе на изгиб

мПа

табл.3. 2

/ 2 /

1−180

2−460

3−300

Допускаемое напряжение изгиба

1−158

2−405

3−264

Коэффициент переменности режима нагрузок

Рис. 3. 2

при среднем

0,5

Длительный предел контактной выносливости

табл.3. 2

1−500

2−1200

3−1050

Допускаемое напряжение при расчете на контактную прочность

1−250

2−600

1−630

2.2 Расчет модуля зубчатых колес на ЭВМ по программе «Шестерня»

Далее производится численный расчет и на ЭВМ по программе «Шестерня».

Результаты расчета на ЭВМ приведены в приложении 1.

Принимаю в качестве материала зубчатых колес Сталь 40Х с термообработкой: нормализация. В этом случае расчетные значения m=2,86; 2,24; 2,91; 3,83. Принимаю для передач ,.

2.3 Расчет делительных диаметров по выбранным модулям и определение межосевого расстояния

По формулам и

Таблица 5. Делительные диаметры и межосевые расстояния.

Зубчатая

группа

Зубчатая

передача

№ колеса

Zi

di

awi

1

1

2

28

84

120

3

52

156

2

2

4

30

90

159

7

76

228

3

5

41

123

8

65

195

4

6

35

105

9

71

213

3

5

10

20

70

148,5

15

79

276,5

6

11

50

175

14

50

175

7

12

33

111,5

13

66

231

4

8

16

70

280

210

19

35

140

9

17

21

84

18

84

336

3. Проектный расчет валов привода

3.1 Предварительный расчет валов

где С=1.3 .1.5 — коэффициент; - мощность на расчетном валу, кВт;

— частота вращения на расчетном валу, об/мин.

Расчетные значения диаметров валов округляем до ближайших больших значений в соответствии с ГОСТ 8338–75 на подшипники:

3.2 Разработка компоновочной схемы

Компоновочная схема выполняется в виде развертки по валам и свертки, определяющей пространственное положение валов. При компоновке необходимо использовать рекомендации [7].

3.3 Составление расчетных схем нагружения

Порядок расчета вала с помощью унифицированных формул

Расчет стального сплошного вала на двух опорах из условия прочности заключается в определении его диаметров в сечениях.

Последовательность расчета, выполняемая по унифицированным формулам программы «Вал», следующая:

Определение действующих в зацеплении сил:

Определение проекций сил на оси X и Y:

Определение опорных реакций в плоскостях:

Х — горизонтальная, Y — вертикальная, соответственно в опоре 1 и 2.

Силы, направленные на вал, при принятом расположении осей координат имеют знак «плюс», а от вала «минус». Для реакций правило знаков противоположно.

Определение изгибающих моментов:

Суммарные изгибающие моменты:

Приведенный момент в каждом сечении:

Определение диаметра вала в каждом из сечений:

где — допускаемое напряжение на изгиб, мПа.

3.4 Определение исходных данных для расчета валов

Принимаю Сталь 45, нормализованную, в качестве материала валов. Допускаемое напряжение на изгиб определяется по [7].

=90 мПа;

— из расчетов.

Начальные диаметры колес берутся из расчетов, для отсутствующих валов Д=10 000 000 мм, при этом и близки к нулю.

Расстояния (см).

Углы действия сил и в радианах.

Таблица 6. Исходные данные для расчета диаметров валов

Вал

g

1

2606

65. 6

90

6

59. 6

0

0

107

0

2

4630

65,6

90

11,1

61,85

0

0

10,5

54,35

3

9020

65,6

90

21,3

54,35

0

0

11,15

27,8

4

17 320

65,6

90

8,4

46,64

0,862

0,71

23,1

27,8

5

65 160

65,6

90

33,6

46,64

0,862

0,71

107

0

Вал

1

0

1,57

107

0

0

1,57

107

0

0

1,57

2

0

0

107

0

0

1,57

107

0

0

1,57

3

0

0

107

0

0

1,57

107

0

0

1,57

4

0

0

107

0

0

1,57

107

0

0

1,57

5

0

1. 57

15

71,35

0

0

107

0

0

1,57

3.5 Расчёт диаметров валов на ЭВМ по программе «Вал»

Далее производится численный расчёт диаметров валов на ЭВМ по программе «Вал».

Результаты расчета приведены в приложении 2.

По результатам расчета принимаю диаметры валов: 25, 30, 60 и 75 мм соответственно на 2,3,4,5 валах.

4. Выбор подшипников качения

Расчет подшипников производим по динамической грузоподъемности С:

где L — число миллионов оборотов за расчетный срок службы подшипника;

Р — расчетная нагрузка подшипника качения, Н;

— коэффициент (для шарикоподшипников)

Расчетный срок службы подшипника, час:

где n — частота вращения вала, об/мин;

L=18 000 час — общая продолжительность работы;

где V=1 — при вращении внутреннего кольца подшипника;

— для фрезерных станков;

— безразмерный температурный коэффициент;

— радиальная нагрузка;

где и — наибольшая по величине опорная реакция, определяемая при расчете вала по программе «Вал».

Окончательный выбор подшипников качения производится в соответствии с ГОСТАми.

5. Выбор шпоночных и шлицевых соединений

5.1 Выбор шпоночного соединения

Для крепления колеса позиции 19 выбираем шпоночное соединение согласно [7].

Материал шпонки сталь 45: с уВ =590 МПа.

По диаметру вала d = 35 мм выбираем (приложение 1) [7] 28с. обыкновенную призматическую шпонку 10×8×25, t1 = 5 мм.

Рабочая длина шпонки:

lP = l - 0,5 • b = 25 - 0,5 • 10 = 20 мм.

Номинальное давление на поверхности контакта боковой грани шпонки и паза ступицы колеса:

у= МПа

Допускаемое давление в неподвижном соединении со стандартной шпонкой при переходной посадке стальной ступицы на стальной вал из табл.2.1 [7] 6с.

[у] СМ = 150 МПа, [у] ИЗН = 100 МПа.

Условие прочности на смятие шпоночного соединения:

уМАХ = у • КПЕР = 91,7 • 1,5 = 128,38 МПа < 150 МПа,

условие выполняется.

Условие износостойкости шпоночного соединения:

у = 91,7 МПа? 100 МПа,

условие выполняется.

Выбор для оставшихся шпоночных соединений выбираем согласно [7], приложение 1.

5.2 Выбор шлицевых соединений

Выбор шлицевого соединения ведем для второго вала согласно [7]

Требуемый статический момент SA единицы длины рабочих поверхностей шлицевого соединения относительно оси вала определяют по условию износостойкости:

SA

где Т=463 Нм — наибольший длительно действующий вращающий момент, lP=112,5 мм — рабочая длина соединения, [у] =22 МПа — допускаемое давление при проектном расчете неподвижных соединений.

SA

Выбираю размеры шлицевого соединения [7, приложение 3] с ближайшим большим значением SA= 191 мм3/мм, ГОСТ 1139–80, прямобочное шлицевое соединение: d = 28 мм, с=0,4 мм, SA= 191 мм3/мм.

d-10×28×35x4

5.2.1 Расчет на смятие прямобочного шлицевого соединения

Предел текучести материала детали соединения с меньшей твердостью уТ=750 МПа. Коэффициент запаса прочности [s] = 1,4 при высокой твердости рабочих поверхностей зубьев обеих деталей.

Коэффициент концентрации давления в связи с погрешностями изготовления КП = 1,45 при высокой твердости рабочих поверхностей зубьев с допуском на размер В по 9 квалитету без учета приработки.

Окружная сила в зубчатом зацеплении

Радиальная сила в зубчатом зацеплении

Fr = Ft tg бw = 7528 · tg 20o = 2740 Н

Поперечная сила

F =

Значение параметра ш

Опрокидывающий момент

М = F · e =8011 · 9 = 72 099 H·мм

Коэффициент концентрации нагрузки от действия опрокидывающего момента КМ = 1,18 при значениях параметров [7, табл.3. 4]

Допускаемое давление смятия

[у] CM =

Условие прочности на смятие уMAX = у КПЕР = 31,8 · 2,85 = 90,6 [у] CM = 110,5 МПа выполняется. Для остальных валов выбираем прямобочные шлицевые соединения по ГОСТ 1139–80 согласно [7, приложение 3]

6. Описание спроектированной конструкции привода станка

Привод коробки скоростей осуществляется от электродвигателя с n=1480 об/мин. Вращение от него через упругую муфту передается на первый вал. Через восемнадцатиступенчатую коробку скоростей движение передается на шпиндель.

Наличие передвижных колес позволяет передавать большую мощность и крутящие моменты при минимальных радиальных размерах.

Список используемой литературы

1. Киреев Г. И. Проектирование коробок скоростей металлорежущих станков: Методические указания для студентов специальности 1201. — Ульяновск: УлПИ, 1993. — 40с

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

3. Пуш В. Э. Конструирование металлорежущих станков. М.: Машиностроение, 1977. — 380 стр.

4. Анурьев В. И. Справочник конструктора-машиностроителя М.: Машиностроение, 1982. — 584 стр.

5. Металлорежущие станки и автоматы: Учебник для машиностроительных вузов / Под ред. А. С. Проникова М.: Машиностроение, 1981. — 483 стр.

6. Детали и механизмы металлорежущих станков: Т. 2/Под ред.Д. Н. Решетова. — М.: Машиностроение, 1985. — 405 стр.

Приложения

Приложение 1

Modoul. BSV

A= 7. 68 B= 1. 30 C= 1. 15

R= 1. 15 Y= 0. 41 Z= 23. 00

G= 14. 00 F= 1000. 00 U= 2. 04

W=202. 90 S=580. 00

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) M1= 2. 13

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) M2= 1. 64

A= 7. 68 B= 1. 30 C= 1. 15

R= 1. 15 Y= 0. 41 Z= 23. 00

G= 14. 00 F= 1000. 00 U= 2. 04

W=520. 00 S=%1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) M1= 1. 55

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) M2= 0. 96

A= 7. 68 B= 1. 30 C= 1. 15

R= 1. 15 Y= 0. 41 Z= 23. 00

G= 14. 00 F= 1000. 00 U= 2. 04

W=338. 90 S=%1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) M1= 1. 79

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) M2= 1. 05

A= 7. 15 B= 1. 30 C= 1. 15

R= 1. 10 Y= 0. 46 Z= 33. 00

G= 14. 00 F= 500. 00 U= 2. 03

W=202. 90 S=580. 00

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) M1= 2. 20

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) M2= 1. 57

A= 7. 15 B= 1. 30 C= 1. 15

R= 1. 10 Y= 0. 46 Z= 33. 00

G= 14. 00 F= 500. 00 U= 2. 03

W=520. 00 S=%1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) M1= 1. 61

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) M2= 0. 92

A= 7. 15 B= 1. 30 C= 1. 15

R= 1. 10 Y= 0. 46 Z= 33. 00

G= 14. 00 F= 500. 00 U= 2. 03

W=338. 90 S=%1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) M1= 1. 85

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) M2= 1. 01

A= 6. 66 B= 1. 30 C= 1. 15

R= 1. 10 Y= 0. 49 Z= 40. 00

G= 14. 00 F= 250. 00 U= 3. 13

W=202. 90 S=580. 00

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) M1= 2. 48

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) M2= 1. 41

A= 6. 66 B= 1. 30 C= 1. 15

R= 1. 10 Y= 0. 49 Z= 40. 00

G= 14. 00 F= 250. 00 U= 3. 13

W=520. 00 S=%1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) M1= 1. 82

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) M2= 0. 82

A= 6. 66 B= 1. 30 C= 1. 15

R= 1. 10 Y= 0. 49 Z= 40. 00

G= 14. 00 F= 250. 00 U= 3. 13

W=338. 90 S=%1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) M1= 2. 09

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) M2= 0. 90

Приложение 2

val 1. BSS

G (0) = - 326. 256 B1 (0) = - 118. 504

L1 (0) = 0. 034 M1 (0) = 0. 034

U (0) = 0. 012 M2 (0) = 0. 01

G (1) = 2903. 700 B1 (1) = 1054. 695

L1 (1) = - 10 309. 764 M1 (1) = - 6068. 399

U (1) = - 3744. 757 M2 (1) = - 2204. 18

S (0) = 0. 04 P (0) = 6415. 52 A (0) = 2. 02

S (1) = 10 968. 79 P (1) = 12 707. 21 A (1) = 2. 48

S (2) = 0. 04 P (2) = 6415. 52 A (2) = 2. 02

S (3) = 6456. 31 P (3) = 9101. 80 A (3) = 2. 27

val 2. BSS

G (0) = 332. 401 B1 (0) = 710. 875

L1 (0) = 30 787. 395 M1 (0) = 27 655. 059

U (0) = 65 842. 000 M2 (0) = 59 143. 18

G (1) = 1256. 323 B1 (1) = 5072. 354

L1 (1) = - 32 251. 047 M1 (1) = - 53 757. 246

U (1) = - 68 972. 164 M2 (1) = 39 381. 61

S (0) = 72 684. 48 P (0) = 73 766. 85 A (0) = 2. 57

S (1) = 76 139. 93 P (1) = 77 173. 86 A (1) = 2. 63

S (2) = 65 289. 49 P (2) = 66 492. 35 A (2) = 2. 41

S (3) = 66 638. 97 P (3) = 67 817. 90 A (3) = 2. 44

val 3. BSS

G (0) = 853. 729 B1 (0) = 310. 095

L1 (0) = 203 804. 500 M1 (0) = 113 675. 008

U (0) = 74 026. 758 M2 (0) = 41 289. 53

G (1) = - 853. 712 B1 (1) = 919. 591

L1 (1) = - 0. 023 M1 (1) = - 31 246. 098

U (1) = - 0. 008 M2 (1) = 33 656. 95

S (0) = 216 832. 28 P (0) = 218 217. 36 A (0) = 5. 55

S (1) = 0. 02 P (1) = 24 547. 49 A (1) = 3. 16

S (2) = 120 941. 45 P (2) = 123 407. 51 A (2) = 5. 42

S (3) = 45 925. 04 P (3) = 52 073. 88 A (3) = 4. 06

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой