Пректировнаие коробки скоростей вертикально сверлильного станка
Министерство образование и науки Российской Федерации
Федеральное государственное автономное образовательное учреждение высшего профессионального образования
«Российский государственный профессионально-педагогический университет»
Машиностроительный институт
Машиностроительный факультет
Кафедра «Технологии машиностроения и методики профессионального обучения»
КУРСОВОЙ ПРОЕКТ
Коробка скоростей радиально – сверлильного станка
Пояснительная записка
051000.62.09. ПЗ
Разработал
студент
гр. ТО-301с
Руководитель
Доцент,
к.п.н.
Екатеринбург 2013
Содержание
- Задание на проектирование…………………………………………
………… - Составление структурной формулы……………………………............
...... - Разработка кинематической схемы коробки скоростей………..................
- Построение структурной сетки………………………………………………
- Построение структурного графика(графика частот вращения)…………..
- Анализ графика частот вращения……………………………………………
- Определение передаточных отношений…………………………………….
- Расчет чисел зубьев……………………………………………………………
- Выбор электродвигателя и расчет
энергосиловых параметров валов…………………………………………………………………
….................... - Расчет зубчатых передач…………………………………………………….
- Расчет промежуточного вала на прочность………………………………..
- Проверочный расчет зубчатых передач……………………………………
- Проверочный расчет шпонки на смятие…………………………
- Проверка шлицевого соединения…………………………………………….
- Выбор и расчет подшипников……………………………………………….
- Расчет клиноременной передачи……………………………………………...
- Система смазки коробки скоростей………………………………………….
Список литературы
- Задание на проектирование.
Спроектировать коробку скоростей вертикально – сверлильного станка в соответствии с исходными данными, представленными в табл. 1.
Таблица 1 - Исходные данные для проектирования
Тип станка |
Основные размеры, мм |
|
Число ступеней, Z |
nmin, об/мин |
Мощность, P кВт | |
Станка |
Эл. двиг. | |||||
Радиально – сверлильный станок |
св.=18мм |
1,26 |
8 |
125 |
- |
6, 8 |
Объектом контрольной работы является процесс и результат и проектирование сложной коробки скоростей оптимальной структуры для вертикально – сверлильного станка в соответствии с заданными параметрами.
Цель работы – спроектировать оптимальный вариант сложной коробки скоростей вертикально – сверлильного станка.
Задачи работы: разработать оптимальную кинематическую схему коробки скоростей, рассчитать передаточные отношения и числа зубьев зубчатых колес коробки скоростей методом НОК, рассчитать энергосиловые параметры привода, выбрать электродвигатель и выбрать вид передачи от двигателя на первичный вал и рассчитать передаточное отношение этой передачи, произвести ориентированный расчет диаметров валов коробки скоростей.
Предполагаемые результаты работы – обоснованный оптимальный вариант структуры коробки скоростей, кинематическая схема, числа зубьев колес и энергосиловые параметры привода.
- Составление структурной формулы
Структурная формула имеет вид
Z=Zx1 ;
где Zx – числа передач в первой, второй, третьей ступенях;
X1 , X2 , X3 – характеристики группы, обусловленные вариантом включения передач при переходе с одной частоты вращения шпинделя на другую.
Определяем количество возможных конструктивных вариантов (Ккс) одной и той же структуры равно числу перестановок m групп и определяется по формуле:
,
где q – количество групп с одинаковыми числом скоростей;
m – Количество элементарных коробок.
Для восьми ступеней коробки скоростей m=3, q=3.
Следовательно: Z=
Определяем число кинематических вариантов (Ккн) определяется по формуле:
(Z=8): Ккн=3! = 6
Общее число всевозможных вариантов (конструктивных и кинематических) (Ко) для обычных множительных структур определяется по формуле:
(Z=8):
Возможно, получить 6 вариантов компоновки коробки скоростей. Оптимальный вариант структуры коробки скоростей выбирается в соответствии с требованиями.
Выбираем вариант структуры коробки.
Таблица 2-Требования к выбору оптимального варианта компоновки коробки
Требования |
Математическое ворожение |
Стремиться принимать число передач в группах равно 2 или 3. |
Zгр=2 |
Число передач уменьшается при приближении к шпинделю |
Zx0 > Zx1 |
Предпочтительно за основную принимать первую группу, а характеристики переборных групп должны возрастать по мере приближения к шпинделю. |
X0<X1<X2<X3 |
В соответствии с приведенными выше требованиями к компоновке коробки скоростей выбираем следующий вариант структурной формулы:
Z= 21 24 22 =8
Основная группа имеет 2 передачи, с характеристикой X0=1.
Первая переборная группа - имеет 2 передачи и характеристику X1=4
Вторая переборная группа – имеет 2 передачи и характеристику X3=2.
При выборе данного варианта соблюдаются условия:
- число передач в группе 2
- характеристика переборной группы возрастают по мере приближения к шпинделю (X0=1 – основная группа; X1=2, X3=4 – первая переборная группа).
- Разработка кинематической схемы коробки скоростей
В соответствии
с приведенными выше
Z = 8 = 21 × 24 × 22
Кинематическая схема коробки скоростей вертикально - сверлильного станка показано на Рис.1.
Рисунок 1- Кинематическая схема коробки скоростей
Z = 8 = 21 × 24 × 22
4. Построение структурной сетки
Строим структурную сетку в следующем порядке:
1. На чертеже в произвольном масштабе построим структурную сетку. Количество вертикальных прямых, равное (m +1), соответствует числу валов коробки, в нашем случае, при m = 3, число валов – четыре.
2. На равном расстоянии друг от друга наносим столько горизонтальных прямых, сколько ступеней частот вращения имеет проектируемая коробка. В нашем случае, число ступеней равно 8 (рис. 2.).
3. Наносим на линии четвертого вала (без указания величин) точки n1 – n8,- изображающие частоты вращения шпинделя. Первый вал имеет одну частоту вращения, следовательно, на вертикальной линии первого вала наносим исходную точку 0 симметрично относительно nmin = n1 и nmax = n8, на уровне между n4 и n5.
4. Первая группа состоит из двух передач, поэтому из точки 0 проводим два луча, при этом первому множителю 21 соответствует характеристика х = 1, т.е. на вертикальной линии вала на структурной сетке расстояние между точками 1 – 2 равно одному интервалу Для следующего множителя 24 характеристика х = 4, а расстояние между точками 3 – 5 и 4 – 6 равно двум интервалам, для множителя 22 характеристика равна х = 2 и расстояние между n1 – n4, n2 – n5, n3 – n6, n4 – n8 равно трем интервалам.
5. Полученные точки соединяем лучами.
Анализ структурной сетки производится по следующим показателям:
1. Симметричность и
Симметричность структурной сетки может быть обеспечена в том случае, если произведение максимального и минимального передаточного отношения 1, то есть:
imin × imax = 1
где imin ; imax =
Структурная сетка симметрична в пределах каждой группы.
2. Соблюдение вышеперечисленных условий выбора оптимального варианта компоновки коробки скоростей.
Число передач основной группы равно 2, 2 и 2 соответственно и уменьшается по мере приближения к шпинделю. Кинематические характеристики групп увеличиваются по мере приближения к шпинделю.
3. Проверка оптимальности выбранного варианта сетки по диапазону регулирования.
R = jХпп (Zпп -1),
где Zпп– число передач (ступеней) последней переборной коробки Zпп (Z3) равно 2. Хпп – характеристика последней переборной коробки (хпп=2).
Условие оптимальности R £ [R], где [R] = 8
R = 1, 26 2(2-1) = 1, 58 < 8
Все условия соблюдены, следовательно, выбранный вариант структуры можно считать оптимальным.
I
II
|
| |
|
| |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
| |
|
|
n8
Рисунок 2- Структурная сетка для коробки скоростей Z = 8 = 21 × 24 × 22
5. Построение структурного графика (графика частот вращения)
График частот вращения (структурный график) (рис. 4) является видоизмененной структурной сеткой. Он показывает действительные значения частных передаточных отношений передач и частот вращения валов.
Для построения графика частот
вращения необходимо
ni = n min × jn-1
при j = 1,26
n1 = nmin = 125 об\мин
n2 = nmin × j1 = 157,5 об\мин n5 = nmin × j4 = 315,05 об\мин
n3 = nmin × j2 = 198,45 об\мин n6 = nmin × j5 = 396,97 об\мин
n4 = nmin × j3 = 250,04 об\мин n7 = nmin × j6 = 500,18 об\мин
Принимаем в соответствии с нормальными рядами чисел в станкостроении следующие значения чисел оборотов шпинделя:
n1 = nmin = 125 об\мин
n2 = nmin × j1 = 160 об\мин n5 = nmin × j4 = 315 об\мин
n3 = nmin × j2 = 200 об\мин n6 = nmin × j5 = 400 об\мин
n4 = nmin × j3 = 250 об\мин n7 = nmin × j6 = 500 об\мин
D n % £ ± 10 (1,26-1) = 2,6 %
Сравнивая расчетные и стандартные значения частот вращения шпинделя, можно увидеть, что наибольшая разность соответствующих частот вращения имеет место для n6 и составляет 0, 77 % что меньше допускаемого отклонения.
6. Анализ графика частот вращения производится по показателям
Частоту вращения первичного вала выбираем наибольшей.
n = n мах = 630 об\мин
Так как электродвигатель имеют большую частоту вращения nэд=750 об\мин, то предполагается использовать зубчатую или ременную передачу между валами 0 и 1.
Передаточные отношения должны удовлетворять двум условиям:
1) Передаточное отношение в
2) Для ограничения размеров
I min ³ 1/4, I max £ 2
Для Z=7 = 21 ´ 24´ 22 и j = 1,26
iнаиб = j0 = 1,260 = 1 iнаим = j-3 = 1,26-3 = 1\2,
В рассматриваемом случае соблюдаются оба условия, следовательно, данная структура может быть применена.
|
|
| |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
| ||
|
| ||
|
| ||
|
| ||
|
|
0 I II III IV
Рисунок 3- Структурный график или график частот вращения для коробок
Z = 8 = 21 × 24 × 22
7. Определение передаточных отношений
Частные передаточные отношения определяют по графику частот вращения. Их выражают через знаменатель геометрического ряда j:
i = j ±k
где к - число интервалов между смежными валами, которые пересекает данный луч на графике частот вращения.
Знак «плюс» принимается для ускоряющей передачи, «минус» - для замедляющей передачи, для горизонтальных лучей к = 0, i = 1
Используя график частот вращения (рис. 3) определяем передаточные отношения:
i1=j-1 = 1, 26 -1 = 4: 5
i2=j0 = 1, 26 0 = 1
i3=j-2 = 1, 26-4 = 2: 5
i4=j0 = 1, 26 0 = 1
i5=j3 =1, 26-2 = 7: 11
i6=j0 = 1,26 0 = 1
8. Расчет чисел зубьев
Числа зубьев рассчитываем отдельно для каждой группы передач, используя частные передаточные отношения, найденные по графику частот вращения.
При расчете необходимо соблюдать следующие условия:
- минимальные числа зубьев
- для обеспечения постоянства межосевого расстояния суммы чисел зубьев сопряженных колес должны быть равными, т.е.
Z1 + Z2 = Z3 + Z4 = Z5 + Z6 = … = const
где Z1, Z3, Z5, …- числа зубьев ведущих зубчатых колес элементарной двухваловой передачи; Z2, Z4, Z6, …- соответствующие им числа зубьев ведомых зубчатых колес.
Определим фиктивные числа зубьев для колес коробки методом наименьшего общего кратного (НОК).
Для основной группы они определяются исходя из равенства:
Для первой переборной группы исходя из равенства:
Для второй переборной группы исходя из равенства:
Определим наименьшее общее кратное Zc.
Для определения Zc используем правило: «Zc равно наименьшему общему кратному сумм простых целых чисел для данной группы передач»
Для основной группы передач.
,
следовательно, Zc =18
Для первой переборной группы передач.
,
следовательно, Zc = 14
Для второй переборной группы передач.
,
следовательно, Zc = 18
Вычислим расчетные числа зубьев колес по формуле:
Для основной группы передач.
Для первой переборной группы передач рассчитываются
Для второй переборной группы передач.
Определим действительные числа зубьев колес коробки скоростей.
Так как минимальное число зубьев колес должно быть не меньше 18, то увеличим количество рассчитанных чисел зубьев для основной группы в 3 раза,для первой переборной группы в 8 раз, для второй переборной группы в 4 раза. Таким образом, после умножения получаем:
Z1=24
Z2=30
Z3=27
Z4=27
Z5=32
Z6=80
Z7=56
Z8=56
Z9=28
Z10=44
Z11=36
Z12=36
Произведем проверку на равенство сумм чисел зубьев, с целью обеспечения одинакового межосевого расстояния для всех передач в одной группе.
Для основной группы передач:
Z1+Z2=Z3+Z4=24+30=27+27=54
Для первой переборной группы передач:
Z5+Z6=Z7+Z8=32+80=56+56=112
Для второй переборной группы передач:
Z9+Z10=Z11+Z12=28+44=36+36=72
Условие постоянства суммы Zc соблюдается.
9. Выбор электродвигателя и расчет энергосиловых параметров валов
Выбор электродвигателя.
Электродвигатель принимаем по ближайшей частоте вращения
nдв = 750 об/мин
Примем ременную передачу от электродвигателя на первичный вал коробки скоростей.
При наличии ременной общий КПД коробки скоростей для рассматриваемого примера определяется по формуле:
hо = hрп × hкпк × hnзк
где к – количество пар подшипников качения в коробке скоростей,
n – количество пар зубчатых колес, находящихся в зацеплении.
Значения КПД для каждой кинематической пары представлены в таблице 3.
Таблица 3 - Значения КПД
Кинематичес- кая пара |
Пара подшипников качения hпк |
Зубчатая передача hзк |
Муфта hрп |
КПД |
0,99 |
0,97 |
0,96 |
Тогда:
ηО = 0,96 ·0,994 ∙0,973 = 0,83.
Потребляемая мощность на электродвигателе
Принимаем электродвигатель серии 4А160М8 мощностью Рдв=11кВт и асинхронной частотой вращения ротора nа = 730 об/мин.
Расчёт ременной передачи.
Определим передаточное отношение ременной передачи:
Определим диаметр ведущего шкива:
Для клиноременной передачи примем К = 40.
Тогда:
По ГОСТ 17383 – 73 примем d1 = 200 мм.
Определим диаметр ведомого шкива:
Примем по ГОСТ 17383-73 d2 = 224 мм.
Определим фактическое передаточное отношение ременной передачи:
Погрешность составляет менее 1%, следовательно, d1=200 мм, d2=224 мм.
Определим мощность на валах коробки скоростей
Рi = Рэд п ´ h, кВт
где Рэд п - мощность электродвигателя, кВт;h - общий КПД, учитывающий потери мощности от двигателя до рассчитываемого вала.
Расчетные значения
Р1 = Рэд п = 8, 1кВт
Р2 = Рэд. п ´ hпк = 8, 1 ×0,99 = 8 кВт
Р3 = Р2 ´ hзп ´ hпк = 8,1×0, 99×0,97 = 7, 7 кВт
Р4 = Р3 ´ hо = 8, 1×0,83 = 6,7 кВт
Рассчитаем крутящие моменты на валах коробки скоростей по формуле:
Тi = 9550 ´ Р i / n i min , Н´мм
где n i min - - минимальная частота вращения вала, об\мин.
Т1 = 9550 ´8, 1 / 630 = 122, 7 Н´мм
Т2 = 9550 ´ 8 / 500 = 152, 8 Н´мм
Т3 = 9550 ´ 7,7 / 200 = 367, 6 Н´мм
Т4 = 9550 ´ 6, 7 / 125 = 511, 88 Н´мм
Произведем предварительный (ориентировочный) расчет валов коробки скоростей.
Предварительный
расчет диаметров валов
Предварительных
расчет диаметров валов
di = 5´ Тi / [t]
где Тi – максимальный крутящий момент для рассчитываемого вала, Н*мм; d - диаметр рассчитываемого вала, мм;
[t] - допускаемое значение напряжений кручения, МПа.
Для валов из конструкционных
среднеуглеродистых марок
=36, 13мм, принимаем d1=36мм
=38, 8мм, принимаем d2 =39мм
=45, 12мм, принимаем d3=45мм
Предварительный расчет диаметра шлицевой части шпинделя сверлильного станка выполняется по формуле:
, мм
где Dmin – диаметр шлицевой части шпинделя, мм;
Т – вращающий момент на шпинделе, Н×м.
=42, 39мм принимаем Dmin= 43мм
Таблица 4-Результаты расчетов оформляем в таблице
Валы |
Р, кВт |
n, об/мин |
Т, Н×м |
ǀ |
8, 1 |
630 |
122, 7 |
ǁ |
8 |
500 |
152, 8 |
ǀǀǀ |
7, 7 |
200 |
367,6 |
ǀ˅ |
6, 7 |
125 |
511, 88 |
10. Расчет зубчатых передач
Выбор материала зубчатых колес.
Материал колес примем сталь 18ХГТ. Термообработка – цементация легированных сталей, твердость зубьев:
- На поверхности 57…63HRC
- В сердцевине 32…45 HRC
Предел выносливости при изгибе σFlimb=800МПа
Расчет допускаемого напряжения изгиба.
где σF·limb – предел выносливости зубьев при изгибе соответствующий базовому числу циклов напряжений N;
SF – коэффициент безопасности равен 1,7…2,2(большее значение для литых заготовок);
KFL – коэффициент долговечности, при постоянном режиме работы; в проектном расчете КFL принимаем по таблице:
При n=630об/мин принимаем КFL=1, 05
При n=500об/мин принимаем КFL=1, 08
При n=200об/мин принимаем КFL=1, 22
[2. c.15, табл. 6]
KFC – коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки на зубьях, при двустороннем приложении примем
КFc =1.
Проектный расчет зубчатых передач
Определяем модуль mi зубчатого колеса каждой элементарной коробки.
