Проектирование привода главного движения токарно-винторезного станка
Пермский
государственный технический
Кафедра
«Металлорежущие станки и инструменты»
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
Проектирование
привода главного движения токарно-винторезного
станка
Студентка
гр. ТМС-04-2 Разумков И.Н.
Преподаватель Зальцберг
В.К.
Пермь 2008
Оглавление
Выбор прототипа станка.
| Значение параметров | Частота
вращения шпинделя
(мин-1) |
Диапазон
регулирования
R |
Знаменатель
ряда
φ |
Мощность
двигателя
(кВт) |
Число скоростей
Z | |
| nнаиб | nнаим | |||||
| Расчетное | 2500 | 16 | ||||
| Рекомендуемое литературой | 1600-3000 | - | 20-100 | 1,26 | 4,5 - 7 | 12-36 |
| Существующих
моделей станков
16К20 |
1600 |
|
1,26 |
11 |
22 | |
| Принятое | 2500 | 80 | 32 | 1,26 | 4 | 16 |
Кинематический расчет привода.
Определяем мощность резания
Принимаем
двигатель АИР 100 L4
Определение знаменателя ряда.
где Z – число скоростей;
R – диапазон регулирования
Расчетную
величину знаменателя округляем
до стандартного значения (2, стр. 9). По
стандартному знаменателю ряда принимаем
частоты вращения (3, стр.1): 80; 100; 125; 160; 200;
250; 315; 400; 500; 630; 800; 1000; 1250; 1600; 2000; 2500.
Определяем диапазон регулирования
Определяем диапазон регулирования чисел оборотов шпинделя по формуле.
где nmax , nmin - соответственно максимальное и минимальное числа оборотов шпинделя.
Построение структурной сетки и графика частот вращения.
Структурная сетка
Z=1х4х2х2=16
График частот вращения
Наибольшее число клеток, которое может пересекать один луч:
-для понижающих передач:
-для повышающих передач:
Расчет чисел зубьев в групповых передачах.
1) i0 = d1/d2
= 1600/1410 = 1,15 = 90/78
2) i11 = z3/z4 = φ-3 = a1/b1= 1/2; c1 = a1 + b1 =1+2=3
i12 = z5/z6 = φ-2 = a2/b2= 7/11; c2 = a2 + b2 =7+11=18
i13 = z7/z8 = φ-1 = a3/b3= 4/5; c3 = a3 + b3 =4+5=9
i14 = z9/z10 = φ0 = a4/b4= 1; c4 = a4 + b4 =1+1=2
НОК для c1, c2, c3, c4: А=18
Sz – сумма чисел зубьев для данной передачи.
А – наименьшее общее кратное для с1, с2, с3, c4.
m – простой множитель.
3) i21 = z12/z13 = φ-4 = a5/b5= 2/5; c5 = a5 + b5 =2+5=7
i22 = z10/z11 = φ0 = a6/b6= 1; c6 = a6 + b6 =1+1=2
НОК для c5, c6: А=14
4) i31 = z16/z17 = φ-6 = a7/b7= 1/4; c7 = a7 + b7 =1+4=5
i32 = z14/z15 = φ2 = a8/b8= 11/7; c8 = a8 + b8 =11+7=18
НОК для c7, c8: А=90
Кинематическая схема привода главного движения.
Проверка кинематического расчета
Уравнения кинематического баланса для всех ступеней скорости:
Определим предельно
допустимое отклонение скорости от стандартного
значения:
Для удобства сравнения, сведем полученные данные в таблицу
| Стандартная частота вращения | Действительная частота вращения | Относительное отклонение | Допустимое относительное отклонение |
| nСТ, об/мин | nШП , об/мин | nдоп, % | |
| 80 | 81,3 | 1,59 | ±2,6 |
| 100 | 101,5 | 1,47 | |
| 125 | 127,2 | 1,72 | |
| 160 | 162,5 | 1,53 | |
| 200 | 203,3 | 1,62 | |
| 250 | 254,8 | 1,88 | |
| 315 | 320,2 | 1,62 | |
| 400 | 406,5 | 1,59 | |
| 500 | 508,2 | 1,61 | |
| 630 | 640,1 | 1,57 | |
| 800 | 815,1 | 1,85 | |
| 1000 | 1020,6 | 2,01 | |
| 1250 | 1275,2 | 1,97 | |
| 1600 | 1626,9 | 1,65 | |
| 2000 | 2044,1 | 2,15 | |
| 2500 | 2556,5 | 2,21 |
Динамический расчет привода.
Динамический
расчет привода.
Выбор расчетной кинематической цепи.
В
качестве расчетной частоты вращения
выбираем частоту вращения шпинделя,
соответствующую верхней ступени нижней
трети ряда скоростей шпинделя. Так как
количество скоростей равно 16 то расчетной
частоте соответствует n5=200 об/ мин
Расчетная цепь:
Расчет зубчатых колес на прочность.
Расчет зубьев на прочность производится по напряжениям изгиба и по контактным напряжениям.
Для изготовления колес и блоков коробки применим материал – Сталь45 с характеристиками: [s]И=26 кг/мм2; [s]Н=100 кг/мм2;
Для стальных прямозубых цилиндрических колес величина модуля рассчитывается по формулам:
[σ]и; [σ]к – допускаемые напряжения на изгиб и контактную прочность, кг/мм2 (3, стр. 3, табл.4);
Ni = Ni-1· η – номинальная передаваемая мощность, кВт;
η – КПД передачи от двигателя до рассчитываемой шестерни;
n – расчетная частота вращения шестерни, 1/мин;
yF – коэффициент прочности зуба по местным напряжениям;
z – число зубьев шестерни (малого колеса);
u – передаточное число (u ≥ 1);
ψm, ψd – коэффициенты ширины зуба;
К
– коэффициент нагрузки, учитывающий
изменение нагрузки от действия различных
факторов по сравнению с номинальной.
1) Блок Б1 (18/36)
Принимаем
стандартный модуль m = 2,5мм.
2) Блок Б2 (28/28)
Принимаем
стандартный модуль m = 2,5 мм.
3) Блок Б3 (18/72)
Принимаем стандартный модуль m = 3 мм.
Размеры зубчатых колес.
| Колеса | Делительный
Диаметр d |
Диаметр вершин
da |
Диаметр впадин
df |
Ширина венца
b |
Межосевое расстояние А |
| 18 | 45 | 50 | 38,75 | 25 | 67,5 |
| 36 | 90 | 95 | 83,75 | 25 | |
| 21 | 52,5 | 57,5 | 46,25 | 25 | |
| 33 | 82,5 | 87,5 | 76,25 | 25 | |
| 24 | 60 | 65 | 53,75 | 25 | |
| 30 | 75 | 80 | 68,75 | 25 | |
| 28 | 70 | 75 | 63,75 | 25 | 70 |
| 28 | 70 | 75 | 63,75 | 25 | |
| 28 | 70 | 75 | 63,75 | 25 | |
| 18 | 45 | 50 | 38,75 | 25 | |
| 40 | 100 | 105 | 93,75 | 25 | |
| 55 | 165 | 171 | 157,5 | 24 | 135 |
| 35 | 105 | 111 | 97,5 | 24 | |
| 18 | 54 | 60 | 46,5 | 24 | |
| 72 | 216 | 222 | 208,5 | 24 |
Определение диаметров валов.
Первоначально диаметры валов рассчитывают без учета изгибающих моментов из условия прочности на кручение:
=> dпI = 25 мм;
=> dпII = 30 мм;
=> dпIII = 30 мм;
=> dпIV = 45 мм.
Определение реакций опор и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов предшпиндельного вала.
Определение реакций опор.
Крутящий момент:
Силы в зацеплении:
А) Цилиндрическая передача
Б) Цилиндрическая передача
Вертикальная плоскость
Проверка: -RAx + Frц1 + Frц2 - RBx =-921,7+1244+753,9-1076,2=0
Горизонтальная плоскость
Проверка: -RAy+Ftц1-RBy +Ftц2 =-2532,5+3418+2071,5-2958=0
Построение эпюр моментов
Строим эпюры изгибающих моментов относительно оси Х:
Строим эпюры изгибающих моментов относительно оси Y:
Строим эпюры крутящих моментов
.
Определяем суммарные радиальные реакции в опорах.
Определяем суммарный изгибающий момент.
Расчет шпоночных соединений.
Призматические шпонки проверяют на смятие.
окружная сила, которая действует на шпонку;
Асм – площадь смятия;
[σ]см – допускаемое напряжение смятия:
- Шпонка 10´8´45 (ГОСТ 23360-78)
d=35мм.
t1=6мм
t2=3мм
Условие прочности выполняется
- Шпонка 10´8´100 (ГОСТ 23360-78)
d=45мм.
t1=5,5мм
t2=3,8мм
Условие прочности выполняется
Условие прочности выполняется
- Шпонка 14´9´90 (ГОСТ 23360-78)
d=48мм.
t1=5,5мм
t2=3,8мм
Условие прочности выполняется
Расчет предшпиндельного вала на прочность.
Расчет вала на сопротивление усталости.
где [S] – допустимый запас прочности, [S] = 1,2…2,5
Опасным сечением является сечение В.
Амплитуды напряжений и среднее напряжение цикла:
Вал выполнен из стали Ст45, твердость вала ≥ 240 НВ
Механические характеристики:
Концентратором напряжения является шпонка.
Коэффициент влияния абсолютных размеров Кdτ = 0,81
Эффективный коэффициент концентрации напряжений Кσ = 1,55
Коэффициенты влияния качества поверхности КFτ = 0,935
Коэффициент
влияния поверхностного упрочнения
КV = 1,7
Коэффициенты снижения предела выносливости:
Приделы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения:
Коэффициент чувствительности к асимметрии цикла напряжений:
Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:
Условие прочности
выполняется
Расчет вала на статическую прочность.
,
где [S]T - допустимый запас прочности, [S]T = 1,3…1,5
Условие прочности выполняется
Расчет подшипников предшпиндельного вала
Проверка
подшипников заключается в
Где m – показатель степени, - для шариковых радиальных подшипников
- коэффициент надежности,
- коэффициент, учитывающий влияние
качества подшипника и качество его эксплуатации,
n - частота вращения внутреннего кольца
подшипника тихоходного вала,
- базовая динамическая грузоподъемность подшипника
- требуемая долговечность,
эквивалентная динамическая нагрузка.
при
при
Схема установки подшипников:
Рассчитаем опору А:
Подшипник 206 ГОСТ 8338-75
Осевая нагрузка подшипника:
Радиальная нагрузка подшипника:
Статическая грузоподъемность:
Коэффициент безопасности:
Температурный
коэффициент:
Коэффициент вращения:
