Домашняя работа №1

по расчету и конструированию станков

студента группы МВ-54022КУ

Сысковой Ольги

Проверил преподаватель

Черкасов Ю.И.

В-34

г. Каменск-Уральский

2008 год

Исходные данные:

Z_n = 16 – число ступеней частот вращения шпинделя;

- знаменатель стандартного ряда частот вращения;

n_min= 40 об/мин – минимальная частота вращения шпинделя;

n_max= 1250 об/мин – максимальная частота вращения шпинделя;

Р_дв = 7,5 кВт – мощность электродвигателя.

Радиально-сверлильный станок

Решение.

Выбираем станок с типом двигателя 4A132S4.

1. Проверка возможности использования множительной структуры.

Максимальное число ступеней регулирования Z_{n max} = 16 с учетом того что последняя переборная коробка двухскоростная [ 1 стр.26, табл.6].

2. Выбор варианта структурного размещения элементарных коробок.

Z_n = 16= 4х2х2. Применение этой структуры снижает металлоемкость и уменьшает габариты.

3. Выбор варианта конструктивного размещения элементарных коробок относительно друг друга.

Этот пункт выражается в кинематической схеме для радиально- сверлильного станка 4A132S4.

4. Выбор варианта кинематической компоновки.

Выбираем первый вариант, т.к. структура наиболее целесообразна. Последовательность расположения основной, первой переборной и второй переборной коробок позволяют снизить количество повышающих передач до минимума.

5. Выбор варианта структурного графика.

Число полей выбираем по методическому указанию [ 1 стр.15, табл.4]

К₁ = 3

К₂ = 6

К₃ = 6

6. Предварительный расчет коробки скоростей.

1. Расчет КПД

где =0,99 – КПД пары подшипников;

=0,99 – КПД цилиндрической зубчатой передачи со шлифованными зубьями [ 2 стр. 5, табл. 1].

2. Расчет мощности.

В станках с одним двигателем привода главного движения и подачи для валов коробки скоростей, расположенных после ответвления привода на подачу, при расчете мощности учитывают затрату мощности на подачу введением коэффициента для сверлильных станков.

3. Расчет максимальных крутящих моментов

- для расчета диаметров валов;

- для расчета последней коробки

4. Расчет диаметров валов коробки

, где

- диаметр рассчитываемого вала, мм

- допускаемое напряжение кручения,

=20 МПа – при расчете вала в месте установки муфты или шкива; =15 МПа – при расчете диаметра вала в месте установки зубчатого колеса.

Все промежуточные валы необходимо брать шлицевыми.

Размеры шлицевых прямозубых соединений ГОСТ 1139-80. [3 стр.7, табл. 2.1] Z x d x D

I вал 6 x 23 x 28

II вал 8 x 32 x 38

III вал 8 x 32 x 38

IV вал 8 x 46 x 54

V вал 8 x 56 x 65

5. Расчет зубчатых передач

5.1. Требования к зубчатым передачам. Выбор материала и термообработки зубчатых колес.

К зубчатым передачам станков предъявляются повышенные требования по шуму и точности. Для понижающих зубчатых передач коробок скоростей станков нормальной и повышенной точности рекомендуется назначать седьмую степень точности, для повышающих – шестую.

В отличие от обычных редукторов валы коробок скоростей имеют относительно большую длину. Для уменьшения осевых габаритов, длины хода подвижных блоков, увеличения жесткости валов в коробках скоростей применяют узкие шестерни с коэффициентом ширины венца

Изготовляем зубчатые колеса коробок скоростей, работающих без больших перегрузок и ударов, из стали 40Х.

В коробках скоростей используем прямозубые колеса.

Расчет производим только для самых малых шестерен элементарных коробок, принадлежащим базовым передачам, т.к. для всех передач одной элементарной коробки применяют один модуль.

5.2 Расчет элементарных коробок.

Первая элементарная коробка (I)

Число зубьев Z₃=20 ведущей шестерни базовой передачи.

Модуль зубчатого колеса.

, где

Y_F3 = 12,84 коэффициент, учитывающий форму зуба рассчитываемой шестерни [ 2 стр.16, табл.5]

- расчетный крутящий момент по напряжениям изгиба на валу рассматриваемой шестерни.

=1,2 – коэффициент, учитывающий динамические нагрузки на стадии расчета – для 7-й степени точности [ 2 стр.16, табл.4]

=1,25 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца [ 2 стр. 16, табл.3]

-допускаемое напряжение изгиба, где

=575 МПа – базовый предел изгибной выносливости [ 2 стр.8, табл. 2];

= 1,95 – коэффициент безопасности [ 2 стр.16, табл. 6];

- коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки;

- коэффициент долговечности для наибольшей частоты вращения рассчитываемой шестерни, определяемый по структурному графику [ 2 стр.17, табл. 7]

Полученное расчетом значение m округляем до ближайшего из ряда стандартных значений модулей, применяемых для зубчатых передач коробок скоростей металлорежущих станков.

Для обеспечения равнопрочности втулки насадного колеса шлицевому соединению его с валом необходимо, чтобы толщина стенки втулки была не менее 2m:

Условие выполняется, следовательно Z ₃=20

Кинематический расчет первой элементарной коробки.

1. находим Z₄: из структурного графика ,отсюда

2. определяем Z₅ : при постоянном модуле в пределах одной элементарной коробки , из структурного графика , тогда ,

т.е.

3. определяем Z₇ : при постоянном модуле в пределах одной элементарной коробки , из структурного графика , тогда ,

т.е.

4. определяем Z₉ : при постоянном модуле в пределах одной элементарной коробки , из структурного графика , тогда

,

т.е.

Вторая элементарная коробка (II)

Число зубьев Z₁₁=22 ведущей шестерни базовой передачи.

Модуль зубчатого колеса.

, где

Y_F11 = 12,60 коэффициент, учитывающий форму зуба рассчитываемой шестерни [ 2 стр.16, табл.5]

- расчетный крутящий момент по напряжениям изгиба на валу рассматриваемой шестерни.

=1,2 – коэффициент, учитывающий динамические нагрузки на стадии расчета – для 7-й степени точности [ 2 стр.16, табл.4]

=1,25 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца [ 2 стр. 16, табл.3]

-допускаемое напряжение изгиба, где

=575 МПа – базовый предел изгибной выносливости [ 2 стр.8, табл. 2];

= 1,95 – коэффициент безопасности [ 2 стр.16, табл. 6];

- коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки;

- коэффициент долговечности для наибольшей частоты вращения рассчитываемой шестерни, определяемый по структурному графику [ 2 стр.17, табл. 7]

Полученное расчетом значение m округляем до ближайшего из ряда стандартных значений модулей, применяемых для зубчатых передач коробок скоростей металлорежущих станков.

Для обеспечения равнопрочности втулки насадного колеса шлицевому соединению его с валом необходимо, чтобы толщина стенки втулки была не менее 2m:

Условие выполняется, следовательно Z₁₁=22

Кинематический расчет второй элементарной коробки.

1) находим Z₁₂: из структурного графика ,отсюда

2) находим Z₁₄: из структурного графика ,отсюда

определяем Z₁₃ при постоянном модуле в пределах одной элементарной коробки , ,

Третья элементарная коробка (III)

Число зубьев Z₁₅=24 ведущей шестерни базовой передачи.

Модуль зубчатого колеса.

, где

Y_F13 = 12,36 коэффициент, учитывающий форму зуба рассчитываемой шестерни [ 2 стр.16, табл.5]

- расчетный крутящий момент по напряжениям изгиба на валу рассматриваемой шестерни.

=1,2 – коэффициент, учитывающий динамические нагрузки на стадии расчета – для 7-й степени точности [ 2 стр.16, табл.4]

=1,18 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца [ 2 стр. 16, табл.3]

-допускаемое напряжение изгиба, где

=575 МПа – базовый предел изгибной выносливости [ 2 стр.8, табл. 2];

= 1,95 – коэффициент безопасности [ 2 стр.16, табл. 6];

- коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки;

- коэффициент долговечности для наибольшей частоты вращения рассчитываемой шестерни, определяемый по структурному графику [ 2 стр.17, табл. 7]

Полученное расчетом значение m округляем до ближайшего из ряда стандартных значений модулей, применяемых для зубчатых передач коробок скоростей металлорежущих станков.

Для обеспечения равнопрочности втулки насадного колеса шлицевому соединению его с валом необходимо, чтобы толщина стенки втулки была не менее 2m:

Условие не выполняется, следовательно увеличиваем число зубьев Z₁₅=26

Кинематический расчет третьей элементарной коробки.

1) находим Z₁₆: из структурного графика ,отсюда

2) находим Z₁₈: из структурного графика ,отсюда

определяем Z₁₇ : при постоянном модуле в пределах одной элементарной коробки ,

,

Вал двигателя с первым валом коробки связан зубчатой передачей, рассчитаем для нее число зубьев ведущей шестерни Z₁ и модуль.

Возьмем число зубьев ведомого колеса Z₁= 30. Тогда в соответствии со структурным графиком.

;

Произведем проверку по допустимому отклонению фактических частот вращения шпинделя от стандартных.

На основании рассчитанных чисел зубьев колес коробки, по фактическим передаточным отношениям рассчитываем фактические частоты вращения выходного вала.

Относительное отклонение фактической частоты от стандартной частоты вращения

Стандартное значение частоты вращения n, об/мин	Фактическое значение частоты вращения nф, об/мин	Относительное отклонение , %
40	38,97	2,6
50	48,45	3,1
63	63,77	1,2
80	77,95	2,6
100	100,05	0,5
125	124,39	0,5
160	163,72	2,3
200	200,1	0,05
250	249,43	0,2
315	310,1	1,6
400	408,16	2
500	498,86	0,2
630	640,32	1,6
800	796,08	0,5
1000	1047,8	4,5
1250	1280,65	2,5