Расчет коробки скоростей пояснительная записка 1А62. 3. Определение силовых и кинематических параметров привода

• Название: 3. Определение силовых и кинематических параметров привода
• Анкор: Расчет коробки скоростей пояснительная записка 1А62.docx
• Дата: 11.01.2020
• Размер: 389.67 Kb.
• Имя файла: Расчет коробки скоростей пояснительная записка 1А62.docx
• Тип: Реферат; #103497
• страница: 5 из 5

3. Определение силовых и кинематических параметров привода.

3.1 Выбор расчетной кинематической цепи



где n_min –минимальная частота вращения шпинделя;

n_max –максимальная частота вращения шпинделя;


Принимаем в качестве расчетной частоты ближайшую стандартную частоту вращения шпинделя n_расч=150 мин^-1.

По графику частот вращения определяем частоты каждого вала n_i, мин^-1
n_I=1200 мин^-1.

n_II=477 мин^-1.

n_III=382 мин^-1.

n_IV=477 мин^-1.

n_V=150 мин^-1.
3.2 Мощность на валах N_i, кВт
N_i= N_i-1*₁*₂,

где N_i-1 — мощность на предыдущем валу, кВт;

₁— КПД пары подшипников качения, ₁=0,99;

₂ — КПД прямозубых цилиндрических колес, ₂=0,97.
N_I = N_дв=18.5 кВт.

N_II= N_I*₁*₂=18.5*0,99*0,97=17.7 кВт.

N_III= N_II*₁*₂=17.7*0,99*0,97=17,0 кВт.

N_IV= N_III*₁*₂=17,0*0,99*0,97=16,3 кВт.

N_V= N_IV*₁*₂=16,3*0,99*0,97=15,7 кВт.

3.3 Крутящие моменты на валах Т_i, Н*м
,

где N_i — мощность на i-ом валу, кВт;

n_i — частота вращения i-го вала, мин^-1.

4. Определение модуля зубчатых колёс и геометрический расчёт

привода

Для изготовления колес и шестерен используем сталь 40Х. Этот выбор обусловлен желанием получить сравнительно небольшие габариты и невысокую стоимость коробки скоростей.

Назначаем термообработку:

для колес — улучшение 192...240 НВ, _В=750 МПа; _Т=450 МПа;

для шестерен — улучшение 241...285 НВ, _В=850 МПа; _Т=580 МПа.

При назначенной твердости обеспечивается приработка зубьев передач.

Допускаемые контактные напряжения [_Н], МПа

,

где _Н0 — базовый предел контактной выносливости,

S_Н=1,1 — коэффициент безопасности;

К_HL=1 — коэффициент долговечности.
_Н0=2НВ+70

для колес _Н0=2*200+70=470 МПа;

для шестерен _Н0=2*250+70=570 МПа;

Допускаемые контактные напряжения [_Н], МПа

для колес

для шестерен
Расчет осуществляем для передачи, обладающей в своих группах наибольшими передаточными числами, как для наиболее нагруженных.

Предварительное межосевое расстояние a_w5-4, мм



где Е_ПР – приведённый модуль упругости, Е_ПР=2,1*10⁵МПа,

К_Нβ – коэффициент угла перекоса, К_Нβ=1,08

ψ_ba – коэффициент относительной ширины колёс, ψ_ba=0,4


Модуль передачи m, мм

Принимаем m = 4 мм, тогда межосевое расстояние a_w, мм

Предварительное межосевое расстояние a_w3-4, мм:

Модуль передачи m, мм

Принимаем m=2 мм, тогда межосевое расстояние a_w, мм

Предварительное межосевое расстояние a_w2-3, мм:

Модуль передачи m, мм

Принимаем m=2,5 мм, тогда межосевое расстояние a_w, мм

Ширина шестерни определяется по формуле, мм,

b = 0,2∙a, a = ;

где а – межцентровое расстояние.

Ширина зубчатого колеса берётся меньше ширины шестерни на 3 – 5 мм.

Расчет геометрических параметров передач осуществляем по ГОСТ 16532-70.

Делительный диаметр шестерни (колеса) d₁₍₂₎, мм
d₁₍₂₎= z₁₍₂₎×m.
Диаметр окружности впадин d_f, мм
d_f= d₁₍₂₎ - 2,4×m.
Диаметр окружности выступов d_а, мм
d_а= d₁₍₂₎+2×m.

Таблица 4 - Размеры зубчатых колес

Обозначение колеса	Число зубьев, z	Суммарное число зубьев, z	Передаточное число, u	Модуль, m, мм	Межосе вое расстояние, аw, мм	Делительный диаметр, d, мм	Диаметр вершин, da, мм	Диаметр впадин, df, мм	Ширина венца, bw, мм
z2		52	0,79	2,5	68	60	65	54	25
z3						74	79	68
z4			0,63			50	55	44	25
z5						80	85	74
z6		63	0,80	2	63	56	60	51	20
z7						70	74	65
z8			1,74			80	84	75	20
z9						46	50	41
z10			0,62			48	52	43	20
z11						78	82	73
z12		91	0,25	4	182	72	80	62	38
z13						280	288	270
z14			1,28			200	208	190	38
z15						160	168	150

5. Определение диаметров валов, подбор подшипников и шлицевых соединений

Первоначально диаметры валов рассчитывают без учета изгибающих моментов из условия прочности на кручение:



=> d_пI = 40 мм;

=> d_пII = 54 мм;

=> d_пIII = 56 мм;

=> d_пIV = 52 мм.

Принимаем шариковые радиальные подшипники особо легкой серии серии, условное обозначение 700010 5, для которых C=2360 Н, С₀=4540 Н.
Таблица 5 - Результаты подбора подшипников коробки скоростей

Номер вала	Обозначение подшипника
1	700010 8 ГОСТ 8338-75
2	700010 7 ГОСТ 8338-75
3	1000090 7 ГОСТ 8338-75
4	700010 5 ГОСТ 8338-75
5	113613 ГОСТ 8338-75

Таблица 6 - Результаты подбора шлицевых соединений согласно
ГОСТ 1139-80.

Номер вала	Обозначение шлицевого соединения
2
3
4

8. Требования к шпинделю станка и его опорам
Шпиндель станка

Шпиндель является одной из наиболее ответственных деталей станка. От него во многом зависит точность обработки. Поэтому к шпинделю предъявляется ряд повышенных требований. Конструкцию шпинделя определяют: а) требуемая жёсткость, расстояние между опорами, наличие отверстия (для пропуска материала и для многих других целей); б) конструкция приводных деталей (зубчатые колёса, шкивы) и их расположение на шпинделе; в) тип подшипников и посадочные места под них; г) метод крепления патрона для детали или инструмента (определят конструкцию переднего конца шпинделя). Шпиндели современных станков имеют довольно сложную форму. К ним предъявляются высокие требования по точности изготовления; часто до половины всех проверок на точность, проводимых при изготовлении станка, приходится на шпиндельный узел. Технические условия на изготовление шпинделей устанавливаются ГОСТом для станков данного класса. Весьма важным является выбор материала шпинделя. Средненагруженные шпиндели изготавливают обычно из стали 45 с улучшением (закалка с высоким отпуском). При повышенных силовых нагрузках применяют сталь 45 с низким отпуском. Для шпинделей, требующих высокой поверхностной твёрдости и вязкой сердцевины, применяют сталь 45 с закалкой ТВЧ и низким отпуском. При повышенных требованиях применяют легированные стали 40Х, 38ХМЮА, 38ХВФЮА (шпиндели быстроходных станков), 20Х с цементацией, закалкой и отпуском, 12ХНЗ (быстроходные и тяжелонагруженные шпиндели) и другие малолегированные стали. Сталь 65Г применяют для крупных шпинделей. Шпиндель своей зубчатой (шлицевой) частью входит в гильзу коробки скоростей, вращаясь вместе с ней, перемещается в осевом направлении. В переднем конце шпинделя крепят режущий инструмент либо непосредственно в коническом отверстии, либо посредством переходных втулок или других приспособлений. Значительные осевые нагрузки, возникающие при сверлении, воспринимаются шариковыми или роликовыми упорными подшипниками, смонтированными в шпиндельной гильзе.
Требования, предъявляемые к опорам шпинделей

Работа шпинделя зависит от типа его опор. Как известно, жёсткость шпиндельного узла, его виброустойчивость, а также точность вращения связаны с конструкцией опор. В качестве опор шпинделей применяют подшипники качения и подшипники скольжения с жидкостным трением. Иногда оба типа подшипников можно применять с одинаковым успехом. Однако в большинстве случаев условия работы шпинделя определяют и наиболее целесообразный тип подшипника.

К опорам шпинделей предъявляют следующие основные требования.

1. Высокая точность вращения, так как отклонение оси вращения шпинделя непосредственно влияет на точность обработки. Эту точность могут обеспечить подшипники качения и скольжения. Однако и в последнем случае при изменении нагрузки или скорости происходит изменение положения оси вращения шпинделя, так как изменяется толщина масляной плёнки.

2. Опоры шпинделей должны быть долговечны. Подшипники качения имеют ограниченный срок службы и чем выше частота вращения шпинделя, тем ниже долговечность подшипников, поэтому для скоростных шпинделей повышение сроков службы подшипников является важной задачей. Нормальный срок службы подшипника качения принимается до 5000 ч. Подшипники качения в основном изнашиваются только в период пуска, останова или реверса станка, поэтому при редких включениях станка они долговечны и могут работать длительное время без ремонта.

3. Виброустойчивость – важное условие для работы высокооборотных шпинделей. Современные прецизионные подшипники качения отвечают требованию виброустойчивости. Подшипники скольжения обладают способностью гасить колебания, т.е. оказывать демпфирующее действие благодаря масляному слою.

4. Для универсальных станков необходимо, чтобы подшипники работали одинаково надёжно во всём диапазоне применяемых скоростей и нагрузок. В этом отношении преимущество подшипников качения неоспоримо, чем и объясняется их большое применение в станках.

5. Эксплуатационные преимущества – лёгкость замены, меньший уход и т.п. Подшипники качения в результате эксплуатационных преимуществ получили наибольшее применение для опор шпинделей.

При работе шпинделя в подшипниках качения малая жёсткость внутреннего кольца подшипника приводит к тому, что погрешность формы шейки шпинделя почти полностью переходит на дорожки качения. Поэтому допуски на форму и размер шейки шпинделя должны соответствовать допускам прилегающего элемента подшипника.

Заключение
1. На основании исходных данных для проектирования выполнены расчёты внешней рабочей нагрузки, действующей на привод токарно-винторезного станка, диапазона регулирования, числа скоростей групповых передач и привода в целом.

2. Определена структурная формула привода, передаточные отношения пар зубчатых колёс групповых передач. Построена рациональная структурная сетка и график частоты вращения, найдены частоты вращения промежуточных валов привода и шпинделя станка, на основании чего разработана кинематическая схема привода, соответствующая исходным данным проекта.

3. Выполнены расчёты модуля зубчатых колёс и геометрический расчёт элементов кинематической цепи привода главного движения, что позволило конструктивно оформить и разработать сборочные чертежи (свертку, развёртку) привода.

4. На основе результатов выполнения предшествующих пунктов настоящего заключения разработаны техническая характеристика и технические требования к спроектированному приводу, соблюдение которых в процессе производства обеспечит высокую его эксплуатационную надёжность.

Список литературы

1. 
   Г.А. Тарзиманов. Проектирование металлорежущих станков. - М.: Машиностроение. 1972.
   
2. 
   В. Э. Пуша. Металлорежущие станки. – М.: Машиностроение, 1985.
   
3. 
   А. И. Лурье. Кинематические и динамические закономерности многоскоростных приводов: учеб.-методическое пособие / А. И. Лурье, В. К. Зальцберг – Пермь: Изд-во Перм. гос. техн. ун-та, 2001
   
4. 
   П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. Конструирование узлов и деталей машин. – М.: Высшая школа, 1998.
   
5. 
   В.И. Анурьев, В. И. Справочник конструктора-машиностроителя: в 3-х томах / под ред. И.Н. Жестковой. – М.: Машиностроение, 2006.
   
6. 
   В. К. Зальцберг. Расчет и конструирование многоскоростных станочных приводов: учеб. пособие / В. К. Зальцберг, А. И. Лурье – Пермь: Изд-во Перм. гос. техн. ун-та, 2010.
   
7. 
   А.М. Кучер, М.М. Киватицкий, А.А. Покровский. Металлорежущие станки. (Альбом общих видов, кинематических схем и узлов) М.: Машиностроение,1965.
   
8. 
   Руководство по эксплуатации станка 1А62.