Курсовой проект. Курсовая работа металорежущие станки вариант №18. Курсовая работа (курсовой проект) по учебному курсу Металорежущие станки Вариант 18 Студент

• Название: Курсовая работа (курсовой проект) по учебному курсу Металорежущие станки Вариант 18 Студент
• Анкор: Курсовой проект
• Дата: 09.01.2023
• Размер: 1.55 Mb.
• Имя файла: Курсовая работа металорежущие станки вариант №18.docx
• Тип: Курсовая; #878910

МИНИСТЕРСТВО НАУКИ И ВЫСШЕГО ОБРАЗОВАНИЯ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ
федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение

высшего образования
«Тольяттинский государственный университет»

____________________________________________________________

(институт)

____________________________________________________________

(кафедра)

КУРСОВАЯ РАБОТА (КУРСОВОЙ ПРОЕКТ)
по учебному курсу «Металорежущие станки»
Вариант №18

Студент	Свистунов Дмитрий Сергеевич
	(И.О. Фамилия)
Группа	ТМбп-1901бс
Преподаватель
	(И.О. Фамилия)

Тольятти 2023
Содержание

Вычисление предельных частот вращения 3

Расчет передаточных отношений 7

Кинематическая цепь главного движения станка 12

Предварительный расчет коробки скоростей 15

Расчет зубчатых передач 17

Заключение 23

Список литературы: 24

Приложение 25

Спроектировать коробку скоростей вертикально-сверлильного станка

Наибольший диаметр обрабатываемого отверстия	30	мм
Обрабатываемый материал: сталь углеродистая с пределом прочности	600…900	МПа
Материал режущей части инструмента	Р6М5
Характер производства	единичное

Вычисление предельных частот вращения

Определим максимальную и минимальную скорости резания:

(1) - значения коэффициентов принимаем по справочнику Косилова.

, , , , , мин;

, где , , .
Вычислим минимальную скорость резания:

м/мин;

Вычислим максимальную скорость резания:

м/мин;
Вычислим минимальное количество оборотов (2):

об/мин;

Вычислим максимальное количество оборотов (3):

об/мин;
Определим диапазон регулирования частоты вращения исполнительного органа (4):

;


Принимаем Z=12, .
Нормальный ряд частот вращения:

n₁=250 об/мин;

n₂=315 об/мин;

n₃=400 об/мин;

n₄=500 об/мин;

n₅=630 об/мин;

n₆=800 об/мин;

n₇=1000 об/мин;

n₈=1250 об/мин;

\

n₉=1600 об/мин;

n₁₀=2000 об/мин;

n₁₁=2500 об/мин;

n₁₂=3150 об/мин;

Структурная формула: .
Определим мощность резания: (5) , где

; (6)



(7)



КВт (8);

Мощность электродвигателя: (9);

КПД кинематической цепи: (10),

где η_рп – КПД ремённой передачи, η_рп= 0,95;

η_зп – КПД зубчатой пары. η_зп =0,97, (3 пары);

η_пк – КПД подшипников качения, η_пк =0,99, (4 пары).

КВт;

Выбираем двигатель 4А112М2У3 с мощностью P=7,5 КВт, n=3000 об/мин.

1. 
   Структурная сетка, график частот вращения, кинематическая схема коробки скоростей
   

Рисунок 1 – Структурная сетка



Рисунок 2 – График частот вращения

Расчет передаточных отношений

Передаточное отношение одиночной передачи определяется из уравнения кинематической цепи привода для минимальной частоты вращения шпинделя:
(11)

где n_э – частота вращения электродвигателя;

n₁ – минимальная частота вращения шпинделя;

i_Рmin - минимальное значение i-групповых передач.

(12);



Для наиболее распространённого случая, когда зубчатые колёса в группе прямозубые, одного модуля и нарезаны без смещения исходного контура, числа зубьев ведущего Z и ведомого Z’ колёс определяются соответственно по формулам:

(13) (14)

где a и b – взаимно простые числа, через которые выражается данное передаточное отношение, т.е. ; ∑Z – сумма чисел зубьев в рассматриваемой группе.
Двойной блок на втором валу:
(15)
(16)
Пусть ∑Z = 90, что соответствует стандартному значению. При ∑Z = 90 числа зубьев колес будут равны:
(17)

Тройной блок на третьем валу
(18)
(19)
∑Z = 90, что соответствует стандартному значению. При ∑Z = 90 и числа зубьев колес будут равны:
(20)

Двойной блок на третьем валу

(21)
(22)

∑Z = 90, что соответствует стандартному значению. При ∑Z = 90 и числа зубьев колес будут равны:

(23)

Кинематическая цепь главного движения станка

(24)
На основании кинематической цепи главного движения составляются все уравнения кинематического баланса:

Максимально допустимое отклонение:

(25)

(26)

Расчет отклонений по ступеням:

(27)

Nст, об/мин	Nрасч, об/мин	%
250	249,74	0,104
315	317,85	0,904
400	399,58	0,105
500	499,48	0,104
630	635,7	0,9
800	799,16	-0,125
1000	998,96	0,104
1250	1271,4	1,71
1600	1598,33	-0,104
2000	1997,92	-0,104
2500	2542	1,68
3150	3196,68	1,4

Таблица 1 - Расчетные и стандартные числа оборотов ступеней коробки скоростей и их процентные расхождения.

Предварительный расчет коробки скоростей

Необходимо определить диаметры валов, модули и напряжения, действующие в зубчатых зацеплениях.

При динамическом расчёте привода главного движения максимальный крутящий момент определяется по расчётной частоте его вращения, которая принимается равной первой ступени второй четверти диапазона регулирования скорости. В нашем случае это четвертая ступень.

Определение крутящих моментов действующих на валах коробки скоростей.

(28),

где P_i и n_i – номинальная мощность и расчетная частота вращения i-ого вала.

(29),

где Р_э – мощность электродвигателя, кВт;

η_общ – к.п.д. коробки скоростей.

(30),

η_р.п. = 0,96 – коэффициент ременной передачи;

η_з.п. = 0,98 – коэффициент цилиндрической зубчатой передачи;

η_подш = 0,99 – коэффициент подшипников качения.

об/мин КВт;

об/мин КВт;

об/мин КВт;

об/мин КВт;

об/мин КВт;

;

;

;

;

;

(31),

где d_i – диаметр рассчитываемого вала, мм; [τ_кр] = 12 МПа – допускаемое напряжение кручения.
мм;

принимаем мм;

принимаем мм;



принимаем мм;

Расчет зубчатых передач

В качестве материала для расчета зубчатых колес принимаем Сталь 12ХН3А, 7степени точности, ГОСТ 4543-71, цементация.

Σ_в = 920 Мпа – предел прочности при растяжении;

σ_т = 700 Мпа – предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений;

HRC_э = 56-63;

σ_{H lim b} = 1362 Мпа – предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений;

σ_{F lim b} = 780 Мпа – базовый предел изгибной выносливости

Определим модуль зубчатых передач

Для всех передач одного зубчатого блока принимают один модуль, поэтому расчёту подлежит только самая малая шестерня блока.

(32),

где Т_Fi – расчетный крутящий момент, Н·м;

(33),

где К_Fv = 1,2 – коэффициент, учитывающий динамические нагрузки для седьмой степени точности

К_Fβ = 1,18 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца

ψ = 8 – коэффициент ширины зуба;

z – число зубьев рассчитываемой шестерни;

Y_F – коэффициент учитывающий форму зуба

σ_Fp – допускаемое напряжение изгиба, Мпа;
(34),
где σ_{F lim b} = 780 Мпа – базовый предел изгибной выносливости

S_F = 1,95 – коэффициент безопасности

К_Fc = 0,8 – коэффициент, учитывающий влияние одностороннего приложения нагрузки;

К_Fl = 1,0 – коэффициент долговечности, зависит от n.
(35)
Для первого зубчатого блока Z= 30, Y_F = 11,93;

;

, принимаем .
Для второго зубчатого блока Z= 30, Y_F = 11,93;

;

принимаем .
Третий зубчатый блок Z= 30, Y_F = 11,93;

;

принимаем .
Окончательно принимаем .
Для дальнейшего конструирования коробки скоростей необходимо сопоставить полученный ранее диаметр вала и размеры шестерни, насаженной на этот вал. Необходимо, чтобы толщина стенки была не менее 2m.

(36)

где m_i, z_i,d_i – соответственно модуль, число зубьев и диаметр вала рассчитанной шестерни.

Проверка сошлась. мм.
Проверочный расчет зубчатых передач коробки скоростей предусматривает проверку зубьев ведущих шестерен на выносливость по напряжениям изгиба и по контактным напряжениям. Расчетные напряжения должны быть не больше допускаемых. Ширина венца мм для первого и второго зубчатого блока, для третьего зубчатого блока мм.
Рассчитываем зубчатые колеса ведущие на первую ступень второй четверти диапазона регулирования скорости n=500 об/мин.
Первый зубчатый блоке Z = 30:

Проверка по напряжениям изгиба:
(37), где
Т_F – расчетный крутящий момент, Н·м;

Y_F – коэффициент учитывающий форму зуба

m – модуль вала рассчитанной шестерни, мм;

z – число зубьев вала рассчитанной шестерни;

b – ширина зубчатого венца, мм;

σ_Fp – допускаемое напряжение изгиба, Мпа.
Мпа;

(38) – допускаемые напряжения;

Мпа;

186,52<320.

;
где α_w – межосевое расстояние между валами, мм.

Мпа;

- допускаемые контактные напряжения;
Мпа;

531,23<1231,2 Мпа. Проверка сходится.
Второй зубчатый блок Z=30:
Мпа;

Мпа;

Мпа;

Мпа;

1150>528,91 Мпа – проверка сошлась.

Третий зубчатый блок Z=30:

Мпа;

Мпа;

365,66<432 Мпа – проверка сошлась

Мпа;

1242>744,192 – проверка сошлась.

Были проведены расчеты диаметров валов исходя из допускаемых напряжений при кручении, модули передач, а также осуществлена проверка зубчатых колес по касательным напряжениям и напряжениям изгиба, которая показала, что все напряжения находятся в допускаемых пределах. Колеса изготовим из стали марки 12ХН3А.

Заключение

В курсовом проекте была рассчитана коробка скоростей вертикально-сверлильного станка. Были определены технические характеристики станка. Были рассчитаны диаметры валов исходя из допускаемых напряжений при кручении, модули передач, а так же осуществлена проверка зубчатых колес по касательным напряжениям и напряжениям изгиба, которая показала, что все напряжения находятся в допускаемых пределах.

Список литературы:

1. 
   Справочник технолога – машиностроителя. В 2-х т./ по ред. А.Г. Косиловой и Р.К. Мещерикова. – М.: Машиностроение. Т.1, 1985.
   
2. 
   Анурьев В.И. Справочник конструктора – машиностроителя, т. 1.- М.: Машиностроение 1978.
   
3. 
   Дунаев «Детали Машин» - учебное пособие для техникумов. «Высшая школа» 1984.
   

Приложение

Кинематическая схема привода