Кинематический расчет коробки скоростей

Кинематический расчет коробки скоростей

1. Расчет режимов резания

Принимаем подачу  для черновых работ [1, стр. 266].

При определении предельных скоростей резания предпочтительно принимать  для чистовых работ,  для черновых работ, соответственно при минимальной подаче и глубине резания (чистовая обработка) и максимальных подаче и глубине резания (черновая обработка).

Очевидно, что максимальная сила резания возникает при черновой обработке стали. Произведем расчеты режимов резания:

Выбираем инструмент - проходной прямой резец с размерами  с углом в плане  при угле врезки пластины  (пластина из твердого сплава по Т15К6): резец 2100 - 0405 Т15К6 ГОСТ 18878 - 73. [1, стр. 95].

Глубина резания при черновой обработке примем равной .

Подача .

Скорость резания [1, стр. 267].

, где

,

 - коэффициент, учитывающий качество обрабатываемого материала;

 - коэффициент, отражающий состояние поверхности заготовки;

 - коэффициент, учитывающий качество материала инструмента;

; , тогда

Стойкость инструмента  [1, стр. 268].

Тогда скорость резания:

Определяем частоту вращения, соответствующую найденной скорости:

Принимаем ;

Фактическая скорость резания составит:

Определение сил резания

Расчет максимальной силы резания

Максимальная сила резания [1, стр. 271]:

 - поправочный коэффициент

Тогда главная составляющая сил резания:

Рассчитываем мощность резания:

Расчет осевой силы резания

Осевая сила резания рассчитывается по формуле [1, стр. 271]:

 - поправочный коэффициент

Тогда осевая сила резания составит:

Радиальная сила резания рассчитывается по формуле [1, стр. 271]:

 - поправочный коэффициент

Тогда радиальная сила резания составит:

2. Кинематический расчет коробки

Для курсового проектирования при заданной структурной формуле и коэффициенте геометрической прогрессии необходимо выбирать только одно значение параметров n, S - минимальное или максимальное, так как второе определиться через структурную формулу и коэффициент геометрической прогрессии.

При токарной обработке принимается черновая обработка твердосплавным инструментом, что означает выбор n, S минимальными.

Определяем требуемые величины чисел.

; ; ; ; ; ;  ; ; ; ; ;  ; ; ; .

2.1 Структурная сетка

Структурная формула будет иметь вид:

Z=4₁x2₈x2₄

Строим график структурной сетки (рисунок 1).

Рисунок 1 - Структурная сетка

2.2 Построение графика чисел оборотов

Строим график чисел оборотов (рисунок 2.

Рисунок 2 - График чисел оборотов

Передаточное отношение ременной передачи 0.9375.

2.3 Определение числа зубьев зубчатых колес

Таблица - 1 Определение чисел зубьев колес

.4 Определение действительных значений чисел оборотов

Определяем действительное значение частот вращения шпинделя с учетом конкретных чисел зубьев колес на каждом валу и сравниваем их со стандартными значениями.

Отклонение действительных величин не должно превышать

Расчет ведем по формуле:

Таблица 2 - Расчет действительных значений частот вращения

3. Силовой расчет коробки скоростей

.1 Определение КПД привода

, - среднее значение КПД соответственно ременной передачи, зубчатой цилиндрической передачи и пары подшипников;

а, b - число соответственно цилиндрических, и пар подшипников.

3.2 Выбор электродвигателя

Требуемая мощность электродвигателя:

Окончательно, принимаем электродвигатель со следующими основными техническими характеристиками: марка АИР180М8/6/4 с синхронной частотой вращения 975 об/мин, мощность: 11 кВт; асинхронная частота вращения 960 об/мин.

3.3 Определение фактической частоты вращения каждого вала

По графику (рисунок 2) частота вращения каждого вала составляет:

; ; ; ;

3.4 Определение мощности на каждом валу

,

где  - КПД передач, подшипников.

;

;

;

3.5 Определение крутящего момента на каждом валу

Расчет будем производить по формуле (стр. 72 [7]):

,

;

3.6 Выбор модуля зубчатых зацеплений

В соответствии со стандартным рядом значений модуля, применяемых в станкостроении принимаем (стр. 399 [5]):

;

;

;

;

;

=2; ==2,5; =3.

4. Расчет элементов коробки скоростей

4.1 Расчет геометрических параметров зубчатых колес

Расчет ведём по формулам:

делительный диаметр:

диаметр вершин зубьев:

диаметр впадин зубьев:

межосевое расстояние:

ширина зубчатого венца (для всех колёс):

Таблица 3 - Расчет геометрических параметров зубчатых колес

Степень точности колес определяется в зависимости от назначения. Принимаем степень точности 7. Материал колёс - сталь 20Х.

4.2 Расчет диаметров валов

Диаметр вала определяется из условия прочности на кручение при пониженных допускаемых напряжениях:

, где

T - крутящий момент;

- допускаемое условное напряжение на кручение.

 для промежуточных валов:

 для входного и выходного валов.

Тогда

, принимаем ;

, принимаем ;

, принимаем ;

, принимаем ;

Для 5-го вала - шпинделя ориентировочно минимальный необходимый для передачи мощности диаметр шейки шпинделя под передней опорой для токарных станков составляет:

Принимаем диаметр вала под передней опорой 62 мм.

4.3 Расчет зубчатой ременной передачи

Конструкция ремня показана на рисунке 5.

Рисунок 5 - Конструкции ремня и шкива

Определяем момент на быстроходном валу:

По табл. 8.19 [8] принимаем .

По табл. 8.20 [8] принимаем число зубьев меньшего шкива , тогда число зубьев большего шкива

,

где .

Расчетные диаметры шкивов:

Наружные диметры шкивов:

;

.

Внутренние диметры шкивов:

;

.

Определяем межосевое расстояние:

.

Принимаем .

Определяем длину ремня:

Число зубьев ремня:

; Принимаем  (табл. 8.19 [8])

Окончательная длина ремня:

;

Определяем межосевое расстояние по окончательной принятой длине ремня:

Определяем половину угла схождения ветвей:

;

Угол обхвата:

Определяем число зубьев ремня, находящегося в зацеплении:

Условие  соблюдается.

Определяем допускаемую окружную силу при заданных условиях работы:

. По табл. 8.19 [8] принимаем . По табл. 8.7 [8] принимаем . Поскольку передача понижающая, то . При  принимаем . Вводим один натяжной ролик, поэтому . Таким образом,

Окружная сила:

где  - скорость ремня.

Определяем ширину ремня:

где  (табл. 8.19, п. 4 [8]).

Принимаем при  мм  мм (табл. 8.19, п. 5 [8]). Условие  выполняется.

Ширина шкива без бортов (табл. 8.20, п. 8 [8]):

Сила, действующая на валы передачи:

Предварительное натяжение ремня для устранения зазоров в зацеплении:

При межосевом расстоянии , где  диаметр меньшего шкива и  оба шкива выполняют с ребордами высотой 1,5…4 мм. При меньших а реборды выполняются на одном из шкивов, чаще меньшем. Реборды предотвращают осевое сползание ремня. В нашем случае  выполняем реборд только на одном шкиве, меньшем.

5. Выбор конструкции шпинделя и его расчет

5.1 Конструктивная схема шпиндельного узла

В соответствии с рекомендациями, приведенными в литературе [6] принимаем следующую компоновку шпиндельного узла.

Рисунок 6 - Конструктивная схема шпиндельного узла токарного станка

5.2 Проверочный расчет подшипников

Критерием подбора подшипников служит неравенство:

,

где  - требуемая величина динамической грузоподъемности;

 - табличные значения динамической грузоподъемности выбранного подшипника.

Требуемая величина динамической грузоподъемность:

,

где Р - приведенная нагрузка на подшипник;

n - частота вращения подшипника (n = 200 мин^-1);

L_h - долговечность подшипника (принимается для шпинделей станков 10000 часов);

Составляем расчетную схему (рисунок 7).

Рисунок 7 - Схема расчета приведенной нагрузки действующей на подшипники шпинделя

Тогда, реакция в опорах А, В равна сумме реакций возникающих в горизонтальной и вертикальной плоскостях:

 кН

кН

Расчетная нагрузка Q:

 кН;

Тогда  кН

Для радиального двухрядного роликоподшипника с короткими цилиндрическими роликами серии 33182113К, ;

 т.е. подшипник работоспособен.

5.3 Расчет шпинделя на жесткость

Составляем расчетную схему (рисунок 8). При двух шариковых подшипниках качения расчетная схема принимает вид:

Рисунок 8 - Расчетная схема жесткости шпинделя

Перемещение переднего конца шпинделя с учетом защемляющего момента (cтр. 180, [3]):

где Р - сила резания;

l = 0,765 м - расстояние между опорами;

а = 0,190 м - вылет шпинделя;

J₁ - среднее значение момента инерции сечения консоли;

J₂ - среднее значение момента инерции сечения шпинделя между опорами;

м;

м.

Е - модуль упругости материала шпинделя: Е = 2,1´10¹¹ Па;

j_A и j_B - радиальная жесткость задней и передней опор, =0,7 кН/мкм; =0,9 кН/мкм;

G =79,3 ГПа - модуль сдвига материала шпинделя;

 - коэффициент защемления;

S₁=3,3·10^-3 и S₂=1,9·10^-3 - площади сечения переднего конца и межопорной части шпинделя, м²;

Согласно данным (стр. 136 [3]) допустимая минимальная жесткость конца шпинделя для продукционных станков составляет 200 Н/мкм.

Фактическая жесткость переднего конца шпинделя

 Н/мкм > 200 Н/мкм,

т.е. жесткость шпинделя обеспечена.

6. Расчет усилий на органах управления

Изменение частоты вращения шпинделя осуществляется введением в зацепление различных пар зубчатых колес. Механизм управления предназначен для включения требуемой частоты вращения шпинделя, получаемой в результате определённого взаимного расположения в зацепления зубчатых колёс.

При перемещении колес возникают различного рода силы сопротивления (силы трения блоков зубчатых колес при переключении и деталей механизма управления, перекосы осей, колёс и т.д.). Требуется определить эти силы и рассчитать длину рукоятки механизма переключения с учетом того, что бы силы, приложенная к ней, не превышала 40 Н.

Исходные данные для проектирования механизма управления получаем из чертежа развертки коробки скоростей. Путем замера получаем: ход двойного первого блока первой группы 40 мм, ход двойного блока второй группы 65 мм, ход двойного блока третьей группы 56 мм.

Для переключения подач применяем механизм централизованного последовательного управления с барабанными кулачками, в котором переключение шестерен осуществляется при помощи переводных вилок.

К основным расчетно-конструктивным параметрам барабанных и плоских кулачков относятся

диаметр кулачка D;

величина подъема профиля H;

размеры паза, определяемые размерами ролика d_p и b;

угол подъема профиля Θ.

Непосредственно с кулачком 1, а точнее, криволинейным пазом на его поверхности, взаимодействует ролик 2, вращающийся на оси 3, которая крепится к хвостовику переводной вилки или концу переводного рычага 4.

Рисунок 6.1 - Основные конструктивные параметры барабанного кулачка

Величина подъема профиля кривой на кулачке H определяется длиной хода перемещаемого элемента и равна этой длине, если переключение производится при помощи переводной вилки, связывающей кулачок с управляемым элементом. Если передаточным звеном является рычаг, то величина H будет зависеть и от соотношения плеч рычага.

Профилирование криволинейных пазов на развертках барабанов выполняют при помощи графика частот вращения (рисунок 6.2).

Напротив графика частот вращения в произвольном масштабе наносится контур развертки в виде прямоугольника со сторонами πD и L, величины которых на начальном этапе работы еще неизвестны. Далее в этом прямоугольнике наносится сетка, состоящая из вертикальных и горизонтальных линий. Количество вертикальных линий определяется числом положений, которое может занимать подвижный блок при переключении, а горизонтальных - числом частот вращения коробки передач. Расстояния между вертикальными линиями сетки известны и равны ходов переключаемого блока.

Анализируя график частот вращения, определяют, сколько раз должен быть переключен тот или иной блок за один оборот управляющего барабана.

В соответствии с необходимыми переключениями на развертку наносят траекторию паза.

Диаметр D барабана зависит от количества частот вращения Z, максимальной величины подъема H и допустимого угла подъема профиля.

При проектных расчетах , а диаметр ролика , Z = 16.

резание зубчатый электродвигатель кинематический

Рисунок 6.2 - Построение разверток барабанных кулачков: а - барабанные кулачки; в-развертки кулачков

Диаметр барабанного кулачка определяется выражением:

Расчетный диаметр получился большим. В этом случае однорукояточное управление нецелесообразно из-за значительного увеличения габаритов коробки. Поэтому применяем 2 барабана, управляемых независимо друг от друга. При этом каждый барабан имеет четырех фиксированных положения, т.е. четыре скорости.

Минимальный диаметр барабанного кулачка:

Для произвольной схемы кулачкового механизма вводят два коэффициента приведения λ₁ и λ₂, которые учитывают отличие произвольной схемы кулачкового механизма от эталонной (дисковый кулачек). При этом различие в типе и размерах башмака учитывают коэффициентом λ₁, а различие в конструкции и размерах толкателей - λ₂.

Длина рукоятки

 мм.

Принимаем l_p = 120 мм.

Список литературы

1.     Справочник технолога машиностроителя. Т2, под ред. А.Т. Косиловой, М.: Машиностроение, 1986;

2.      Металлорежущие станки, Колев Н.С.: машиностроение, 1980 г.

.        Конструирование и расчет металлорежущих станков и станочных комплексов. Курсовое проектирование: Учеб. Пособие для вузов. - Мн.: Выш. Шк., 1991, - 382 с.: ил. под ред. Кочергин А.И.

.        Справочник технолога машиностроителя. Т1, под ред. А.Т. Косиловой, М.: Машиностроение, 1986;

5.     Справочник конструктора-машиностроителя. Анурьев В.И., М.: машиностроение, 2001.

6.      Тарзиманов Г.А. Проектирование металлорежущих станков. М.: Машиностроение, 1979, - 312 с.

.        Курсовое проектирование металлорежущих станков. Часть 1. Учебное пособие. Смоликов Н.Я., Подлеснов В.Н., Чурбанов В.Ф. и др. / Волгоград. гос. техн. Ун-т, Волгоград, 1994, 161 с.

.        Детали машин в примерах и задачах. Под общ. ред. Н.С. Ничипорчика. - Мн.: Выш.шк., 1981, 432 с.

.        Курсовое проектирование деталей машин: Справ. пособие. Часть 2/ А.В. Кузьмин, Н.Н. Макейчик и др. - Мн.: Выш. шк., 1982 - 334 с.

.        Атлас конструкций деталей машин/ Под.ред. Решетова Д.Н. - М.: Машиностроение, 1979.

.        Металлорежущие станки, Учебное пособие для ВУЗов.Н.С. Колев, Л.В. Крашиченко и др. - М.: Машиностроение, 1980, 500 с.