Проектирование коробки подач для токарно-винторезного станка

Содержание
Введение
1. Техническое задание на проектирование
1.1.Общая характеристика токарно-винторезного
станка модели 1А62.
1.2. Расчет режимов резанья
2. Кинематический расчет
2.1 Построение структурной сетки
2.2 Построение графика чисел оборотов
2.3 Определение числа зубьев зубчатых колес
2.4 Определение действительных значений подач
3. Силовой расчет коробки подач
3.1 Расчет тягового усилия
3.2. Крутящий момент на валу выходного звена
3.3 Мощность на выходном валу
3.4 Крутящий момент и мощность на выходном валу коробки подач
3.5 Мощность и крутящий момент на каждом валу коробки подач
3.6 Расчет модулей зубчатых зацеплений
4. Расчет элементов коробки подач
4.1 Расчет геометрических параметров зубчатых колес
4.2. Определение фактических контактных напряжений и напряжений изгиба зубьев зубчатых колес привода
4.4. Расчет валов на прочность
4.5. Выбор элементов, передающих крутящий момент
Также в коробке подач присутствуют шпоночные соединения, которые необходимо проверить на смятие. Расчет проводится по формуле:
4.6 Проверочный расчет подшипников
5. Система смазки коробки подач
Список литературы

1.1]: (В=700 Н/мм2, (Т=360 Н/мм2, (Т=324 Н/мм2, (-1=270 Н/мм2, (-1=160 Н/мм2.
(( = 0,91; (( = 0,89 [8, с. 276, табл. 12.2]
К( = 1,6; К(=2,45 [8, с.279, табл. 12.6]
(= 0,9 [8, с. 280, табл. 12.9]
Н/мм2
мм
Конструктивно был принят вал диаметром 20 мм, прочность вала обеспечена.
Производим проверочный расчет вала. Коэффициент безопасности в опасном сечении:
,
где s(и s(- коэффициент безопасности соответственно по изгибу и по кручению.
, ,
где (а и (а – переменные составляющие циклов изменения напряжений.
Т.к. в расчетном сечении крутящий момент передается кулачковой сцепной муфтой, то расчет вала ведем только по изгибным напряжениям.
Для реверсивных валов:
(m= 0; (a= (F= M/W
Момент сопротивления вала W и полярный момент сопротивления W(определяем по формулам[8, с. 281]:
мм3
Н/мм2
Безопасность работы вала обеспечена.
3 вал
Определяем окружную силу в зацеплении по формуле:
Для 8-го зубчатого колеса:
Ft8 =H
Для 15-го зубчатого колеса:
Ft15 = Н
Определяем радиальную силу:
Fr = Ft ··tgα, Н
где α – угол профиля зубьев α=200
Для 8-го зубчатого колеса:
Fr8 = Н
Для -го зубчатого колеса:
Fr15 = Н
Рассмотрим данную расчетную схему вала в двух плоскостях: горизонтальной и вертикальной, в которых действуют радиальная и окружная силы.
Составим уравнение равновесия вала в вертикальной плоскости.
ΣМАВ=0;
(25)

ΣМBВ=0;
(27)

По найденным реакциям строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости.
1 участок
2 участок
3 участок
Составим уравнение равновесия в горизонтальной плоскости.
ΣМАГ=0;
(30)

ΣМВГ=0;
(32)

Произведем проверку
ΣF=0;

-4-14+28-4=0
0=0
По найденным реакциям строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости.
1 участок
2 участок
3 участок
Полная нагрузка на опоры вала
Н
Н
Суммарные изгибающие моменты :
В 1 сечении:
Нмм
В 2 сечении:
Нмм
Рисунок 6 – Схема нагружения и эпюры крутящих и изгибающих моментов третьего вала
Приведенный момент в опасном сечении вала:
МЕ= (39)
Диаметр вала в опасном сечении[8, с, 275]:
,[8, с, 275]
где[(-1]- допускаемое напряжение
,
где (lim=(-1 – предел выносливости материала вала при изгибе;
(( - масштабный фактор;
[s] – коэффициент безопасности: [s]=3;
KL- коэффициент долговечности: КL=1;
К( - эффективный коэффициент концентрации напряжений;
(- коэффициент, учитывающий упрочнение поверхности.
Принимаем в качестве материала вала сталь 45 со следующими техническими характеристиками [8, с. 7, табл. 1.1]: (В=700 Н/мм2, (Т=360 Н/мм2, (Т=324 Н/мм2, (-1=270 Н/мм2, (-1=160 Н/мм2.
(( = 0,91; (( = 0,89 [8, с. 276, табл. 12.2]
К( = 1,6; К(=2,45 [8, с.279, табл. 12.6]
(= 0,9 [8, с. 280, табл. 12.9]
Н/мм2
мм
Конструктивно был принят вал диаметром 20 мм, прочность вала обеспечена.
Производим проверочный расчет вала. Коэффициент безопасности в опасном сечении:
,
где s(и s(- коэффициент безопасности соответственно по изгибу и по кручению.
, ,
где (а и (а – переменные составляющие циклов изменения напряжений.
Т.к. в расчетном сечении крутящий момент передается кулачковой сцепной муфтой, то расчет вала ведем только по изгибным напряжениям.
Для реверсивных валов:
(m= 0; (a= (F= M/W
Момент сопротивления вала W и полярный момент сопротивления W(определяем по формулам[8, с. 281]:
мм3
Н/мм2
Безопасность работы вала обеспечена.
4 вал
Определяем окружную силу в зацеплении по формуле:
Для 10-го зубчатого колеса:
Ft10 =H
Для 13-го зубчатого колеса:
Ft13 = Н
Определяем радиальную силу:
Fr = Ft ··tgα, Н
где α – угол профиля зубьев α=200
Для 10-го зубчатого колеса:
Fr10 = Н
Для -го зубчатого колеса:
Fr13 = Н
Рассмотрим данную расчетную схему вала в двух плоскостях: горизонтальной и вертикальной, в которых действуют радиальная и окружная силы.
Составим уравнение равновесия вала в вертикальной плоскости.
ΣМАВ=0;
(25)

ΣМBВ=0;
(27)

Произведем проверку
ΣF=0;

9,7-37,3+119-91,4=0
0=0
По найденным реакциям строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости.
1 участок
2 участок
3 участок
Составим уравнение равновесия в горизонтальной плоскости.
ΣМАГ=0;
(30)

ΣМВГ=0;
(32)

Произведем проверку
ΣF=0;

-3,5-13,6+43,3-26,2=
0=0
По найденным реакциям строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости.
1 участок
2 участок
3 участок
Полная нагрузка на опоры вала
Н
Н
Суммарные изгибающие моменты :
В 1 сечении:
Нмм
В 2 сечении:
Нмм
Рисунок 7 – Схема нагружения и эпюры крутящих и изгибающих моментов четвертого вала
Приведенный момент в опасном сечении вала:
МЕ=
Диаметр вала в опасном сечении[8, с, 275]:
,[8, с, 275]
где[(-1]- допускаемое напряжение
,
где (lim=(-1 – предел выносливости материала вала при изгибе;
(( - масштабный фактор;
[s] – коэффициент безопасности: [s]=3;
KL- коэффициент долговечности: КL=1;
К( - эффективный коэффициент концентрации напряжений;
(- коэффициент, учитывающий упрочнение поверхности.
Принимаем в качестве материала вала сталь 45 со следующими техническими характеристиками [8, с. 7, табл. 1.1]: (В=700 Н/мм2, (Т=360 Н/мм2, (Т=324 Н/мм2, (-1=270 Н/мм2, (-1=160 Н/мм2.
(( = 0,91; (( = 0,89 [8, с. 276, табл. 12.2]
К( = 1,6; К(=2,45 [8, с.279, табл. 12.6]
(= 0,9 [8, с. 280, табл. 12.9]
Н/мм2
мм
Конструктивно был принят вал диаметром 20 мм, прочность вала обеспечена.
Производим проверочный расчет вала. Коэффициент безопасности в опасном сечении:
,
где s(и s(- коэффициент безопасности соответственно по изгибу и по кручению.
, ,
где (а и (а – переменные составляющие циклов изменения напряжений.
Т.к. в расчетном сечении крутящий момент передается кулачковой сцепной муфтой, то расчет вала ведем только по изгибным напряжениям.
Для реверсивных валов:
(m= 0; (a= (F= M/W
Момент сопротивления вала W и полярный момент сопротивления W(определяем по формулам[8, с. 281]:
мм3
Н/мм2
Безопасность работы вала обеспечена.
4.5. Выбор элементов, передающих крутящий момент
Шлицевые соединения по сравнению со шпоночными обладают более высокой нагрузочной способностью, создают меньшую концентрацию напряжений в валах, а следовательно, обеспечивают более высокую выносливость последних, создают лучшую центровку деталей на валах, более удобны для массового и серийного производства.
Расчёт шлицевых соединений выполняется обычно как проверочный по напряжениям смятия:
Рисунок 7-Шлицевое соединение
(44)
φ- коэффициент, что учитывает неравномерное распределение нагрузки между шлицами ( обычно принимают 0,75);
D, d, z – размеры разреза соединения (внешний, внутренний диаметр и количество шлицёв);
f – размер фаски по длине шлица, мм;
- рабочая часть шлица, мм;
- напряжения смятия, что допускаются. Определяются в зависимости от условий эксплуатации, принимаем = 40 МПа
Условие выполняется
Условие выполняется
Также в коробке подач присутствуют шпоночные соединения, которые необходимо проверить на смятие. Расчет проводится по формуле:
Рисунок 8- Шпоночное соединение
(см =
где Мкр –крутящий момент на валу ,Нм;
d – диаметр вала = 20 мм;
h – высота шпонки = 5мм;
lр – рабочая длина шпонки = 10 мм ;
[(см] – допускаемые напряжения смятия для материала шпонки 45.
[(см] = 150 МПа.
Рабочая длина шпонки определяется по формуле:
lр = lшп – b, мм
где lшп – длина шпонки;
b – ширина шпонки.
lр = 10 – 5 = 5мм
Подставляем в формулу получаем:
(см =
Условие выполняется.
4.5 Проверочный расчет подшипников
Предварительно принимаем для всех валов радиальные подшипники 203 ГОСТ 8338-75 со следующими параметрами:d = 17мм, D = 40мм, B = 12 мм, допускаемая динамическая грузоподъемность С = 9560 Н.
Эквивалентная нагрузка[8, с. 347]:
Р = VFrk(kт ,
где V = 1 - коэффициент вращения;
Fr – радиальная нагрузка;
k( = 1,2 – коэффициент безопасности;
kт = 1 – температурный коэффициент.
Необходимая долговечность подшипников в млн. оборотов, при долговечности в часах Lh = 5000 часов и частоте вращения вала n=33,6 мин -1:
млн. об.
Требуемая динамическая грузоподъемность:
Расчет ведем по наиболее нагруженной опоре.
Р= 1(90,6(1,2 (1 = 108,7 Н
Н
Значение требуемой динамической грузоподъемности не превышает допускаемого значения. Следовательно, подшипники работоспособны.
5. Система смазки коробки подач
Смазка трущихся деталей коробки подач производится машинным маслом марки Л методом разбрызгивания. Для этого в корпус заливают такое количество масла, чтобы наиболее низко расположенное зубчатое колесо было немного погружено в него. Вращаясь, колесо разбрызгивает масло, которое попадает на другие зубчатые колеса и в подшипники коробки подач. На передней стенке корпуса имеется окошечко маслоуказателя (контрольный глазок), показывающее нормальный уровень масла в коробке подач.
Механизм коробки подач смазывается разбрызгиванием масла зубчатыми колесами и, кроме того, при помощи фитилей, заложенных в трубках. Масло подается из резервуаров, находящихся в верхней части корпуса коробки подач под крышкой. Заполнение маслом этих резервуаров производится по мере надобности. Промывают фитили одновременно с коробкой скоростей.
Зубчатые зацепления смазываем окунанием колес в масло. Уровень масла должен обеспечивать погружение колес на высоту зуба. Объем масляной ванны (из расчета 0.5 дм3 на 1 кВт передаваемой мощности) дм3. Подшипники смазываем пластичной смазкой, закладываемой в подшипниковые камеры при монтаже.
Список литературы
1. Тарзиманов Г. А. Проектирование металлорежущих станков, М., Машиностроение, 1972.
2. Справочник технолога-машиностроителя, т.2, под ред. Косиловой А. Г., М., Машиностроение, 1986.
3. Кузьмин А. В. и др. Курсовое проектирование деталей машин, ч.1, Мн.: Выш. школа,1982.
4. Проников А. С. Расчет и конструирование металлорежущих станков, М., Высшая школа, 1962.
5. Колев Н. С. и др. Металлорежущие станки, М., Машиностроение, 1980.
6. Детали машин в примерах и задачах, под ред. Ничипорчика С. Н., Мн.: Выш. школа, 1981.
7. Проников А. С. и конструирование металлорежущих станков, М., Высшая школа, 1967.
8. Атлас конструкций деталей машин, под ред. Решетова Д. Н., М., Машиностроение, 1979.
9. Чернин М. М. Расчеты деталей машин, Мн.: Выш. школа, 1974.
10. Металлорежущие станки, под ред. Пуша В. Э., М., Машиностроение, 1985.
11. Кочергин А. И. Конструирование и расчет металлорежущих станков и станочных комплексов. Курсовое проектирование, Мн.: Выш. школа, 1991.
12. Детали и механизмы металлорежущих станков, т.2, под ред. Решетова Д. Н., М., Машиностроение, 1972.
13. Перель Л. Я. Подшипники качения. Справочник, М., Машиностроение, 1983.
14. Поливанов П. М. Таблицы для подсчета массы деталей и материалов, М., Машиностроение, 1980.
53