Курсовая работа (т): Проектирование токарного станка

Построение графика частот вращения

Для возможности передачи шпинделю 16-ти частот вращений примем привод главного движения со сложенной структурой, так как использование множительной структуры не позволяет реализовать коробку скоростей с 16-ю скоростями. Сложенная структура получается из двух определенным образом соединенных структур с последовательно соединенными групповыми передачами. Первая структура называется основной, вторая - дополнительной. Структурная формула привода главного будет иметь вид

Исходя из структурной формулы построим структурную сетку. Вертикальными линиями обозначим валы привода, горизонтальными -частоты вращения шпинделя. Точки пересечения вертикальных линий с горизонтальными соответствуют частотам вращения валов, представленным в логарифмическом масштабе. Луч с наклоном вверх изображает повышающую передачу, луч с наклонно вниз - понижающую, горизонтальный луч - передачу с передаточным отношением, равным 1. Параллельные лучи изображают одну и ту же передачу. Для обеспечения приемлемых радиальных размеров коробок скоростей вводя ограничения на передаточные отношения передач , т.е для ц=1.26 луч, изображающий передаточное отношение передачи, может опускаться вниз максимум на 6 интервалов и подыматься вверх на 2.

Рисунок 4.1 - Структурная сетка основной группы

Опираясь на кинематическую схему привода главного движения станка-аналога и используя структурную сетку построим кинематическую схему. Так как числа зубьев зубчатых колес пока неизвестны, все зубчатые колеса на кинематической схеме изобразим одинакового размера.

Рисунок 4.2 - Структурная сетка дополнительной группы

Рисунок 5 - Кинематическая схема привода главного движения

Используя кинематическую схему и структурные сетки построим график частот вращения шпинделя. Для его построения необходимо задаться передаточными отношениями передач. Условием для задания передаточных отношений является предпочтительность передач 1:1. С другой стороны, средством уменьшения радиальных размеров служит равенство , что приводит к симметричному расположению лучей.

Рисунок 6 - График частот вращения

Определяем передаточные отношения передач

Определение чисел зубьев зубчатых колес

Числа зубьев зубчатых колес подбираем по таблицам 4.2 - 4.5 [6] исходя из найденных передаточных отношений передач.

. Силовой расчет привода

Предварительный расчет валов

Расчет второго вала

Крутящий момент на валу

где  - мощность на i-валу, кВт;

-минимальная частота вращения i-вала, об/мин.

где  - КПД ременной передачи;

 - КПД пары подшипников;

 - КПД зубчатой передачи;

х - показатель степени, равный количеству соответствующих передач.

Диаметр вала

где ф - предел прочности материала вала при кручении, МПа. Для стали ф=15…20 МПа.

Значение d округляем до ближайшего стандартного.

Остальные валы рассчитываются аналогично. Результаты расчетов:

Расчет модулей зубчатых передач

Модуль рассчитаем для первой и последней зубчатых передач, т.е. найдем его минимальное и максимальное значение, для промежуточной передачи возьмем промежуточное значение модуля.

Расчет модуля первой зубчатой передачи

где  - модуль, необходимый для обеспечения изгибной прочности зубьев зубчатых колес i-передачи;

 - минимальное число зубьев зубчатого колеса в передаче;

 - коэффициент, равный отношению ширины зубчатого колеса к модулю, ;

;

 - допускаемое напряжение изгиба материала зубчатых колес.

При термической обработке материла зубчатых колес - улучшении -  определяется по формуле

где -  твердость материала зубчатых колес.

,

где  - коэффициент динамичности нагрузки;

 - коэффициент концентрации нагрузки. Учитывается только при определении .

Коэффициент К определяется только при окружной скорости большего колеса

где z - число зубьев большего колеса в передаче.

Для определения  необходимо знать значение модуля, который мы и пытаемся найти. Чтобы все-таки определить окружную скорость колеса, для расчетов возьмем значение модуля зубчатых передач станка-аналога, которое для станка 1А12П равно 2.

где  - модуль, необходимый для обеспечения прочности по нормальным напряжениям зубьев зубчатых колес i-передачи;

- допускаемое контактные напряжение материала шестерни;

 - минимальное передаточное отношение зубчатой передачи.

При термической обработке материла зубчатых колес - улучшении -  определяется по формуле

Из найденных двух значений модуля выбираем наибольшее, т.еm₁=2 мм.

Расчет модуля последней зубчатой передачи

Для уменьшения модуля последней зубчатой передачи изменим вид термообработки зубчатых колес на закалку ТВЧ по контуру зубьев. Тогда

.

Модуль последней зубчатой передачи m₃=4 мм. Для промежуточной передачи примем m₂=2.5 мм.

Определение размеров зубчатых колес

Для примера рассчитаем параметры зубчатого колеса z₁, для которого z=43, m=2 мм.

Диаметр окружности вершин колеса

Диаметр окружности впадин колеса

Ширина колеса

Остальные зубчатые колеса рассчитываются аналогично.

Расчет клиноременной передачи

В приводе главного движения станка применяются две клиноременные передачи. Для примера рассчитаем первую передачу.

Частота вращения меньшего шкива

По рисунку 7.3 [1, с.134] определяем сечение ремня - А.

Вращающий момент

Диаметр меньшего шкива

Полученное значение диаметра округляем по ГОСТ 17383-73 до ближайшего стандартного. .

Диаметр большего шкива

Полученное значение округляем по ГОСТ 17383-73 до ближайшего значения. .

Уточненное передаточное отношение

Межосевое расстояние, в интервале

где  - толщина клинового ремня, мм.

Длина ремня

Полученное значение округляем до ближайшего стандартного. .

Уточненное межосевое расстояние