2337

Коробка скоростей токарно-карусельного станка

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Описание конструкции и системы управления станка - прототипа. Анализ конструкции современных металлорежущих станков аналогичных проектируемому. Расчет и обоснование основных технических характеристик проектируемого узла. Описание кинематической схемы проектируемого узла, построение структурной сетки и графика частот. Описание и расчет системы смазки шпиндельного узла и ПГД в целом.

Русский

2013-01-06

1.29 MB

182 чел.

ВВЕДЕНИЕ

Важнейшим направлением развития современного станкостроения является автоматизация, которая включает комплекс мероприятий (технических, организационных и др.), позволяющих вести производственные процессы без непосредственного участия человека. В последние годы широкое распространение получили работы по созданию новых высокоэффективных автоматизированных механосборочных производств и реконструкции действующих производств на базе использования современного оборудования и средств управления всеми этапами производства. В машиностроении внедряется производственное оборудование, оснащенное системами числового программного управления и микропроцессорной техникой, на его базе создаются автоматизированные участки и цеха, управляемые от ЭВМ. 

Проектируемые и реализуемые производственные процессы должны обеспечивать решение следующих задач: выпуск продукции необходимого качества, без которого затраченные на нее труд и материальные ресурсы будут израсходованы бесполезно; выпуск требуемого количества изделий в заданный срок при минимальных затратах живого труда и вложенных капитальных затратах.

В настоящее время идет интенсивное расширение номенклатуры производимых изделий и увеличение общего их количества. Наряду с этим возрастают требования к качеству изделий. Это ведет за собой необходимость повышения точности технологического оборудования, его мощности, быстродействия, степени автоматизации и экологической чистоты всей производственной системы.

Повышение точности в машиностроении поставило перед станкостроителями серьезные задачи в области создания высокоточных станков. Требования к прецизионным станкам с каждым годом растут. В станках применяют новые элементы: направляющие качения, гидростатические и аэростатические направляющие, гидростатические и аэростатические опоры в

шпиндельных узлах, передачи винт-гайка качения и гидростатические передачи винт-гайка, различные демпфирующие устройства и многое другое.

В современном станкостроении характерно максимальное использование нормализованных и стандартных узлов и деталей, развитие метода агрегатирования и создание гамм станков в виде нормального ряда типоразмеров с максимальной стандартизацией узлов и деталей.

Современный станок органически соединил технологическую машину для размерной обработки с управляющей вычислительной машиной на основе микропроцессора. Эффективными инструментами инженера-конструктора являются средства вычислительной техники и системы автоматизированного проектирования. Знание и использование ЭВМ упрощают и оптимизируют работу любого специалиста, в особенности конструктора.


1. Анализ конструкции современных металлорежущих станков аналогичных проектируемому
.

1.1Описание конструкции и системы управления станка - прототипа

Одностоечные токарно-карусельные станки являются универсальными и предназначены для обработки разнообразных изделий из черных и цветных металлов в условиях мелкосерийного и серийного производства.

Токарно-карусельные станки предназначены для обработки изделий большой массы с относительно небольшой длиной по сравнению с диаметром. Отличительной особенностью токарно-карусельных станков является вертикальное расположение шпинделя. На его верхнем конце находится планшайба, на которой с помощью кулачков, имеющих радиальное перемещение, устанавливается и закрепляется обрабатываемое изделие. Изделие совершает главное вращательное движение, а инструмент, закрепленный на суппорте, - поступательное движение подачи. Шпиндель станка частично разгружен, т.к. массу изделия и силы резания воспринимают круговые направляющие планшайбы. Токарно-карусельные станки бывают одностоечные, двухстоечные, или портальные. Одностоечные токарно-карусельные станки обычно имеют вертикальный и боковой суппорты, двухстоечные - 2 вертикальных и 1 или 2 боковых. На одном из вертикальных суппортов часто устанавливают поворотную револьверную головку. Привод механизмов станка обычно осуществляется от нескольких, а у тяжёлых - от многих электродвигателей, которые во время обработки передают движение шпинделю с планшайбой, суппортам при их рабочих и холостых (ускоренных) движениях, а также служат для закрепления поперечины, включения тормоза и т.д.

Рисунок 1 – Токарно-карусельный станок 1512

Таблица1 - Основные технические данные и характеристики:

Наименование параметров

Ед.изм.

Величины

Класс точности

 

Н

Диаметр планшайбы

мм

1120

Наибольшая высота устанавливаемого изделия

мм

1000

Наибольший диаметр устанавливаемого изделия

мм

1250

Наибольшая масса изделия, устанавливаемого на планшайбе

кг

6000

Пределы частоты вращения планшайбы

мин-1

1,25 ... 250

Мощность электропривода подачи шпинделя

кВт

30

Габариты станка

мм

 

- длина

 

2920

- ширина

 

2705

- высота

 

4100

Вес станка

кг

14800

Аналоги

 

1Е512ПФ1

На станках 1512 можно производить:

  1.  Обтачивание и растачивание цилиндрических и конических поверхностей
  2.  Протачивание торцовых поверхностей
  3.  Прорезку канавок и отрезку, сверление, зенкерование и развёртывание центральных отверстий.

На токарно-карусельных станках производят обтачивание и растачивание цилиндрических, конических и фасонных поверхностей, подрезку торцовых поверхностей, а на станках с револьверной головкой, кроме того, сверление, зенкерование и развёртывание. При наличии специальных приспособлений можно также нарезать резьбу, производить долбление, фрезерование и шлифование. На токарно-карусельных станках можно вести многоинструментальную обработку, используя одновременно движения нескольких инструментов, установленных на разных суппортах, что позволяет значительно повысить производительность. Жёсткость конструкций допускает обработку уникальных массивных изделий с высокой степенью точности. Например, на тяжёлых двухстоечных станках обрабатывают изделия массой до 500т. и более с диаметром до 30м.

1.2 Описание конструкции системы управления и принцип работы проектируемого узла.

Одностоечные токарно-карусельные станки состоят из следующих основных сборочных единиц: станины; механизма передачи движения на подачу; коробки скоростей; стола; ограждения планшайбы; узла смазки; коробки подач вертикального суппорта; коробки подач горизонтального суппорта (бокового); поперечины; механизма перемещения поперечины; горизонтального суппорта (бокового); подвески пульта управления; механизма ручного перемещения вертикального суппорта; вертикального суппорта; подвесного пульта управления.

Рисунок 2 - Размещение органов управления станком

Спецификация органов управления:

1-Рукоятка крепления резцовой головки бокового суппорта

2-Винт фиксации оправки режущего инструмента в гнезде револьверной головки

3-Винт фиксации ползуна вертикального суппорта

4-Гайки крепления поворотных салазок вертикального суппорта

5-Рукоятка автомата подключения станка к электросети

6-Рукоятка зажима поперечины

7-Кнопки перемещения поперечины "вверх", "вниз"

8-Квадрат червяка поворота ползуна вертикального суппорта

9-Винт фиксации вертикального суппорта

10-Маховик ручного вертикального перемещения ползуна вертикального суппорта

11-Маховик ручного горизонтального перемещения вертикального суппорта

12-Подвесной пульт управления

13-Винт фиксации ползуна бокового суппорта

14-Винт фиксации бокового суппорта

15-Маховик ручного горизонтального перемещения ползуна бокового суппорта 16-Маховик ручного вертикального перемещения бокового суппорта

Коробка скоростей

Коробка скоростей служит для передачи вращательного движения от электродвигателя к планшайбе, а также пуска, останова и изменения чисел оборотов планшайбы. Вращение на входной вал коробки скоростей передается от электродвигателя главного привода через клиноременную передачу. Коробка скоростей сообщает планшайбе 18 ступеней чисел оборотов.

Управление коробкой скоростей - дистанционное с подвесного кнопочного пульта.

Наличие в коробке скоростей электромагнитных муфт позволяет переключать скорости на ходу и тем самым обеспечить поддержание ступенчато-постоянной скорости резания при обработке торцовых поверхностей.

Коробка скоростей состоит из валов, смонтированных на подшипниках качения в корпусе. При высоких числах оборотов пуск осуществляется ступенчато в два, три или четыре этапа автоматически. Количество ступеней разгона возрастает с увеличением числа оборотов планшайбы.

Переключение муфт при осуществлении ступенчатого разгона производится автоматически. Изменение чисел оборотов с I по 18 ступень производится включением соответствующих комбинаций электромагнитных муфт.

Смазка коробки скоростей осуществляется от отдельного шестеренного насоса, закрепленного на задней стенке стола. Масло подводится по трубкам ко всем рабочим элементам. Для смазки и охлаждения дисков электромагнитных муфт, масло подводится к ним через отверстия в валах. .

Подвод напряжения к вращающимся электромагнитным муфтам осуществляется щетками, установленными на специальных кронштейнах и прижатыми к контактным кольцам электромагнитных муфт.

Стол состоит из корпуса с круговыми направляющими, планшайбы со шпинделем и круговыми направляющими, и привода планшайбы.

Корпус стола представляет собой чугунную отливку с развитой системой ребер, придающих ему большую жесткость. Для обеспечения соединения со стойками, в корпусе стола предусмотрены развитые привалочные плоскости с отверстиями для крепления.

В верхней части корпуса стола имеется кольцевая канавка, в которую входит кольцевой выступ планшайбы, образуя лабиринт. Это препятствует разбрызгиванию смазки и защищает от попадания внутрь стола стружки, чугунной пыли, эмульсии и других загрязняющих элементов.

Привод планшайбы осуществляется от коробки скоростей через пару конических зубчатых колес и далее через цилиндрическую косозубую пару, жестко связанную с планшайбой.


1.3 Расчет и обоснование основных технических характеристик проектируемого узла.

Проектируемый узел — привод главного движения.

Максимальная частота вращения шпинделя  об/мин,

минимальная  об/мин.

Эффективная мощность привода .

Число ступеней привода .

Определяем диапазон регулирования чисел оборотов шпинделя:

 , (1.3.1)

где nmax , nmin - соответственно максимальное и минимальное

числа оборотов шпинделя, об/мин.

Определяем знаменатель геометрического ряда чисел оборотов шпинделя:

 n (1.3.2)

где zn - количество ступеней чисел оборотов шпинделя.

Принимаем стандартное значение знаменателя геометрического ряда

 n = 1, 26.

Определяем промежуточные значения частот вращения:

n1 = nmin = 10 мин-1

n2 = n11 =101,261 = 12,6 мин-1

n3 = n12 =101,262 = 15,9 мин-1

n4 = n13 =101,263 = 20 мин-1

n5 = n14 =101,264 = 25,2 мин-1

n6 = n15 =101,265 = 31,8 мин-1

n7 = n16 =101,266 = 40 мин-1

n8 = n17 =101,267 = 50,4 мин-1

n9 = n18 =101,268 = 63, мин-1

n10 = n19 =101,269 = 80,05 мин-1

n11 = n110 =101,2610 = 100,9 мин-1

n12 = n111 =101,2611 = 127,1 мин-1

n13= n112=101,2612 = 160,1 мин-1

n14 = n113 =101,2613 = 201,8 мин-1

n15 = n114 =101,2614 = 254,2 мин-1

n16 = n115 =101,2615 =320,3 мин-1

n17 = n116 =101,2616 =403,5 мин-1

n18 = n117 =101,2617 =508,5 мин-1 

Выбираем по значению  стандартный ряд чисел оборотов

Максимальное отклонение от стандартного значения не превышает 1,7%.

1.4 Описание кинематической схемы проектируемого узла,

построение структурной сетки и графика частот 

На основе величин Zn и  выбираем оптимальный структурный вариант привода:

 Zn = p1(x1) * p2(x2) * ... * pn(xn); (1.4.1)

где p1,pn - количество различных передач в каждой группе

x1,xn - характеристика группы передач

 

 Zn = 16= 3(1) x 2(3) x 2(6) x 2(6) (1.4.2)

По выбранному оптимальному структурному варианту привода строим структурную сетку.

 

 

Рисунок 3 – Структурная сетка

Определяем нужную мощность двигателя. Для этого предварительно примем общий коэффициент полезного действия привода .

Требуемая мощность электродвигателя, кВт:

 кВт; (1.4.3) где =1,25 – коэффициент перегрузки.

Принимаем электродвигатель 4А200L6У3, имеющий номинальную мощность кВт, и номинальную частоту вращения n=980 мин-1.

График частот вращения строится для определения конкретных значений величин, которые показывают передаточные отношения всех передач привода и частот вращения валов привода.

Строим график частот :

  

Рисунок 4 - График частот

Определим передаточное отношение в каждой группе передач по формуле:

 i = u (2.2.5)

где  - принятый знаменатель ряда чисел оборотов

 u - количество интервалов

i1 = 1,26-1= 0,79;

i2 = 1,26-1 = 0,79;

i3 = 1;

i4 = 1,26;

i5 = 1,26-3 = 0,5;

i6 = 1;

i7 = 1,26-6 = 0,25;

i8 = 1;

i9 = 1,26-6 = 0,25;

i10 = 1;

i11 = 1;

i12 = 1,26-6 = 0,25.

Ориентировочно на валах, по таблице, выбираем числа зубьев передач:

1) Передачи на первом валу: z = 108;

 z = 48; z = 108-48 = 60;

 z = 54; z = 108-54 = 54;

 z = 48; z = 108-48 = 60;

2) Передачи на втором валу: z = 84;

 z = 28; z = 84-28 = 56;

 z = 42; z = 84-42 = 42;

3) Передачи на третьем валу: z = 84;

 z = 17; z = 84-17 = 67;

 z = 42; z = 84-42 = 42;

4) Передачи на четвертом валу: z = 84;

 z = 17; z = 84-17 = 67;

 z = 42; z = 84-42 = 42;

5) Передачи на пятом валу: z = 84;

 z10ш = 42; z10к = 84-42= 42;

6) Передачи на шестом валу: z = 84;

 z11ш = 17; z11к = 84-17 = 67;

Cтроим кинематическую схему привода:

 

Рисунок 5 – Кинематическая схема

 


 

1.5 Расчет мощности привода и крутящих моментов на валах

 

Определяем мощность на каждом валу с учетом потерь на трение в зацеплениях зубчатых колес:

промежуточный вал

Рп = Рдв = 30 кВт;

первый вал:

Р1 = Рдв р = 30∙0,95 = 28,5 кВт; (1.5.1)

второй вал:

Р2 = Р1 пмз = 28,5∙ 0,98∙0,99∙0,99 = 27,374 кВт; (1.5.2)

третий вал:

Р3 = Р2 пмз = 27,374∙ 0,98∙0,99∙0,99 = 26,293 кВт; (1.5.3)

четвертый вал:

Р4 = Р3пмз = 26,293 ∙0,98∙0,99∙0,99 = 25,254 кВт; (1.5.4)

пятый вал:

Р5 = Р4пмз = 25,254 ∙0,98∙0,99∙0,99 = 24,256 кВт; (1.5.5)

шестой вал:

Р6 = Р5пз.кон = 24,256 ∙0,98∙0,99∙0,96 = 23,053 кВт; (1.5.6)

седьмой вал:

Р7 = Р6пз.кос = 23,053 ∙0,98∙0,99∙0,97 = 22,138 кВт; (1.5.7)

где п = 0,98 – КПД пары подшипников,

 м=0,99 – КПД электромагнитной муфты,

 з=0,99 – КПД зубчатой передачи,

 р=0,95 – КПД ременной передачи,

 з.кон=0,96 – КПД конической передачи,

 з.кос =0,97 – КПД зубчатой косозубой передачи

Для определения крутящих моментов на валах в коробках скоростей универсальных станков в качестве расчетной частоты вращения шпинделя принимается не nmin, а подсчитывается по формуле:

 np = nmin. (1.5.8)

первый вал: np =800 мин-1

второй вал: np =630=734,898 мин-1

третий вал: np =315=462,957 мин-1

четвертый вал: np =80=185,66 мин-1

пятый вал: np =20=73,68 мин-1

шестой вал: np =20=73,68 мин-1

седьмой вал: np =5=18,42 мин-1

где Nэ – мощность электродвигателя, np – расчетная частота вращения.

Крутящие моменты на валах:

 T= (1.5.9)

Крутящий момент на валу электродвигателя привода при номинальной мощности определяется по формуле:

Тэ = 9,55103Nэ/nэ = 9,5510330/980 = 292,59 Нм.

 

первый вал: ; Нм;

второй вал: ; Нм;

третий вал: ; Нм;

четвертый вал:; Нм;

пятый вал: ; Нм;

шестой вал: ;Нм;

седьмой вал: ;Нм.

 


1.6 Расчет передач, устройств и механизмов привода станка

 

 1.6.1 Расчет клиноременной передачи

Исходные данные:

n1 =980 мин -1,

n2=800 мин -1,

u=1,23, 

Т1 =292,59 Нм,

T2=340,37 Нм.

  1.  Выбор сечения ремня.

 P=P1Ср=301,4=42 кВт, (1.6.1.1)

где Ср=1,4 – коэффициент нагрузки

По таблице 2.2.2 выбираем сечение нормальное С(В).

  1.  Расчетный диаметр ведущего шкива:

d1=315мм - предварительный диаметр ведущего шкива

  1.  Расчетный диаметр ведомого шкива:

 d2=d1u=3151,23=385,9мм. (1.6.1.2)

Принимаем d2=355 мм. 

  1.  Минимальное межосевое расстояние 

 amin=0,55(d1+d2)+Нр=0,55(315+355)+14=372,5мм. (1.6.1.3)

Принимаем a> amin , a=380 мм.

  1.  Расчетная длина ремня

 Lp=2a+0,5π(d1+d2)+0,25(d2-d1)2/a (1.6.1.4)

Lp=2380+0,53,14(315+355)+0,25(355-315)2/380=1792,95 мм.

Действительная длина ремня LpLp(таблица 2.2.6), Lp=1800 мм.

  1.  Коэффициент, учитывающий длину ремня Сl=0,85 (таблица 2.2.6 [1]).
  2.  Межцентровое расстояние:

а=а'+0,5(Lр- Lр')=380+0,5(1800-1792,95)=390мм.

  1.  Угол обхвата ремнем меньшего шкива:

 α1=180о-57о(d2-d1)/a. (1.6.1.5)

α1=180о-57о(355-315)/390=174,1о.

По полученному углу обхвата принимаем коэффициент обхвата Сα=0,92.

  1.  Скорость ремня:

 v=πd1n1/(60*103). (1.6.1.6)

v=3,14*315*980/(60*103)=16,2 м/c.

  1.  Число ремней передачи:

 z=P1Cp/(PoClCαCk), (1.6.1.7) 

где Po=0,95 кВт – мощность, передаваемая одним ремне, по таблице 2.2.7,

Ck=0,75 – коэффициент, учитывающий число ремней.

z=30*1,4/(8,45*0,97*0,92*0,75)=6,93.

Принимаем z=7.

1.6.2 Определение предварительных диаметров валов

Определяем предварительные диаметры валов из расчета только на кручение при пониженных допускаемых напряжениях [4]:

 , мм (1.6.2.1)

[] – пониженное допускаемое напряжение на кручение,  = 20 … 25 Н/мм2;

Tj – максимальные крутящие моменты на валах.

d1=мм,

d2= мм,

d3= мм,

d4= мм,

d5= мм,

d6= мм,

d7= мм.

1.6.3 Расчет зубчатых передач

  1.  Выбор материала: марки сталей для шестерни и колеса назначаем одинаковые 18ХГТ, термическая обработка – цементация и закалка. Основные механические характеристики: твердость 56-63 HRC, B = 1000 МПа, т = 800 МПа.
  2.  Определение допускаемых контактных напряжений

Базовое число циклов, соответствующее пределу выносливости для шестерни и зубчатого колеса NH lim i:

NH lim i = f (HB i).

По рис. 4.1.3 ([1], стр. 43) принимаем: NHlim1,2,3,4 =150106.

Эквивалентное число циклов:

 NHE i = 60niLhckHE, (1.6.3.1)

где Lh = 8*254*2*8=32512 ч – продолжительность работы передачи;

с = 1 – число зацеплений зуба за один оборот колеса;

kHE = 1 – коэффициент учитывающий изменение нагрузки передачи;

ni – частота вращения шестерни (колеса).

Получаем:

Для шестерни z:

NHE 1 = 603153251211 = 614,48106.

Для колеса z:

NHE 2 = 6073,683251211 = 143,73106;

Для шестерни z11ш:

NHE 3 = 6073,683251211 = 143,73106.

Для колеса z11к:

NHE 4 = 6018,423251211 = 35,93106.

Определяем коэффициент долговечности ZN:

так как NH lim 1 < NHE 1 то принимаем ZN1= 1 ([2], стр. 42).

  (1.6.3.2)

;

Предел контактной выносливости:

H lim 1,2,3,4= f (HB 1,2,3,4), ([1], табл. 4.1.3).

Для НВ ≥ 350 имеем:

H lim 1,2,3,4 = 23HRC= 23*60=1380 МПа.

Допускаемые контактные напряжения:

 H = 0,9H lim  ZN/SH, (1.6.3.3)

где SH – коэффициент запаса прочности, для колес с неоднородной структурой SH = 1,2.

 H 1= 0,91380 1/1,2 = 1035 МПа,

H 2= 0,91380 1,007/1,2 = 1042,245 МПа,

H 3= 0,91380 1,007/1,2 = 1042,245 МПа,

H 4= 0,91380 1,27/1,2 = 1313,31 МПа.

Расчетное допускаемое контактное напряжение:

для цилиндрических прямозубых колес HР1,2 = H min =1035 МПа,

для цилиндрических косозубых колес HР3,4 = H min =1042,245 МПа.

  1.  Определение допускаемых изгибных напряжений

Базовое число циклов напряжений NF lim = 4106.

Эквивалентное число циклов:

NFE = 60nLhckFE, (1.6.3.4)

где Lh = 32512 ч – продолжительность работы передачи;

 

с = 1 – число зацеплений зуба за один оборот колеса;

 kFE = 1 – коэффициент учитывающий изменение нагрузки передачи.

Получаем:

Для шестерни z:

NFE 1 = 603153251211 = 614,5106.

Для колеса z:

NFE 2 = 6073,683251211 = 143,73106.

Для шестерни z11ш:

NFE 3 = 6073,683251211 = 143,73106.

Для колеса z11к:

NFE 4 = 6018,423251211 = 35,932106.

Определяем коэффициент долговечности YN:

так как NF lim 1 < NFE 1 и NF lim 2 < NFE 2, NF lim 3 < NFE 3 и NF lim 4 < NFE 4, то принимаем YN1,2,3,4 = 1 ([2], стр. 42).

Предел выносливости зубьев при изгибе:

F lim = f (HB), ([1], табл. 4.1.3).

Для НВ ≥ 350 имеем:

F lim = 950 МПа.

Допускаемые изгибные напряжения:

 FР = 0,4F lim YNYA, (1.6.3.5)

где YA – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки, YA = 1, так как приложение нагрузки одностороннее ([2], стр. 42).

FР 1,2,3,4 = 0,495011 = 380 МПа.

Допускаемые контактные напряжения при действии максимальной нагрузки ([2], табл. 4.1.3):

HР max = 44HRC,

HР max 1.2.7.8 = 4460 = 2640 МПа.

Допускаемые изгибные напряжения при действии максимальной нагрузки ([2], табл. 4.1.3):

FР max = 0,6T,

FР max 1.2.3.4 = 0,61000 = 600 МПа.

1.6.4 Проектировочный расчет 

Расчет диаметра шестерни и выбор основных параметров передачи.

Расчетный диаметр шестерни ([2], стр. 44):

 , (1.6.4.1)

где kd = 77 МПа1/3 – для прямозубых передач, 68 МПа1/3 – для косозубых передач;

 bd – коэффициент ширины шестерни относительно ее диаметра, bd = = b/d1 = f (HB, расположение колес относительно опор) = 0,4 ([2], табл. 4.2.6);

 KH -– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, KH = f (HB, расположение колес относительно опор, bd) = 1,02 ([2], рис. 4.2.2 а);

 KA – коэффициент внешней динамической нагрузки, KA = 1,25 ([2], табл. 4.2.9);

+(–) – зацепление внешнее (внутреннее),

мм.

мм.

Ширина венца зубчатого колеса:

b= bdd8’;

b = 0,4*130=52 мм.

b11к= bdd11к’;

b11к = 0,4*151=60 мм.

Ширина венца шестерни:

bш= bк+ 3 ... 5;

 

b= 52 + 4 = 56 мм.

b11ш=64 мм.

Расчет прямозубой передачи(z - z)

Определяем модуль из расчета на контактную выносливость по формуле:

m = /z1;

m1 = 130/17 = 8 мм.

Расчетное межосевое расстояние:

,

где dW1,2 = mz1,2 – диаметр начальной окружности шестерни (колеса).

dW1= 817 = 136 мм,

dW2= 867 = 536 мм.

мм.

Диаметры вершин зубьев:

da = m( z + 2);

dа1= 8(17 + 2) = 152 мм,

dа2= 8(67 + 2) = 552 мм,

Расчет косозубой передачи(z11шz11к):

Расчетное межосевое расстояние:

; (1.6.4.2)

мм

Принимаем равным 400мм

Найдем модуль

 (1.6.4.3)

По ГОСТ 9563-60 принимаем нормальный модуль mn = 8 мм

Определим угол наклона зубьев:

 (1.6.4.4)

тогда  = 22

Размеры шестерни и колеса

 dW - делительный диаметр

 (1.6.4.5)

 da - диаметр вершин зубьев

da1 =( z1 + 2)  m = (17 + 2) 8 = 178 мм

da2 = (z2 + 2)  m = (67 + 2) 8 = 654 мм

1.6.5 Проверочный расчет 

1.6.5.1 Проверка расчетных контактных напряжений

Окружная сила в зацеплении:

Ft = 2T1103/ dW1;

Ft(I) = 21297,2103/ 136 = 19076 H,

Ft(II) = 22989,2103/ 162 = 31632 H.

Окружная скорость колес:

= dW1n1/(60103);

I = 3,14136315/(60103) = 2,242 м/с,

II = 3,14161,973,68/(60103) = 0,624 м/с.

Степень точности = f (,) = 8 (средней точности), ([2], табл. 4.2.8).

Удельная окружная динамическая сила:

 , (1.6.5.1)

где Н – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля на динамическую нагрузку; Н = f (HB, ) = 0,14 ([1], табл. 4.2.10);

 g0 – коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса; g0I = f (степень точности, m) = 6,1, g0II=6,1, ([1], табл. 4.2.12).

Н/мм,

Н/мм.

Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации:

;

Н/мм,

Н/мм.

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении:

 KH = 1 + (WH/WHtP); (1.6.5.2)

KHI = 1 + (17,548/374,18) = 1,047,

KHII = 1 + (1,523/627,742) = 1,002.

Удельная расчетная окружная сила:

 WHt = FtKHKHKA/b2; (1.6.5.3)

WHtI = 190761,021,0471,25/52 = 489,66 Н/мм,

WHtII = 369261,021,0021,25/60 = 786,56 Н/мм.

Расчетные контактные напряжения:

 , (1.6.5.3)

где ZH – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев; для прямых зубьев ZH = 1,77;

 ZE – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес; ZE = 275 МПа1/2;

 Z - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий; для прямозубых колес Z = 1,0; для косозубых колес:

; ;;;

МПа < HР = 1035 МПа,

МПа < HР = 1042 МПа.

1.6.5.2 Проверка расчетных напряжений изгиба

Удельная окружная динамическая сила:

 , (1.6.5.4)

где F – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля на динамическую нагрузку; F = f () = 0,16 ([1], табл. 4.2.11);

 g0 – коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса; g0I = f (степень точности, m) = 6,1, g0II=6,1, ([1], табл. 4.2.12).

Н/мм,

Н/мм.

Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации:

, (1.6.5.5)

где KF – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, KF = f (HB, расположение колес относительно опор, bd) = 1,1 ([2], рис. 4.2.2 в);

Н/мм,

Н/мм

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении:

KF = 1 + (WF/WFtP); (1.6.5.6)

KFI = 1 + (20,06/385,19) = 1,052,

KFII = 1 + (2,285/627,742) = 1,0036.

Удельная расчетная окружная сила при изгибе:

WFt = FtKFKFKA/b2; (1.6.5.7)

WFtI = 190761,051,0521,25/52 = 506,52 Н/мм,

WFtII = 369261,021,00361,25/60 = 787,5 Н/мм

Коэффициент, учитывающий форму зуба:

YFS= f (zE, x) (x= 0), ([2], рис. 4.2.3),

где zE = z – для прямозубых колес.

YFS1= 4,3, YFS2= 3,71

YFS3= 3,71, YFS4 = 3,71

Расчет будем производить для шестерен.

Расчетные напряжения изгиба зуба:

, (1.6.5.8)

где Y – коэффициент, учитывающий наклон зуба; Y = 1 для прямых зубьев; для косых зубьев:;

 Y - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев; для прямых зубьев Y = 1,0; для косых зубьев:;

МПа < FР = 380 МПа,

МПа < FР = 380 МПа.

1.6.5.3 Проверка прочности зубьев при перегрузках

Максимальные контактные напряжения:

 ,  (1.6.5.9)

МПа < HР max = 2640 МПа,

МПа < HР max = 2640 МПа

Максимальные напряжения изгиба: 

 ,  (1.6.5.10)

МПа < FР max= 600 МПа,

МПа < FР max= 600 МПа .

Силы в зацеплении косозубых зубчатых колес:

Окружные силы:

(1.6.5.11)

Н;

Н.

Радиальные силы:

(1.6.5.12)

Н;

Н.

Осевые силы:

; (1.6.5.13)

Н;

Н;

1.6.6 Расчет параметров остальных колес коробки скоростей

Зацепление z1z2 (m=3 мм, z1 = 48, z2 = 60):

Ширина венца шестерни и зубчатого колеса:

b1 = 42мм,

b2 = 38 мм.

Диаметры начальных окружностей шестерни и колеса

dW1 = 348 = 144 мм,

dW2 = 360 = 180 мм.

= 162 мм

Диаметры вершин зубьев:

dа1 = 3(48 + 2) = 150 мм,

dа2 = 3(60 + 2) = 186 мм.

Зацепление z3z4 (m=3 мм, z3 = 54, z4 = 54, = 162 мм):

Диаметры начальных окружностей шестерни и колеса

dW1 = 354 = 162 мм,

dW2 = 354 = 162 мм.

= 162 мм

Диаметры вершин зубьев:

dа1 = 3(54 + 2) = 168 мм,

dа2 = 3(54 + 2) = 168 мм.

Зацепление z5z6 (m=3 мм, z5 = 48, z6 = 60):

Ширина венца шестерни и зубчатого колеса:

b5 = 42мм,

b6 = 38 мм.

Диаметры начальных окружностей шестерни и колеса

dW5 = 348 = 144 мм,

dW6 = 360 = 180 мм.

= 162 мм

Диаметры вершин зубьев:

dа5 = 3(48 + 2) = 150 мм,

dа6 = 3(60 + 2) = 186 мм.

Зацепление z7z8 (m=4 мм, z7 = 28, z8 = 56):

Ширина венца шестерни и зубчатого колеса:

b7 = 45мм,

b8 = 41 мм.

Диаметры начальных окружностей шестерни и колеса

dW7 = 428 = 112 мм,

dW8 = 456 = 224 мм.

= 168 мм

Диаметры вершин зубьев:

dа1 = 4(28 + 2) = 120 мм,

dа2 = 4(56 + 2) = 232 мм.

Зацепление z9z10(m = 4мм, z9 = 42, z10 = 42, = 168 мм):

Диаметр начальной окружности шестерни (колеса).

dW9 = dW10 = 442 = 216 мм.

Диаметры вершин зубьев:

dа9 = dа10 = 4(42 + 2) =226 мм.

Зацепление z11z12(m = 8мм, z11 = 17, z12 =67):

Ширина венца шестерни и зубчатого колеса:

b11 = 56мм,

b12 = 52 мм.

Диаметры начальных окружностей шестерни и колеса

dW11 = 817= 136 мм,

dW12 = 867 = 536мм;

= 336 мм

Диаметры вершин зубьев:

dа11 = 8(17 + 2) = 152 мм,

dа12 = 8(67 + 2) = 552 мм.

Зацепление z13z14(z17z18) (m = 8мм, z13 = 42, z14 = 42, = 340 мм):

Диаметр начальной окружности шестерни (колеса).

dW13 = dW14 = 842 = 336 мм.

Диаметры вершин зубьев:

dа13 = dа14 = 8(42 + 2) =352 мм.

Из конструктивных соображений принимаем мм и увеличиваем сумму зубьев в зацеплении , тогда z11ш=22, z11к=86.

Результаты заносим в таблицу.

Таблица 3 – Основные геометрические параметры зубчатых колес

Зацепление

Делительный диаметр dw, мм

Диаметр вершин зубьев da, мм

Ширина венца, мм

z1 – z2

dw1 = 144

da1 = 150

b1 = 42

dw2= 180

da2 = 186

b2 = 38

z3 – z4

dw3 = 162

da3= 168

b3 = 42

dw4 = 162

da4= 168

b4 = 38

z5 – z6

dw5 = 180

da5 = 186

b5 = 42

dw6 = 144

da6 = 150

b6 = 38

z7 – z8

dw7 = 112

da7 = 120

b7 = 45

dw8 = 224

da8 = 232

b8 = 41

z9 – z10

dw9 = 168

da9 = 176

b9 = 45

dw10 = 168

da12 = 176

b12 = 41

z11 – z12

dw11 = 136

da11 = 152

b11 = 56

dw12 = 536

da12 =552

b12 = 52

z13 – z14

dw13 = 336

da13 = 352

b13 = 56

dw14 = 336

da14 =352

b14 = 52

z15 – z16

dw15= 136

da15 = 552

b15 = 56

dw16 = 536

da16 =352

b16 = 52

z17 – z18

dw17 = 336

da17 = 352

b17 = 56

dw18 = 336

da18 =352

b18 = 52

 

1.6.7 Расчет конической передачи

1)Выбор материала: марки сталей для шестерни и колеса назначаем одинаковые 18ХГТ, термическая обработка – цементация и закалка. Основные механические характеристики: твердость 56-63 HRC, B = 1000 МПа, т = 800 МПа.

2)Определение допускаемых контактных напряжений

Базовое число циклов, соответствующее пределу выносливости для шестерни и зубчатого колеса NH lim i:

NH lim i = f (HB i).

По рис. 4.1.3 ([1], стр. 43) принимаем: NHlim1,2=150106.

Эквивалентное число циклов:

 NHE i = 60niLhckHE, (1.6.7.1)

где Lh = 8*254*2*8=32512 ч – продолжительность работы передачи;

с = 1 – число зацеплений зуба за один оборот колеса;

kHE = 1 – коэффициент учитывающий изменение нагрузки передачи;

ni – частота вращения шестерни (колеса).

Получаем:

Для шестерни:

NHE 1 = 6073,683251211 = 143,73106;

Для колеса:

NHE 2 = 6073,683251211 = 143,73106;

Определяем коэффициент долговечности ZN:

 (1.6.7.2)

Предел контактной выносливости:

H lim 1,2= f (HB 1,2 ([1], табл. 4.1.3).

H lim 1,2 = 23HRC= 23*60=1380 МПа.

Допускаемые контактные напряжения:

 H = 0,9H lim  ZN/SH, (1.6.7.3)

где SH – коэффициент запаса прочности, для колес с неоднородной структурой SH = 1,2.

 H = 0,91380 1,007/1,2 = 1042,245 МПа,

 Расчетное допускаемое контактное напряжение:

HР= H =1042,245 МПа,

3)Определение допускаемых изгибных напряжений

Базовое число циклов напряжений NF lim = 4106.

Эквивалентное число циклов:

NFE = 60nLhckFE, (1.6.7.4)

где Lh = 32512 ч – продолжительность работы передачи;

с = 1 – число зацеплений зуба за один оборот колеса;

 kFE = 1 – коэффициент учитывающий изменение нагрузки передачи.

Получаем:

NFE = 6073,683251211 = 143,73106.

Определяем коэффициент долговечности YN:

так как NF lim < NFE , то принимаем YN1,2 = 1 ([2], стр. 42).

Предел выносливости зубьев при изгибе:

F lim = f (HB), ([1], табл. 4.1.3).

F lim = 950 МПа.

Допускаемые изгибные напряжения:

 FР = 0,4F lim YNYA, (1.6.7.5)

где YA – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки, YA = 1, так как приложение нагрузки одностороннее ([2], стр. 42).

FР = 0,495011 = 380 МПа.

Допускаемые контактные напряжения при действии максимальной нагрузки ([2], табл. 4.1.3):

HР max = 44HRC,

HР max = 4460 = 2640 МПа.

Допускаемые изгибные напряжения при действии максимальной нагрузки ([2], табл. 4.1.3):

FР max = 0,6T,

FР max = 0,61000 = 600 МПа.

Проектировочный расчет

Расчетный диаметр шестерни ([2], стр. 44):

 , (1.6.7.6)

где kd = 101 МПа1/3 ;

 kbe=0,2

bd – коэффициент ширины шестерни относительно ее диаметра, bd = b/d1 = f (HB, расположение колес относительно опор) = 0,4 ([2], табл. 4.2.6);

 KH -– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, KH = f (HB, расположение колес относительно опор, bd) = 1,06 ([2], рис. 4.2.2 а);

 KA – коэффициент внешней динамической нагрузки, KA = 1,25 ([2], табл. 4.2.9);

+(–) – зацепление внешнее (внутреннее),

мм.

Определяем модуль по формуле:

m = /z1;

m1 = 303/42 = 8 мм.

Определяем углы делительных конусов, конусное расстояние и ширину колес:

Внешние диаметры:

Делительный диаметр:

dw = m z =842=336мм;

Внешние диаметры колес:

Конусное расстояние

Ширина венца колес

Среднее конусное расстояние

Rm=Re-0.5b=237.59-0.548=213.59мм

Средний модуль

=8213,59/237,59=7,19мм

Средний делительный диаметр

d m=mmz=7.1942=302.059мм.

Проверка расчетных контактных напряжений

Окружная сила в зацеплении:

Ft = 2T1103/ dW1;

Ft = 22989,2103/ 302 = 19792 H,

Окружная скорость колес:

= dмn/(60103);

I = 3,1430273,68/(60103) = 1,165 м/с,

Степень точности = f (,) = 8 (средней точности), ([2], табл. 4.2.8).

Удельная расчетная окружная сила:

;

Н/мм,

Расчетные контактные напряжения:

 , (1.6.7.7)

МПа < HР = 1042,245 МПа.

Проверка расчетных напряжений изгиба

Удельная расчетная окружная сила при изгибе:

WFt = FtKFKF KFKA/b; (1.6.7.8)

WFt = 197921,091,0311,25/48 = 578,66 Н/мм,

Эквивалентное число зубьев z=59

Расчетные напряжения изгиба зуба:

, (1.6.7.9)

МПа < FР = 380 МПа,

Проверка прочности зубьев при перегрузках

Максимальные контактные напряжения:

 ,  (1.6.7.10)

МПа < HР max = 2640 МПа,

Максимальные напряжения изгиба: 

 ,  (1.6.7.11)

МПа  FР max= 600 МПа,

Силы в зацеплении конических колес:

Окружные силы:

(1.6.7.12)

Н;

Радиальные силы:

Н. (1.6.7.13)

Осевые силы:

Н. (1.6.7.14)

1.6.8 Расчет валов привода

Проектировочный расчет вала был произведен в пункте 1.6.2, в котором определены предварительные диаметры валов.

1.6.8.1 Выбор материала валов

Валы, входящие в состав коробок скоростей, могут быть разделены на три группы. К первой группе относятся валы, работающие при повышенных нагрузках, вызывающих изгиб и кручение. Основным фактором, определяющим их работоспособность, является усталостная прочность. Материал для изготовления вала выбирается в зависимости от его диаметра (по условию обеспечения прокаливаемости), а твердость назначается исходя из условий работы. Упрочняющая обработка таких валов состоит в объемной закалке с последующим высоким или средним отпуском. Ко второй группе относятся валы, для которых должны быть обеспечены высокая износостойкость и прочность шлицев, а также износостойкость опорных шеек. Такие валы изготавливаются из стали 45, заготовки их проходят нормализацию для улучшения обрабатываемости резанием, а обработанные детали – закалку с индукционным нагревом. Третью группу составляют наиболее нагруженные валы, для которых надо обеспечить усталостную прочность, повышенную износостойкость поверхностей и сопротивление смятию. Для обеспечения требуемого сопротивления смятию толщина упрочненного слоя должна составлять 1,2 мм, требуемой износостойкости и стойкости против задиров при монтаже – 0,5 мм.

Исходя из изложенного выше принимаем следующие марки сталей для валов: сталь 40Х (твердость поверхности 46 … 52 HRCэ, твердость сердцевины 229 … 265 НВ, метод упрочнения – объемная закалка с высоким отпуском с последующей поверхностной закалкой при индукционном нагреве).

1.6.8.2 Проверочный расчет валов

Расчет будем производить для самого нагруженного вала – вала 6. Схема нагружения вала приведена на рисунке 6.

Силы, нагружающие вал от передачи z19z20:

Окружная сила Ft20=19792,16 Н; Радиальная сила Fr20=5093,83 Н;

Осевая сила Fa20=5093,83 Н;

Силы, нагружающие вал от передачи z21z22:

Окружная сила Ft21=36926,5 Н; Радиальная силаFr21=16000 Н;

Осевая сила Fa21=10334,98 Н.

  1.  Определяем опорные реакции в горизонтальной плоскости:

;

dm2=302мм; dm3=189мм.

;

;

.

  1.  Опорные реакции в вертикальной плоскости:

;

;

;

.

По найденным нагружающим вал силам были построены эпюры, которые так же показывают коэффициент запаса вала.

  1.  находим наиболее опасное сечение. Наиболее опасным является сечение вала под зацеплением зубчатых колес, в котором действует максимальный крутящий момент. Определяем коэффициенты безопасности в этом сечении.

 

  1.  Материал вала – сталь 40Х, -1 = 450 МПа; -1 = 275 МПа.
  2.  Нормальные напряжения:

 a = u = (1.6.8.1)

где

a = u =

  1.  Касательные напряжения от нулевого цикла:

 a = m =  (1.6.8.2)

где .

a = m =

  1.  Эффективные коэффициенты концентрации напряжений (таблица 2.5 [4], стр. 19):

K = 1,9 K = 1,9

  1.  Масштабные факторы (таблица 2.4 [4], стр. 18):

 = 0,59  = 0,59

  1.  Коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к ассиметрии цикла нагружения (таблица 2.2 [4], стр. 16):

 = 0,3  = 0,1

  1.  Коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности. Принимаем Ra = 1,25 шероховатость посадочной поверхности, тогда по таблице 2.6 ([4], стр. 19)  = 0,9.
  2.  Коэффициент безопасности только по изгибу:

   (1.6.8.3)

  1.  Коэффициент безопасности только по кручению:

   (1.6.8.4)

  1.  Общий коэффициент безопасности:

 .   (1.6.8.5)

Таким образом, прочность обеспечена.

1.6.9 Выбор подшипников

1.6.9.1 Выбор подшипников для опор валов

В качестве опоры для вала 6 будем применять шариковые радиально-упорные однорядные, основные параметры которых (ГОСТ 8338-75) заносим в таблицу 4.

Таблица 4 – Шариковые радиально-упорные однорядные подшипники

Обозначение

Размеры, мм

Грузоподъемность, кН

d

D

B

динамическая

статическая

46222

110

200

38

174

135

1.6.9.2 Проверочный расчет подшипников качения

Суммарные реакции:

Н; Н;

Определяем осевые составляющие реакций

, значит е=0,38

=0,3860673,2=23055,82Н;

=0,382899,6=1101,85Н.

 

-S1 -Fа +S2 < 0, то Fa1 = S1=23055,82;

Вычисляем действительный коэффициент осевого нагружения подшипника e´= Fa / Rn·Кк =23055,82/60673,21=0,38

e´  e, следовательно значение коэффициента У принимается по таблице 6.11,а коэффициент Х = 0,4

 Fпр=(Rп·X·Kk+У·Fa) Kт·Kб,  (1.6.9.1)

где Fa расчетная осевая сила на подшипник;

Кб –коэффициент безопасности (таблица 6.13);

Кт – температурный коэффициент (таблица 6.14).

Приведеная нагрузка

 Fпр=(60673,2·0,45·1+1,65·23055,85)·1,2·1=78414,11Н

Определяем требуемую динамическую грузоподъемность подшипника:

, (1.6.9.2)

где n – частота вращения кольца рассчитываемого подшипника, мин-1;

Lh10 – долговечность подшипника в часах при вероятности безотказной работы 90% (таблица 6.13);

р – показатель степени;

а1 – коэффициент долговечности в функции необходимой надежности.

 кН < 348кН

Следовательно долговечность подшипника обеспечивается.

1.7 Расчет шпинделя на жесткость и угол кручения 

Жесткость шпинделя находится с учетом жесткости его опор.

Примем обозначения: l=444 мм — расстояние между передней и задней опорами шпинделя; а=298 ммвылет его переднего конца (консоль);

b=34 ммрасстояние от приводного элемента до передней опоры;

 Для составления расчетной схемы заменяем шпиндель балкой на опорах .

Прогиб переднего конца шпинделя:

Угол поворота:

A=.

A=

Т.о. условие жесткости шпинделя по проверяемым параметрам выполнено.

1.8 Обоснование конструкции шпинделя, выбор материала выбор термообработки.

Шпиндельный узел проектируемой коробки скоростей должен удовлетворять следующим требованиям:

- допустимое биение шпинделя должно соответствовать государственным стандартам;

- жесткость переднего конца шпинделя должна быть больше 250 Н/мкм, допустимый угол поворота шпинделя в передней опоре 0,0001..0,00015 рад;

- допустимый нагрев наружного кольца подшипника для станка класса точности Н-70;

В передней опоре устанавливаем более точные подшипники, т. к. передняя опора воспринимает большие нагрузки с целью обеспечения жесткости шпинделя.

 Шпиндель, жестко связанный с планшайбой, имеет в качестве опор двухрядные роликовые подшипники с коническим посадочным отверстием внутреннего кольца. Эти подшипники обладают такими качествами, как высокая точность, долговечность, жесткость, малый коэффициент трения, возможность регулирования радиального зазора, позволяющая доводить его до очень малых величин или даже создавать натяг, что обеспечивает необходимую точность и плавность вращения планшайбы.

Для восприятия вертикальных усилий от массы обрабатываемых деталей и планшайбы, а также вертикальных составляющих сил резания служат плоские кольцевые направляющие с текстолитовыми накладками.

Материал для шпинделя выбирают, исходя из требований обеспечить необходимую твердость и износостойкость его шеек и базирующих поверхностей, а также предотвратить малые деформации шпинделя с течением времени.

Шпиндель станка изготавливают из стали 40Х с закалкой ответственных поверхностей до твердости 48..56HRC.

Форма и размеры конца шпинделя по ГОСТ25557-82.


2. Описание и расчет системы смазки шпиндельного узла и ПГД в целом

Коробка скоростей и стол имеют централизованную систему смазки. Резервуаром для масла служит нижняя внутренняя полость станины. Из резервуара масло шестеренным насосом подается через магнитносетчатый фильтр по маслопроводу в коробку скоростей, стол и под круговые направляющие планшайбы.

Подаваемое насосом масло поступает через прорези в трубках на зубчатые колеса, валы, подшипники коробок скоростей и подач, затем стекает обратно в масляный резервуар.

Смазывание электромагнитных муфт, а также подшипников колес под муфтами осуществляется внутренним способом, через устройства осевого типа, центральное и радиальные отверстия, просверленные в валах.

При недостаточном количестве поступления масла в систему смазки и падении давления на подвесном пульте управления должна загореться сигнальная лампочка красного цвета "Смазки нет". Эту световую сигнализацию обеспечивает реле контроля давления, находящееся в цепи маслопровода.

Для смазки используем масло индустриальное 30 по ГОСТ 1707-51.

Объем масла, которое должно быть залито в резервуар:

 (2.1)

где:=180 мм - средний диаметр подшипника, мм

 B – ширина подшипника;

К=0,004

Отсюда: л.

Периодичность смазки – 1 раз в 4 месяца.


ВЫВОДЫ

Машиностроению принадлежит ведущая роль среди других отраслей экономики, так как основные производственные процессы выполняют машины. Поэтому и технический уровень многих отраслей в значительной мере определяет уровень развития машиностроения.[2]

Повышение эксплуатационных и качественных показателей, сокращение времени разработки и внедрения новых машин, повышение их надежности и долговечности — основные задачи конструкторов-машиностроителей.

В данном курсовом проекте была разработана коробка скоростей токарно-карусельного станка, которая соответствует заданному качеству, при минимальных экономических затратах. Элементы коробки расположены компактно, что позволяет сэкономить расход металла и уменьшить габариты станка в целом. В качестве переключения частот вращения применяли электромагнитные муфты. Коробка скоростей обеспечивает получение 18 частот вращения. Минимальная частота вращения nmin=10 об/мин, максимальная - nmax=300 об/мин.

Коробка скоростей выполнена в соответствии с современными тенденциями в области конструирования станков.


СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

  1.  Детали машин. Проектирование: Учеб. пособие / Л.В. Курмаз, А.Т. Скойбеда. – Мн.: УП «Технопринт», 2001. – 290 с.

  1.  Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин:Учеб. пособие для студ. техн. вузов – 8-е изд., перераб. и доп. – М.:Издательский центр «Академия», 2004. – 496с.

  1.  Кочергин А.И. Конструирование и расчет металлорежущих станков и станочных комплексов. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для вузов. – Мн.: Выш. шк., 1991. – 382 с.: ил.

  1.  Методические указание по расчету и конструированию валов.


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

19398. НАВУКОВЫ ТЭКСТ: СТРУКТУРА І МОЎНАЕ АФАРМЛЕННЕ 69 KB
  ЛЕКЦЫЯ №5. НАВУКОВЫ ТЭКСТ: СТРУКТУРА І МОЎНАЕ АФАРМЛЕННЕ С.2. Моўны стыль грэч. ŝtylos – прылада для пісьма ў старажытных грэкаў – разнавіднасць літаратурнай мовы сукупнасць моўных сродкаў ужыванне якіх залежыць ад мэт і зместу выказвання. С.3 У беларускай мове вылучаю...
19399. Сістэма жанраў навуковай літаратуры 71 KB
  Лекцыя №6. Сістэма жанраў навуковай літаратуры Для студэнта любой ВНУ навуковая мова з’яўляецца не толькі сродкам авалодання пэўнай інфармацыяй але і сродкам яе рэалізацыі ў канкрэтных відах вучэбнай дзейнасці: пры напісанні кантрольных і курсавых работ у дакладах і
19400. Передача информации с помощью Электромагнитных волн 10.9 KB
  Передача информации с помощью Электромагнитных волн. Основные понятия. Радиотехникой называется техника использования радиоволн для передачи приема и извлечения информации содержащейся в принимаемых сигналах.Сигналами называют процесс способный распространятся в
19401. Факторы влияющие на выбор диапазона волн 11.83 KB
  Факторы влияющие на выбор диапазона волн: Особенности распространения электромагнитных колебаний данного диапазона влияния время суток года. Технические возможности Направленное излучение Применение антенных систем соответствующих размеров Ген
19402. Основные виды сигнала и их параметры 12.15 KB
  Основные виды сигнала и их параметры Гетерминированным называют колебание которое может быть сигналом с помощью определенной функции времени. Это колебание ни какой информации не несет кроме факта наличия самого колебания поскольку известную функцию времени можно
19403. Разложение сигнала в ряд Фурье 11.69 KB
  Разложение сигнала в ряд Фурье. Любой переодический сигнал может быть разложен в ряд Фурье т.е представлен в виде постоянной составляющей и бесконечно большого числа синусоидальных и косинусоидальных состовляющих с частотами катными основной частоте сигнала и соотв
19404. Спектр сигнала 11.19 KB
  Спектр сигнала . называют графическое изображение коэффициентов ряда Фурье для конкретного сигнала. 1. Периодическая последовательность прямоугольных импульсов содержит бесконечно большое число гармоник кратных частоте следования импульса. 2. Чем меньше длительн
19405. Спектральная плотность сигнала 10.68 KB
  Спектральная плотность сигнала . Рассмотрим малый интервал частот образующий окресность некоторого выбранного значения частоты в приделах этого интервала будет находиться множество отдельных пар спектрально составляющих частот которые отличаются сколь угодно можно...
19406. Превращение непрерывного сигнала в цифровой 10.9 KB
  Превращение непрерывного сигнала в цифровой. Для сигнала будет справедлива теорема Котельникова которая гласит что произвольный сигнал спектр которого не содержит частот выше чем Fверх может быть полностью восстановлена если известны отчетные значения этого сигнала