Проектирование и эксплуатация технологического оборудования

ГОУ – ВПО Уральский  Государственный Технический

Университет – УПИ

 

Кафедра «Технология  машиностроения»

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Курсовой  проект

по дисциплине «Проектирование  и эксплуатация технологического оборудования»

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

         Студент                    Бекленищев А.Е

 

         Группа                    МСИ-401к

 

         Преподаватель                             Губарев А.П.

 

 

 

 

 

2005 г.

Содержание

 

1.	Исходные данные	3
2.	Структура коробки передач	3
3.	Выбор варианта структурного размещения	3
4.	Кинематическая схема коробки скоростей	4
5.	Построение структурного графика	4
6.	Расчет КПД, мощности, крутящих моментов	5
7.	Предварительный расчет диаметров  валов	6
8.	Предварительный вариант зубчатых передач	6
9.	Расчет фактических частот вращения шпинделя	9
10.	Проверочный расчет зубчатой передачи	11
11.	Шпиндельный узел	13
12.	Уточненный расчет валов	14
13.	Расчет шпинделя при кручении	17
14.	Описание механизма переключения блоков	18
15.	Описание системы смазки коробки  скоростей	20
16.	Список литературы	21

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1. Исходные данные:

 

 

Станок:	Токарно-обдирочный
Основные размеры:	Н = 200 мм, L=1000мм.
Мощность:	P = 15,0 кВт
Минимальная частота  вращения шпинделя:	nmin = 63 об/мин
Число ступеней частот вращения шпинделя:	zn = 12
Знаменатель стандартного ряда:	j = 1,26

 

 

 

2. Структура коробки передач:

Выбираем коробку скоростей  множительной структуры т.к. Zn<Zn max (12<18)

 

[1. Табл.2 Стр.11] и исходя из ограничений

 

 

 

 

 

3. Выбор варианта  последовательности размещения элементарных коробок в структуре сложной.

 

Zn = 12 = 4х3 = 3х4 = 3х2х2 = 2х3х2 = 2х2х3.

Выбираем Zn= 12 = 3х2х2, так как модули зубчатых передач элементарных коробок увеличиваются от двигателя к шпинделю, рекомендуется элементарные коробки на большее число ступеней размещать в начале структуры. Это уменьшает общую металлоёмкость зубчатых колёс коробки, а так же снижает вес подвижных блоков, состоящих из трех колес, что облегчает управление ими.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

4. Кинематическая схема коробки скоростей.

 

 

 

 

 

5. Построение структурного графика:

 

Выбираем двигатель 4А160М6 (Мощность Pэ=15 кВт; nдв=975 об/мин). Применяем понижающую ременнную передачу от двигателя на I вал d1/d2 = 160/195.

Следовательно nI=800 об/мин.

 

6. Расчет КПД, мощности, крутящих моментов.

 

а) расчет КПД

 

h₀ = h_ПП = 0,99

h_I = h₀×h_ЗП×h_ПП = 0,99×0,96×0,99 = 0,940

h_II = h_I×h_ЗП×h_ПП = 0,94×0,99×0,99 = 0,922

h_III = h_II×h_ЗП×h_ПП = 0,922×0,99×0,99 = 0,903

h_IV = h_III×h_ЗП×h_ПП = 0,903×0,99×0,99 = 0,885

 

б) расчет мощности

 

               P_i = P_Э×h_i

P₀ = 15,0 × 0,99 = 14,850 кВт

P_I = 15,0 × 0,97 = 14,112 кВт

P_II = 15,0 × 0,95 = 13,833 кВт

P_III = 15,0 × 0,93 = 13,557 кВт

  P_IV = 15,0 × 0,91 = 13,287 кВт

 

в) расчет максимальных крутящих моментов:

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

7. Предварительный расчет диаметров валов:

 

     , принимаем d0 = 34 мм.

 

 

     , принимаем d1 = 40 мм.

 

 

 

 , принимаем d2 = 48 мм.

 

 

 

  , принимаем d3 =66 мм.

 

 

, принимаем d4 = 70 мм.

 

 

Так как  колеса находятся на шлицевых валах, то

I   вал: Z x df x d0 = 8 x 42 x 48

II  вал: Z x df x d0 = 8 x 52 x 60

III вал: Z x df x d0 = 10  x 66 x 74

IV вал: Z x df x d0 = 10 x 72 x 82

 

8. Предварительный расчет зубчатых передач

    

 а) для первой  элементарной коробки

     

    - находим Z1min;

 

 

Назначаем Z1=30

 - рассчитываем модуль m:

 

 

ψ – коэффициент ширины венца зуба. Принимаем ψ=8.

yFi – коэффициент учитывающий форму зуба yFi=11,93

 

 σFp - допускаемое напряжение изгиба:

 

 

σFlimb – предел выносливости при изгибе, для стали 20Х  по таблице 6.              σFlimb1=575 мПа.

SF   – коэффициент безопасности; SF =1,95 принимаем по таблице 10

КFC – коэффициент учитывающий влияние двухсторонней нагрузки КFC = 1 КFL – коэффициент долговечности КFL =1

 

 

 

 

 

TFi – расчетный крутящий момент по напряжениям изгиба; TFi=Timax ∙ KFV ∙ KFβ

KFV - коэффициент динамических нагрузок; KFV =1,2

KFβ – коэф. учитывающий распределение нагрузки по ширине венца; KFβ=1,18

 

TFi=168,55 ∙ 1,2 ∙ 1,18 = 238,66 Нм

 

 

 

 

Принимаем m1=2,5 мм; b1=ψ ∙ m1 = 10 ∙ 2,5 = 25 мм.

 

 

б) для второй элементарной коробки

Назначаем Z7 = 34   - рассчитываем модуль:

 

 

ψ=8 ; yFi=11,62; Z7 = 34; σFp=397,43; TFi=Timax ∙ KFV ∙ KFβ; TF2=809,60 ∙ 1,2 ∙1,18 = 1146,39 Нм

 

 

 

 

 

 

Принимаем m2 = 4 мм; b2=ψ ∙ m2 = 10 ∙ 4 = 40 мм.

 

 

в) для третьей элементарной коробки

Назначаем Z11 = 36 - рассчитываем модуль:

 

 

ψ=8 ; yF11=11,62 ; Z11 = 36 ; σFp=397,43 ; TFi=Timax ∙ KFV ∙ KFβ; TF11=1015,65 ∙ 1,2 ∙ 1,18 = 1438,16 Нм

 

 

 

 

 

 

Принимаем m3 = 5 мм; b3=ψ ∙ m3 = 10 ∙ 5 = 50 мм.

 

 

 

 

 

 

г) проверка на равнопрочность втулки рассчитываемого колеса:

 

 - для первой элементарной коробки:

 

                                                             

  ;  14,375 > 5 – условие выполняется

 

- для второй элементарной коробки:

 

 ;  30 > 8 – условие выполняется

 

- для третьей элементарной коробки:

                  

 

;  48,25 > 10 – условие выполняется

 

 

д) кинематический расчет первой элементарной коробки:

 Z1=30; находим Z2 из структурного графика Z2= Z1·φ²=30·1,26²=47,628

Принимаем Z2=48

 При постоянном модуле в пределах одной элементарной коробки

 Z1+Z2 = Z3+Z4 = Z5+Z6

 

; принимаем Z3=35

 

 

Z4 = Z1 + Z2 - Z3 ; Z4 = 30 + 48 – 35 = 43 ; принимаем Z4=43

             

 

; принимаем Z5=26

 

Z6 = Z1 + Z2 – Z5 ; Z6 = 30 + 48 – 26 = 52 ; принимаем Z6=52

 

Рассчитаем межосевое расстояние:

 

 

Межосевое расстояние должно быть меньше чем 

; 97,5<91,25

 

 

 

 

 

 

 

е) кинематический расчет второй элементарной коробки:

 

Z7=34; находим Z8 из структурного графика Z8= Z7 ·φ^4=34·2,52=85,69

Принимаем Z8=86

Z7+Z8 = Z9+Z10

 

; принимаем Z9= 53

 

 

Z10 = Z7  + Z8 – Z9= 120 - 53 = 67; Принимаем Z10=67

 

 

ж) кинематический расчет третьей элементарной коробки:

 

Z11=36; находим Z12 из структурного графика Z12= Z11 ·φ^4= 36 · 2,52=90,74

Принимаем Z12=91

 

Z11+Z12 = Z13+Z14

 

 

Принимаем Z13=77

Z14 = Z11  + Z12 – Z13= 126 - 77 = 49; Принимаем Z14=49

 

Получаем следующие зубчатые колеса:

 

Z1=30; Z2=48; Z3=35; Z4=43; Z5=26; Z6=52; Z7=34; Z8=86; Z9=54; Z10=67; Z11=36; Z12=91; Z13=77; Z14=49.

 

 

 

 

9. Расчет фактических  частот вращения шпинделя 

 [∆n]  ≤ 10(φ - 1); допускаемая погрешность частоты вращения в %.

 [∆n]  ≤ 10(1,26 – 1) = 2,6 %

 

 

 

 

 

 

 

 0,697 % < 2,6 %

 

 

 

 

 

 

2,24 % < 2,6 %

 

 

 

 

 

1,84 % < 2,6 %

 

 

 

 

  0,14 % < 2,6 %

 

 

 

 

 

 

  2,2 % < 2,6 %

 

 

 

 

 

 

1,88 % < 2,6 %

 

 

 

 

1,16 % < 2,6 %

0,692 % < 2,6 %

 

 

 

 

 

  0,106 % < 2,6 %

 

 

 

 

 

 

  2,449 % < 2,6 %

 

 

0,737 % < 2,6 %

 

 

 

 

  0,062 % < 2,6 %

 

 

 

 

 

 

2,49 % < 2,6 %

 

 

10. Проверочный расчет зубчатых передач

 

а) для первой элементарной коробки

 

расчетные напряжения должны быть не более допускаемых

 – по напряжениям изгиба  (σF)

 m1 = 2,5; yF = 11,93; Z1 = 30; b1 = 25; TF = 238,66 Нм

 

; 386,304мПа < 397,43мПа ; условие выполняется

 

 

– по контактным напряжениям (σН)

 

 

 

 

иф1 – фактическое передаточное число иф1 = 48/30 = 1,6;

b1 – ширина венца рассчитываемой шестерни b1 = 30;

TН1 - расчетный крутящий момент TН1 =Timax ∙KHβ ∙KHV =168,55 ∙1,2 ∙1,18= 238,66 Нм

 

 

 

 

 

 

1027,82 мПа < 1092,5 мПа ; Условие выполняется

 

 

 

 

б) для второй элементарной коробки

 

 – по напряжениям изгиба  (σF2)

 

m2 = 4; yF2 = 11,62; Z7 = 34; b2 = 40; TF2 = 1146,39 Нм

 

 

; 389,34 мПа < 397,43 мПа ; условие выполняется

 

 

– по контактным напряжениям (σН2)

 

 

 

иф2 = 86/34 = 2,53; b2 = 40; TН2 =Timax2 ∙KHβ ∙KHV = 809,60 ∙1,2 ∙1,18= 1146,39 Нм

 

 

 

 

1087,23 мПа < 1092,5 мПа ; Условие выполняется

 

 

б) для третьей элементарной коробки

– по напряжениям изгиба (σF3)

 

m3 = 5; yF3 = 11,62; Z11 = 36; b3 = 50; TF3 = 1438,16 Нм

 

 

; 236,188 мПа < 397,43 мПа ; условие выполняется

 

 

– по контактным напряжениям (σН3)

 

 

 

 

иф3 = 91/36 = 2,53; b3 = 50; TН3 =Timax3 ∙KHβ ∙KHV = 1015,65 ∙1,2 ∙1,18= 1438,16 Нм

 

 

 

 

 

754,98 мПа < 1092,5 мПа ; Условие выполняется

 

 

 

11. Шпиндельный  узел

 

Точность обработки на многих станках  в значительной мере определяется точностью  вращения шпинделя, передающего движение закрепленному в нем инструменту  или детали. В связи с этим к  шпиндельным узлам станков предъявляются такие требования, как точность вращения, жесткость, виброустойчивость, износостойкость. Выполнение этих условий обеспечивается правильным выбором материала и конструкции шпинделя, а так же его опор.

Конструктивная форма шпинделя определяется типом и назначением  станка, требованием к его точности, условиями работы шпинделя, способами закрепления в нем инструмента или заготовки, размещением элементов привода и типом применяемых опор.

У токарных и револьверных станков  шпиндель может быть совмещен с выходным валом коробки скоростей. В случае применения раздельного привода, в том числе с автоматизированными коробками скоростей, предусматривают ременную передачу с выходного вала коробки скоростей на шпиндель. Пример конструктивного оформления шпиндельного узла такого типа приведен ниже:

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

12. Уточненный расчет валов

 

Рассмотрим схему нагрузки валов. Вал для расчета – вал №  III.

 

Случай 1.

 

 

 

Силы действующие на вал:

Fr1 =Fτ1 ∙ tg 20° = 1366 H

 

Изгибающий момент:

 

 

 

 

Построим эпюры нагружения вала.

 

 

В качестве опасного сечения рассмотрим сечение под зубчатым колесом Z13. Найдем суммарный изгибающий момент M∑ и приведенный момент Mn.

 

 

 

 

 

Момент сопротивления вала в расчетном  сечении W:

 

где d – внутренний диаметр вала. d = 48 мм

 

 

 

 

Расчетное напряжение , где

 

[σи] – допускаемое напряжение; для стали 45 нормализованной [σи] = 75 мПа.

 

                                                               

 

 ; 50,4 < 75; условие выполняется. 

 

 

Случай 2.

 

 

 

Силы действующие на вал:

 

 

Fr2 =Fτ2 ∙ tg 20° = 2922,83 H

 

 

Изгибающий момент:

 

 

 

 

Построим эпюры нагружения вала.

 

 

 

 

В качестве опасного сечения рассмотрим сечение под зубчатым колесом Z11. Найдем суммарный изгибающий момент M∑ и приведенный момент Mn.

 

 

 

 

 

 

Момент сопротивления вала в  расчетном сечении W= 10857,34

 

Расчетное напряжении:

 

                                                               ; 51,90 <75 условие выполняется. 

 

 

В обоих случаях прочность валов  достаточная. Следовательно валы можно  изготовить из нормализованной стали 45.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

13. Расчет шпинделя при кручении.

 

Приближенный расчет шпинделя сводится, как правило, к расчету на жесткость  при изгибе или при кручении и  лишь для тяжело-нагруженных шпинделей  производят проверочный расчет на прочность.

Для шпинделей токарных станков  выполняют расчет на жесткость при изгибе.