Оборудование МС производства и ср-ва автоматизации

5, 6,7
Автор Д.Г. Мирошин
ФГАОУ ВПО «Российский государственный профессионально-педагогический университет»

3-е изд., перераб. и доп. – М.: Высш. школа, 1982.

– 351 с., ил.
Детали и механизмы металлорежущих станков // Под. ред. Д.Н. Решетова. Т2. М.: Машиностроение, 1972. – 520 с.
Детали машин: атлас конструкций. Учеб. пособ. для вузов / Под ред. Д.Н. Решетова, М.: Машиностроение, 1979. – 367 с.
Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для вузов. – 3-е изд., перераб. и доп. – М.: Высш. школа, 1978. – 352 с., ил.
Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. Пособие для машиностроит. спец. техникумов. – 2-е изд., перераб. и доп. – Высш. шк., 1990. – 399 с., ил.
Кочергин А.И. Конструирование и расчет металлорежущих станков и станочных комплексов. Курсовое проектирование: Учеб. пособ. для вузов.- Мн.: Выш. Шк., 1991.- 382 с.
Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов / С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. – 2-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1988. 416 с.: ил.
Орликов М.Л., Федоренко И.Г., Шишкин В.Н. Металлорежущие станки. Курсовое и дипломное проектирование: учеб. пособ. – К.: Вища шк, 1987. – 152 с.
Проников А.С. Расчет и конструирование металлорежущих станков.М.: Высш. шк., 1968 - 431 с.
Тарзиманов Г.А. Проектирование металлорежущих станков. – М.: Машиностроение, 1980. – 288 с.
11.Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособ. для техникумов. – М.: Высш. шк., 1991 – 432 с.

государственное автономное образовательное учреждение
высшего профессионального образования
«Российский государственный профессионально-педагогический университет»
Филиал

в г. Омске



ПРОЕКТИРОВАНИЕ КОРОБКИ СКОРОСТЕЙ ТОКАРНОГО СТАНКА

Пояснительная записка к курсовому проекту по дисциплине «Оборудование отрасли»
050501.65.№вар.



Исполнитель
студент гр. Ом-413 СТО С.В. Иванов

Руководитель
Доцент Д.Г. Мирошин

Нормоконтроль
Доцент Д.Г. Мирошин



Омск, 2012

Шифр проекта:
На титульном листе:
050501.65.№вар
На последующих листах:
050501.65.№вар.ПЗ
На чертеже развертки валов
050501.65.№вар.01
На чертеже свертки валов
050501.65.№вар.02
На спецификации
050501.65.№вар.01

листах чертежей – форма 1








На листах ПЗ – форма 2а

коробки скоростей
- расчет зубчатых передач
- расчет валов
- расчет шпинделя
- выбор

и расчет долговечности подшипников
- расчет шпоночных соединений
Конструирование коробки скоростей
- конструирование корпусов
- конструирование шпиндельных узлов
- конструирование валов
- выбор системы смазки и конструирование смазочных устройств
Вычерчивание коробки скоростей

16530-70, 81345-75. 16532-70 и РТМ2 Н45-1-80 «Расчет на прочность цилиндрических

зубчатых колес с учетом условий работы современных автоматизированных станков».
Расчет выполняется в два этапа:
1) проектный расчет;
2) проверочный расчет.

работающие без больших перегрузок и ударов, например, в легких и

средних токарных и сверлильных станках, рекомендуется изготовлять из стали 40Х с закалкой ТВЧ. Объемную закалку применяют для слабонагруженных и мелкомодульных колес.
Для напряженных колес при динамических нагрузках выбирают цементируемые стали типа 18ХГТ.
При значительных динамических нагрузках импульсного характера, например, для фрезерных станков, целесообразно применение хромоникелевых сталей типа 12ХН3А, 35ХМ, 40ХН.

формуле:



где: σFlimb – предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому

числу циклов нагружения N, определяется в зависимости от марки стали и ее характеристик по табл. 4;
SF – коэффициент безопасности, равен 1,7...2,2 (большее значение для литых заготовок);
КFc – коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки на зубьях, при одностороннем действии КFc = 1, двустороннем КFc = 0,7...0,8.
КFL – коэффициент долговечности;
Допускаемые контактные напряжения определяют по формуле:



где: σFlimb - предел контактной усталости поверхностей зубьев, в мПа; соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений (табл.5.);
SH - коэффициент безопасности (табл. 5);
ZR - коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев;
ZV - коэффициент, учитывающий окружную скорость передачи;
При приближенном расчете принимают ZR =1; ZV =1.
КHL - коэффициент долговечности:

число зубьев zi ведущей шестерни базовой передачи (наименьшего по числу

зубьев колеса элементарной коробки) из предварительного кинематического расчета методом наименьшего кратного. Для обеспечения достаточной толщины стенки втулок шестерен целесообразно назначить zi ≥20.
Определяют модуль mi зубчатого колеса каждой элементарной коробки.
Расчет выполняется для ведущей шестерни базовой передачи по формуле:
 
 


где: zi – число зубьев рассчитываемой шестерни;
Ψ – коэффициент ширины зубчатого венца Ψ=6÷10, для предварительного расчета принимать Ψ =8;
YFi – коэффициент, учитывающий форму зуба рассчитываемой шестерни, принимается по табл.10.
TFi – расчетный крутящий момент по напряжениям изгиба на валу рассматриваемой шестерни, Н·м;
σFp – допускаемое напряжение изгиба, МПа.
 
Расчетный крутящий момент:
 
 
где: Тimax – максимальный крутящий момент на валу рассчитываемой шестерни;
КFV – коэффициент, учитывающий динамические нагрузки, принимается по табл.9., на стадии проектного расчета – для 7-й степени точности (К =1,2);
КFβ – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, выбирается по табл.8., на стадии проектного расчета – для 7-й степени точности, расположение передачи относительно опор принимается по кинематической схеме.

втулки насадного колеса шлицевому соединению его с валом (наиболее распространенному

в коробках скоростей современных станков) необходимо, чтобы толщина стенки втулки была не менее 2m:




где: mi, zi, di – соответственно модуль, число зубьев и наружный диаметр вала ведущей шестерни базовой передачи.
Если это условие не выполняется, принимаемое число зубьев увеличивают при неизменном модуле.

колес z5 и z4 при переключении блока влево (в этом

случае свободное переключение блока вправо также будет гарантировано, т.к. z1 
z3 – z5 ≥ 5.

и контактным напряжениям для ведущих шестерен базовых передач по формуле:

- по напряжениям изгиба.




- по контактным напряжениям.




где: σF и σH – расчетные напряжения изгиба и контактное, МПа;
σFр и σHр – допускаемые напряжения;
mi, zi, bi – соответственно модуль, число зубьев и ширина венца рассчитываемой шестерни i-й передачи, принимаются из проектного расчета;
YFi – коэффициент, учитывающий форму зуба рассчитываемой шестерни;
uфi - фактическое передаточное число рассчитываемой передачи; равно обратной величине передаточного отношения (отношению чисел зубьев ведомого колеса к ведущему); для базовых передач uфi >1;
aWi - межосевое расстояние рассчитываемой элементарной коробки, мм.;

стандартный модуль;
zi – число зубьев
Диаметр

окружности выступов:
da=di+2m, мм
Диаметр окружности впадин:
df=di+2,5m, мм
Ширина венца колеса:
bw= ψ·m, мм,
 где: ψ=6…10 – коэффициент ширины зуба (п.4.3.1).
Межосевое расстояние определяется для каждой пары валов по формуле:


где: dш, dк – делительные диаметры шестерни и колеса, мм

проекте выполняется прочностной расчёт для одного из валов коробки

скоростей.
Порядок расчёта вала:
Предварительный расчёт.
Конструктивное оформление вала включающее: монтаж подвижных и неподвижных блоков колёс, выполнение шлицев и шпоночных пазов, размещение и конструктивное решение опор.
Замеры расстояний между опорами и колёсами находящихся в зацеплении. Для расчёта принять работу вала при минимальных частотах вращения.
Выполнение свёртки, с целью установления расположения полюсов зацепления колёс.
Составление расчётных схем.
Определение реакций в опорах.
Построение эпюр крутящих и изгибающих моментов.
Выполнение проверочного расчёта на сложное сопротивление.

виде двух составляющих:
тангенциальной силы Ft=2⋅Ti⋅103/di, H
радиальной силы Fr=Ft⋅tgα=Ft⋅0,36, H
Для проверяемого

на прочность сечения рассчитывают суммарный изгибающий момент Mz и эквивалентный момент Мэ.




Коэффициент α=0,75 при неизменном направлении крутящего момента, α=1,0, если направление крутящего момента меняется.
Оценка прочности выполняется по формуле
σи=Мэ/W≤[σ]и
Допускается, в целях упрощения, рассчитывать шлицевые валы по внутреннему диаметру, и не учитывать ослабление вала шпоночным пазом.

действия сил определяются исходя из эскизной компоновки коробки скоростей
Углы наклона

линий действия сил также определяются из эскизной компоновки свертки коробки скоростей

МΣ и приведенного Мп моментов:


Для валов коробок скоростей обычно используют

стали 45 и 40Х с нормализацией, улучшением, а в ответственных случаях с закалкой.
Момент сопротивления W вала в расчетном сечении определяют по формуле:


где d – диаметр вала в расчетном сечении, мм. Шлицевые валы рассчитывают по внутреннему диаметру.
Зная величину приведенного момента Мп и момента сопротивления W, находят расчетные напряжения σи и сравнивают его с допускаемым:


В случае необходимости выполнения расчетов с достаточно точным учетом концентрации напряжений коэффициент безопасности можно принимать равный 1,3 -1,5.

расчёту на жёсткость при изгибе или при кручении, и лишь

для тяжелонагруженных шпинделей производят проверочный расчёт на прочность.
Расчёт на жёсткость при изгибе выполняют для шпинделей токарных, револьверных, фрезерных станков.
Расчёт сводится к определению величины y прогиба переднего конца шпинделя и угла θ поворота оси шпинделя в передней опоре.

вариантам
Тип опор шпинделя
Расчетная схема
Расчетные формулы



Угол поворота
Прогиб
Угол поворота
Прогиб
Q = 0

колес следует предварительно рассчитать следующие параметры: наружный (dст) и внутренний

диаметр (d) ступицы, длину ступицы (Lст), толщину диска (С) и диаметры отверстий (D) на диске для колес большого диаметра.
Внутренний диаметр ступицы (d) принимается равным расчетному диаметру посадочной поверхности вала.
Наружный диаметр ступицы (dст) рассчитывается по формуле:
 dст = 1,55× d, мм;

Длина ступицы (Lст) рассчитывается по формуле:
 Lст = (1,0 – 1,2) × d,мм

Толщина диска (С) рассчитывается по формуле: 
C = 0,5 (2,2 m + 0,05 b + 0,3 d), мм

Диаметры отверстий на диске для колес большого диаметра D= 25 мм, а их количество принимается равным 4 – 6 отв.

к опорам.
Расстояние между опорами выбирают в пределах четырёх – пяти

диаметров шпинделя в передней опоре.
Длина консоли от передней опоры до крайнего торца шпинделя или инструмента не более 0,5-0,3 расстояния между опорами.
Сокращать число переходов, шпонок и резьбы в межопорной части шпинделя.
Все поверхности шлифовать, особенно при nшп>1000 об/мин.
Не рекомендуется размещать на шпинделе более двух колёс.

шпинделя и расстояние между опорами, наличие осевого отверстия в шпинделе;
-

расположение приводных деталей на шпинделе (зубчатых колес, шкивов);
- тип подшипников шпинделя
- способ крепления приспособления или инструмента на шпинделе.
Передние концы шпинделей предназначены для установки инструмента, они стандартизированы и их конструкция и основные размеры.
Передние концы шпинделей воспринимают радиальную и осевую нагрузку, поэтому их конструкция должна обеспечивать высокую точность позиционирования шпинделя в подшипниках.

подшипники шпинделя от проникновения грязи, пыли и влаги, а также

для препятствия вытеканию смазки из подшипника.
У быстроходных шпинделей устраивают исключительно бесконтактные уплотнения. Лабиринтные уплотнения являются в большинстве случаев достаточно эффективными. Для надежной их работы желательно, чтобы радиальный зазор в уплотнении не был больше 0,2—0,3 мм. В шпин­дельных узлах, работающих в тяжелых (по загрязнению) условиях, лабиринты заполняют консистентной смазкой

коробки скоростей ВСС

первую очередь для шпиндельных узлов, работающих при напряженных режимах (значительные

числа оборотов, высокие нагрузки). Циркуляционная система смазки включает в себя систему охлаждения смазки. В большинстве станков система циркуляционной смазки — общая для шпинделя и коробок скоростей. Поскольку радиально-упорные подшипники (шариковые и ро­ликовые) производят насосное действие, смазку следует подавать в зону всасывания. При выходе смазки из нижнего подшипника она поступает в ванну с хорошим уплотнением.
Капельная смазка. Дозировка объема поступающей в подшип­ник смазки осуществляется с помощью игольчатых капельных или фитильных капельных масленок. При капельной смазке тепловыделение в подшипниках неве­лико и поэтому ее широко применяют для смазки цилиндророликовых подшипников шпиндельных узлов. При капельной смазке масло из подшипника обычно стекает в общую систему смазки станка и для смазки подшипников шпин­деля повторно не используется.

этой смазки заклю­чаются в том что в подшипники подается малое

количество смазки, осу­ществляется интенсивное охлаждение подшипника сжатым воз­духом, избыточное давление воздуха в подшипнике препятст­вует проникновению в подшипники внешнего загрязнения, подшипники постоянно и равномерно обеспечиваются смазкой. Масляный туман образуется с помощью специальных прибо­ров — туманообразователей.
Смазка впрыскиванием. Для смазки подшипников, работающих в особо напряженных условиях (очень высокие числа оборотов, высокие температуры), применяется смазка впрыскиванием.

чертеже

указаны:
- номера позиций составных частей коробки;
- габаритные размеры коробки;
- размеры,

предельные отклонения и другие параметры, которые должны быть выполнены или проконтролированы по данному сборочному чертежу.
- технические требования;
- техническая характеристика (при необходимости).

Технические требования к чертежу излагают, группируя однородные и близкие по

своему характеру требования по возможности в следующей последовательности:
Число ступеней коробки Z
Знаменатель геометрического ряда ϕ
Мощность электродвигателя N
Вращающий момент на шпинделе T