спроектировать коробку скоростей токарно-карусельного станка

коэффициент нагрузки;
коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения, для прямозубых колес степени точности 6 с твердостью зуба > 350 НВ и окружной скоростью около 1 м/с, принимаем
коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба.
коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба в начальный период. Для заданного коэффициента ширины шестерни,
коэффициент, учитывающий приработку зубьев,

коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями в начальный период.
при условии






Найденные значения контактных напряжений не превышают допустимого значенияМПа.

где H – окружная сила в зацеплении;


и = 1 ([2], таблица 111).

- коэффициент, учитывающий угол наклона зубьев, для прямозубых колес принимается равным единице.
- коэффициент, учитывающий зубьев, .
МПа;
МПа.
Полученные значения напряжения изгиба не превышают допустимые
5.4. Определение конструктивных размеров валов

Вал первый.
На данном валу находится зубчатое колесо. Крутящий момент на вал определяется при помощи ременной передачи. Шкив ременной передачи устанавливается на валу с помощью шлицевого соединения. Так как в коробке применены прямозубые колеса, то подшипники принимаем шариковые радиальные легкой серии по ГОСТ 8338-75.
Минимальный диаметр будет на конце вала, а из условия прочности в соответствии с п.5.7 равен d= 42 мм.
Конец вала принимаем шлицевым для соединения его со шкивом.
Ориентировочно принимаем прямобочные шлицевые соединения по ГОСТ 1139-80 легкой серии с центрированием по ширине шлицев.
Обозначаем согласно выбору по таблице 10.1.2([3] стр. 127).

Передача крутящего момента с вала на блок зубчатых колес осуществляется по средством шлицевого соединения. Ориентировочно принимаем прямобочые шлицевые соединения по ГОСТ1139-80 средней серии с центрированием по среднему диаметру шлицев.


Диаметр вала под опорные подшипники принимаем равным
Диаметр вала под установку блока зубчатых колес принимаем равными наружному диаметру шлицев
Второй вал:
На данному валу находится пять зубчатых колес. Так как в коробке применены прямозубые колеса, то подшипники принимаем шариковые радиальные легкой серии по ГОСТ 8338-75.
Минимальный диаметр из условия прочности равен d=45 мм.
Передача крутящего момента с вала на блок зубчатых колес осуществляется посредством шлицевого соединения. Ориентировочно принимаем прямобочные шлицевого соединения по ГОСТ 1139-80 средней серии с центрированием по среднему диаметру шлицев.

Диаметр под опорные подшипники
Диаметр вала под установку зубчатых колес принимаем равным диаметру под опорные подшипники
Диаметр ступени вала и втулки для фиксирования в осевом направлении зубчатых колес принимаем равным 55 мм.
Третий вал:
На данному валу находится два блока зубчатых колес. Минимальный диаметр из условия прочности равен
Передача крутящего момента с вала на блоки зубчатых колес осуществляется посредством шлицевого соединения. Ориентировочно принимаем прямобочные шлицевые соединения по ГОСТ 1139-80 средней серии с цитированием по среднему диаметру шлицев.

Диаметр под опорные подшипники
Диаметр вала под установку зубчатых колес принимаем равным диаметру под опорные подшипники
Четвертый вал:
На данном валу находится два зубчатых колеса. Так как в коробке применены прямозубые колеса, то подшипники принимаем шариковые радиальные легкой серии по ГОСТУ 8338-75.
Минимальный диаметр из условия прочности равен
Передача с вала на зубчатые колеса осуществляется посредством шпоночного соединения. Шпонки призматические по ГОСТ 23360-78.
Диаметр вала под опорные подшипники выбираем по табл.109([2], стр.177),
Диаметр ступицы вала принимаем равным
5.5 Расчет шпоночных и шлицевых соединений
При расчете используем ориентировочно определенные ранее диаметры ступеней валов. Все шпоночные соединения принимаем с призматическими шпонками по ГОСТ 8789-68. Принимаем нормальный тип соединения со следующими полями допусков: для ширины шпонки – h9, для ширины паза на валу, для ширины паза во втулке для зубчатых колес – js9, для ширины паза во втулке для муфт –H9. Посадка ступицы и вала –H7/n6.
Проверка соединения по допускаемым напряжениям смятия:

где -крутящийся момент на валу ,
d- посадочный диаметр ступицы, мм;
-рабочая длина шпонки, мм;
K=h-t- справочный размер для расчета на смятие;
h-высота шпонки, мм;
=80+150 МПа - допускаемое напряжение смятия, для неподвижных соединений при переходных посадках, принимается =150 МПа.
Проверка шпонки на срез проводится по формуле:

где b - ширина шпонки, мм;
- допускаемое напряжение на срез, принимаем = 75 МПа.
Расчет шпоночных соединений на четвертом валу
Момент на четвертом валу равен М = 615,96
По таблице 2 ([2], стр.809) выбираем размеры шпоночного соединения.
=20 мм;
=12 мм;
=7,5 мм;
=4,9 мм;
Длину шпонки ориентировочно принимаем из стандартного ряда длин шпонок 20 мм.
Выбираем шпонку исполнением 1.([2], стр.812).
Длину шпонки ориентировочно принимаем из стандартного ряда длин шпонок 55 мм.
Рабочую длину шпонки принимаем по длине ступицы колеса = 55 мм.
Расчетная величина:

Проверка по напряжениям смятия:

Соединения удовлетворяют условиям прочности по допускаемым напряжениям смятия.
5.6.1 Расчет шлицевых соединений
Соединение зубчатых колес с валом первым. Принимаем прямобочное шлицевое соединение ГОСТ 1139-80
Средней серии с центрированием по внутреннему диаметру и ширине шлица, так как предъявляются высокие требования соосности соединения и передается значительный крутящийся момент.
Обозначение вала в соответствии с проектным выбором и назначенными посадками:

Проверка соединения на прочность по напряжениям смятия:

где - момент на первом валу.
- средний диаметр шлицевого соединения:

– число шлицев:
высота поверхности контакта шлицев;

88 мм – длина поверхности контакта шлицев;
= 0,7 - коэффициент неравномерности распределения нагрузки между шлицами. Принимаем = 0,75;
допускаемые напряжения изгиба.
Принимаем
=2,2 МПа
Таким образом, соединение удовлетворяет условиям прочности и может быть применено.
Соединение зубчатых колес с валом вторым
Обозначение вала в соответствии с проектным выбором и назначенными посадками:

Проверка соединения на прочность по напряжениям смятия:

число шлицев:

длина поверхности контакта шлицев, принимаем по наименьшей ширине блока;
= 0,7 – коэффициент неравномерности распределения нагрузки между шлицами. Принимаем = 0,75

Таким образом, соединение удовлетворяет условиям прочности и может быть применено.
Соединение зубчатых колес с третьим вторым
Обозначение вала в соответствии с проектным выбором и назначенными посадками:

Проверка соединения на прочность по напряжениям смятия:

число шлицев:

длина поверхности контакта шлицев, принимаем по наименьшей ширине блока;
= 0,7 – коэффициент неравномерности распределения нагрузки между шлицами. Принимаем = 0,75

Таким образом, соединение удовлетворяет условиям прочности и может быть применено.
5.7 Выбор способа смазки
Так как режим работы станка напряженный, выбираем циркуляционный способ смазки.
Определяем необходимое количество масла:

где , кВт – суммарная мощность трения, расходуемая на все узлы;
- разность температур масла до выхода и после выхода из зоны трущихся поверхностей, принимаем .



Находим производительность насоса:

где k = 1,4 1,6 – коэффициент, учитывающий запас масла для нормальной работы смазочной системы, принимает k = 1,5.

Выбираем насос одноплунжерный, обозначение «Насос 12-20 МН 3043-61» .
Привод насоса осуществляется от первого вала коробки скоростей.
Действительная производительность насоса:

где d = 20 мм - диаметр плунжера;
l = 24 мм –ход плунжера;
n = 2500 - номинальная частота вращения первого вала;
= 0,9 –объемный КПД насоса.

Следовательно, выбранный насос может быть применен.
Находим диаметр трубопровода:

где Q- минимальный расход масла, протекающий по трубопроводу, ;
V=2 4 м/с - скорость протекания масла, принимаем V = 3 м/с.

Выбираем в качестве трубопровода стальные бесшовные холоднодеформированные трубы с наружным диаметром 8 мм и толщиной стенки 0,8 мм.
Обозначение трубы: труба .
Находим объем резервуара для масла:
V = (4 ) (4 ) = 19,2 24 л;
принимаем V = 20 л.
6. Конструирование шпиндельного узла
Четвертый вал является шпиндельным узлом. Из условий работоспособности шпиндельных подшипников находим диаметр шпинделя:

где l – длина межопорного участка шпинделя.
Выбираем из стандартного ряда l = 220 мм;

Определяем параметр быстроходности шпинделя:
k = 0,5
где = 3550 - максимальная частота вращения шпинделя;
d и D – диаметры внутреннего и наружного колец подшипника.
По таблице 6.11 принимаем d =100 мм и D = 180 мм.
k = 0,5 3550 = 4,97 .
Предварительный натяг в опорах создается при помощи гайки, застопоренной винтами.
Производим проверку шпинделя на жёсткость:

где D = 225 – наружный диаметр шпинделя, мм;
d = 110 – внутренний диаметр шпинделя, мм;

По рекомендациям жесткость шпинделя должна быть не менее [j] = 250 Н/мкм.
Шпиндель удовлетворяет условиям жесткости.











Заключение
В данном курсовом проекте была разработана коробка скоростей токарно-карусельного расточного шпинделя 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 блоки зубчатых колес. Коробка скоростей обеспечивает получение 12 частоты вращения. Минимальная частота вращения nmin = 9,96 об/мин, максимальная - nmax = 88,02 об/мин.
















Библиографический список
1. Расчет и проектирование приводов МС: учебное пособие / А.П. Томск.: Чурбанов, А.Б. Ефременков, Юргинский технологический институт . – издательство Томского политехнического университета, 2010-180 с. 2. Анурьев В.И. Справочник конструктора машиностроения в 3-х т.: Т.2. – 8-е изд., перераб. и доп. Под ред. И.Н. Жестковой – М.: Машиностроение, 2001, 912 с.: ил 13В№217-02964-1. 3. Жарков В.Н. МС: учебное пособие для выполнения курсового проектирования / В.Н. Жарков, В.Г. Гусев; Владим. Гос.ун-т. – Владимир; Ред – излдат. комплекс ВиГУ, 2005, - 176 с.