Повна кинематична схема токарного верстата

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Реферат

Шклярук Л.С. Курсовий проект по МРС, ХНТУ, Херсон 2007 - с.45, , мал. 12, креслень формату А1 -2, А2-2

Даний курсовий проект складається з графічної частини - 3 листи А1 і записка розрахунково-пояснення.

В графічній частині представлені згортка і розгортка по валах коробки швидкостей токарного верстата, механізм управління, наладка інструменту, на основі токарного верстата моделі 16К20.

В записці розрахунково-пояснення приведений кінематичний розрахунок приводу головного руху і подач, розрахунок силових і динамічних характеристик приводу верстата, розрахунок елементів приводу верстата, розрахунок механізмів управління.

Содержание

Введение

1. Разработка структурного варианта кинематики и графику частот коробки скоростей

2. Расчет кинематической погрешности коробки скоростей

3. Разработка оптимальной кинематической структуры коробки подач станку

4. Расчет кинематической погрешности коробки подач

5. Силовые и проверочные расчеты коробки станку

6. Выполняем уточненный расчет валов

7. Выбор, обоснование и расчет системы управления станком

Заключение

Литература

Спецификация

Введення

коробка швидкість подача верстат

Розвиток машинобудування і приладобудування передбачає широку комплексну програму створення якісно нових типів і комплектів металообробного устаткування.

Сучасні металоріжучі верстати - це вельми розвинуті машини, що включають велике число механізмів і використовуючі механічні, електричні, гідравлічні і інші методи здійснення рухів і управлінь циклом.

Постійне підвищення вимог до продуктивності, точності, надійності, питань зниження металоємності і енергозбереження, підвищення ступеня автоматизації металоріжучих верстатів приводять до істотного ускладнення ухвалення оптимальних рішень, отже, збільшення трудомісткості проектування.

Зростання продукції машинобудування, безперервне вдосконалення конструкцій вимагає освоєння нових зразків устаткування в стислі терміни.

Тенденція розвитку сучасних верстатів приводять до створення складних машин з різноманітними функціями.

У зв'язку з цим і вимога до розрахунку і конструювання окремих вузлів, деталей і механізмів верстатів вельми високі, вони обумовлені створенням високорозвинутої, працездатної, ефективної і економічної машини.

Задачі, які ставляться при проектуванні даного курсового проекту:

- розробка повної кинемат. схеми токарного верстата;

- визначення потужності головного електродвигуна;

- розрахунок на міцність основних деталей проектованого приводу;

- розробка і розрахунок механізму управління;

- викреслювання інструментальної наладки для конкретної операції на заданому верстаті.

1. Розробка структурного варіанту кінематики та графіку частот коробки швидкостей

Вихідні ряди значень швидкостей у коробках швидкостей - най- частіше геометричні, знаменник яких є стандартизований:

1.06; 1.12; 1.26; 1.41; 1.58; 1.78; 2.

Розрахункове значення можна знайти за формулою:

==1,26 , (1.1)

.

де максимальна та мінімальна швидкості шпинделю, хвил ;

число ступенів вихідного ряду коробки швидкостей .

Розрахункове значення округлюється до найближчого стандартного значення ( див. вище ).

Передавальне відношення пари зубчастих коліс може бути записано :

або , де Х - характеристика пари коліс.

На протязі багаторічного використання верстатів встановлено, що оптимальну довговічність та працездатність мають коробки, у яких

. Тому при обраному значенні можна знайти граничні межі характеристик зубчастих пар коліс. Наприклад:



Формула коробки - це рівняння, у лівої частини якого встановлюється число z ступенів, а у правої частини - її розкладання на співмножники з вказанням характеристики груп. Кожен співмножник - це група зубчастих коліс (блок коліс ), у якої кількість зубчастих вінців дорівнює множнику. Положення у розложені , яке займає співмножник, відповідає положенню блоку у коробці.

В даному випадку:

.

На першому валу коробки встановлено 3-х вінцевий блок з харак-

теристикою „1”, на другому валу - 3-х вінцевий з характеристикою

„3”, на третьому валу - 2-х вінцевий з характеристикою „9”.Взагалі- коробка - вісімнадцятиступенева.

Мінімальна металоємність коробки може бути досягнута за правилами построєння оптимальної структури:

характеристика жодної групи не повинна перевищувати допустиме значення для прийнятого ;

кількість передач ( зубчастих вінців у блоку ) повинна зменшуватися у напрямку від вхідного до вихідного валів коробки, а характеристики - збільшуватися;

у жодного блоку не повинно бути більш 4-х вінців;

на шпинделі рекомендується не мати більш 3-х коліс;

група, характеристика якої дорівнює „1”, називається основною,

інші групи - переборними ;

характеристика першої переборної групи повинна дорівнювати характеристиці основної групи, помноженої на кількість вінців основної групи ;

Графічні зображення структурних варіантів виконують симетричними.

( Для особових структур симетричності по усіх валах коробки

не досягається ). На графічному зображенні вертикальні лінії ( на

рівної відстані одна від одної ) - це вали коробки, горизонтальні

( теж на рівної відстані одна від одної ) - це рівні швидкостей.

У цю сітку вмальовують усю структуру.

Характеристика групи - це кількість горизонтальних інтервалів

між двома валами, де діє група передач.

Так , для .структурний варіант наведена на мал.1, .

Мал.1.1. Структурний варіант коробки швидкостей

для

Значення швидкостей визначають з ряду нормальних чисел (Н 11-1,

див. додатки), починаючи з найменшого значення за завданням.

Сітка графіку швидкостей - така ж , як у структурному варіанті ,

але замість проставляють дійсні значення швидкостей від

до , що прийняті з ряду Н 11-1. Швидкість валу електродвигуна ( І вал ) буде розташована на своєму місці згідно масштабу швидкостей вихідного валу коробки . Тому усі лінії структурного варіанту змінюють своє положення, але характеристики груп зберігаються тими же, що й на структурному варіанті . Зліва сітка доповнюється ще одним, нульовим валом для розміщення нульової передачі від валу електродвигуна до першого валу коробки . Ця передача змінює до швидкості , що оптимальна на вході у коробку ( на рівні нижньої швидкості верхньої третини діапазону регулювання ).

Передавальні відношення передач знаходять згідно нахилу ліній передач з графіку швидкостей ( див. мал. 3) :

; ;

;

;

;

;

;

;

Мал.1.2. Графік швидкостей коробки.

Кінематична схема коробки надана на мал.1.3.

Мал.1.3. Кінематична схема коробки.

2. Розрахунок кінематичної похибки коробки швидкостей

Передавальні відношення у групах передач , що ідентифіковані у попередній роботі , треба представити у вигляді :

.

Далі задаються сумами зубів . Найменша сума - у першої групи ; на 2-й групі назначають суму на 10-15 зубів більш , ніж у першої ; на 3-й - на 10-15 зубів більш , ніж на 2-й, і так далі .

Рекомендується назначати від 50 до 55 зубів .

зуб.

Знаходять коліс табличним методом . З таблиці підбору зубчатих коліс визначаємо власні значення :

Для коробки .

,

де d - діаметр меншого шківу ; D - більшого шківу ;

d= 100-120 мм ; тоді . Приймемо , .



; ; ;

; ; ;

; .

У рівняння кінематичних балансів треба підставляти фактичні значення , а не . Так для коробки . :

Значення кінематичних похибок можна знайти таким чином:

.

По цім значенням виконують графік похибок. Знаходимо

, та -

це буде допустима похибка :

.

1=1,25; 7=-0,75 13=-1,8;

2=1,8; 8=-0,17; 14=-1,8;

3=0,95; 9=-0,172; 15=0,152;

4=-0,9; 10=1,3; 16=-1,6;

5=-0,35; 11=0,3; 17=-1,6;

6=-0,352; 12=0,3; 18=1,24;

З отриманих значень похибок побудуємо графік :



Мал..2.1.

Кінематичний запас точности равен :

3. Розробка оптимальної кінематичної структури коробки подач верстату

Вихідні ряди значень подач у коробках подач - найчастіше геометричні, знаменник яких є стандартизований:

1.06; 1.12; 1.26; 1.41; 1.58; 1.78; 2.

Розрахункове значення можна знайти за формулою:

, (1.1)

де максимальна та мінімальна швидкості шпинделю, хвил ;

число ступенів вихідного ряду коробки швидкостей .

Розрахункове значення округлюється до найближчого стандартного значення ( див. вище ), та отримаємо

Складання формули коробки здійснюється за тими ж принципами, що й коробки швидкостей , але межі характеристик дещо поширюються ( у коробці подач завдяки виграшу у зусиллях, що передаються через напрямні супорту і тому враховується коефіцієнт тертя ):

де - знаменник геометричного ряду подач .

Таким чином , для ряду характеристика збільшується:

,,

Формула коробки :

.

При построєні графіку подач слід враховувати , що вихідний ряд коробки подач має розмірність мм/хв, а на вході коробки швидкість задана відповідно у об/хв. Для приведення початкових та кінцевих значень швидкостей у одну розмірність, треба значення подач вихідного ряду поділити на передавальне відношення механізму перетворення обертального руху у поступальне (ходовий гвинт-гайка , шестерня-рійка , або інші механізми ) :

,

Слід відзначити , що на , вході у коробку - досить велике число - від 1 оберта шпинделю до 1420-2000 об/хв. вала електродвигуна. Зліва , на вході коробки, також додають читири вали для початкового зниження швидкості ( в залежності від місцеположення точці вхідної швидкості за масштабом ).

Мал.3.1. а) структурний варіант коробки подач ;



б) графік подач для цієї коробки.

Знаходимо передавальні відношення рейки та черв'яка:

Ір =4/20 іч=94.2

Передавальні відношення передач знаходять згідно нахилу ліній передач з графіку швидкостей

Передаточное отношение	Значения	Полученное число
			0,7936
			0,6298
			1
			0,6298
			1.26
			0.5
			1.58
			0,2499

Знаходимо і супорта:

Мал.3.2 Кінематична схема коробки

4. Розрахунок кінематичної похибки коробки подач

Методика розрахунків аналогічна наведеної у роботі №2. Особливості прийняття рішень у кінематичних розрахунках коробок подач :

- мінімальне значення числа зубів найменшої шестерні у кінематиці коробки дорівнює 16 ( виключення робиться на рейковій шестерні: );

- кінематичні структури коробок подач із конусами шестерень та гітарами можуть не відповідати геометричному рядові (гвинторізні коробки , двопарні гітари і т. і.).

Передавальні відношення у групах передач , що ідентифіковані у попередній роботі , треба представити у вигляді:

.

Далі задаються сумами зубів . Найменша сума - у першої групи ; на 2-й групі назначають суму на 10-15 зубів більш , ніж у першої ; на 3-й - на 10-15 зубів більш , ніж на 2-й, і так далі .

Рекомендується назначати від 50 до 55 зубів. зуб.

Знаходять коліс табличним методом . З таблиці підбору зубчатих коліс визначаємо власні значення :

Для коробки :

У рівняння кінематичних балансів треба підставляти фактичні значення

, а не . Так для коробки :

Значення кінематичних похибок можна знайти таким чином:

	2,51	2,5		0,4
	2	2		2
	1,58	1,6		-1,25
	1,28	1,25		2,4
	1	1		0
	0,816	0,8		2
	0,632	0,63		0,31
	0,512	0,5		2,4
	0,39	0,4		-2,5
	0,315	0,315		0
	0,244	0,250		-2,4
	0,198	0,200		-0,01
	0,1558	0,160		-2,55
	0,126	0,125		1
	0,0978	0,100		-2,15
	0,0793	0,080		-0,8

По цім значенням виконують графік похибок ( допустимі межі відхилень ) :



Мал.4.1

Запас кінематичної точности равен : (2.6 -2.55/2.6)*100 % =2 % .

5. Силові та перевірочні розрахунки коробки верстату

Визначаємо ефективну потужність верстата, тобто потужність, затрачувану на процес різання:

де - тангенціальна складова зусилля різання в Н, визначувана по відповідних формулах з теорії різання ;

Де :

t-глубина різання, мм ; t=,5

S-подача мм/об; S=0,15

Значення коефіцієнтів:

Cp=200; X=1; y=0,75; n=0

Kp-поправочний коефіцієнт, що враховує фактичні умови різання

Kp=0,93

V - швидкість різання в м/мін; визначається спочатку по формулах

приведеним в літературі, а потім обчислюється ,и після коректування по графіку частот або паспортним даним верстата, остаточно розраховується фактична швидкість різання.

Розрахункова швидкість визначимо з формули:

де: Сv=350; T=70 мін; m=0,20; x=0,15; y=0,35;Kv=0,728

Тоді:

Приймемо за стандартом Vp=160об/мин

Розрахункова частота обертання шпінделя визначається по формулі:

Приймаємо nФ.ст_. =500 об/мин

Тоді фактична швидкість:

Сила різання буде рівна:

Підставимо всі дані у формулу отримаємо:

Определение потужності холостого ходу ( втрати потужності на холостому ходу) верстата:

Для приводу головного руху потужність холостого ходу визначається по формулі:

де - середнє арифметичне діаметрів валів, окрім шпінделя беруть участь в передачі руху, мм;(по варіанту)

- середнє арифметичне діаметрів опорних шийок шпінделя, мм; (по варіанту)

З - коефіцієнт рівний 1,5 для шпінделя, змонтованого на

підшипниках качения, і 2 - на підшипниках ковзання;

_р,n2p - розрахункові частоти обертання валів, узяті по графіку частот(по промінні йдуть від розрахункових частот обертання шпінделя);

- частота обертання шпінделя об/мин, розрахована по оптимальній швидкості різання(для умов, при яких визначається ефективна потужність);

Підставляючи дані у формулу отримаємо:

Визначення розрахункового (умовного) КПД приводу головного руху .

де - к.п.д. передачі підшипників кочення, зубів

ремінної передачі і підшипників.

=0,96 - коефіцієнт, що враховує витрати потужності в при-

воді подач.

Значення коефіцієнтів:

Кліноременная передача=0,97;

Прямозубая циліндрова передача=0,99;

Підшипники качения (пара)=0,997;

Тоді КПД приводу буде:

Визначення потужності електродвигуна приводу головного

рухи .

Розрахункова потужність двигуна визначається по формулі:

По довіднику вибираємо двигун 4А132М4УЗ, потужність 10кВт, діаметр вихідного валу 32 мм .

Коефіцієнт корисної дії к.п.д. приводу верстата можна визначити по залежності:

де - потужність електродвигуна, підібраного по довіднику. КПД верстатів з головним обертальним рухом повинен не бути нижчим 0,7.

Розрахунок моментів, що крутять, на валах приводів верстатів

Визначити момент, що крутить, на кожному валу приводу головного руху верстата можна по відомій формулі:

де - номінальна потужність головного електродвигуна в кВт;

- КПД механізму від валу електродвигуна до даного валу;

- розрахункова частота обертання валу, про мін.

Визначаємо заздалегідь діаметри всіх валів по формулі:

де - момент, що розрахунковий крутить, на кожному валу, Нм;

- напруга, що допускається кручення.

D4,это діаметр валу де розташовується шпіндель і цей діаметр заданий

dшп=95 мм

Розрахункове значення діаметра кожного валу округляють до найближчого стандартного значення .

Визначимо заздалегідь модулі груп передач з умови міцності на вигин по формулі:

мм

де - момент, діючий на валу шестерні (малого колеса),Н.м;, що крутить

- коефіцієнт динамічного навантаження, вибирається в межах 1,05-1,17;

- коефіцієнт нерівномірності навантаження, що враховує рас- пределение навантаження по ширині вінця, вибирається в межах 1,06-1,48;

- коефіцієнт ширини вінця (), для середньо навантажених шестерень рекомендується в межах, для тяжелонагруженных -

_ - коефіцієнт форми зуба, для некорельованих шестерень

вибирається в межах 0,40,5, для корригированных- в

межах 0,4750,555 (при Z = 20-60);

- число зубів шестерні;

- коефіцієнт одночасності зачіпляє;

- напруга, що допускається, на вигин, МПа

Підставляючи всі дані у формулу отримаємо:

Приймаємо найближче стандартне з ряду значень:m₁=2,5; m2=3;m₃=4,5.

Знаходимо геометричні розміри пари коліс, ділильні діаметри, мм:

d11=mстZ1=2,527=67,5 мм

d12=mстZ8==67,5 мм

d13=mстZ10=2,524=60 мм

d14=mстZ15=2,530=75 мм

d15=mстZ15=2,5=52,5 мм

d16=mстZ15=2,533=82,5 мм

d17=mстZ15=339=117 мм

d18=mстZ15=331=93 мм

d19=mстZ15=327=81 мм

d20=mстZ15=343=129 мм

d21=mстZ15=3=51 мм

d22=mстZ15=353=159 мм

d23=mстZ15=4,5=252 мм

d24=mстZ15=4,5=126 мм

d25=mстZ15=4,517=76,5 мм

d26=mстZ15=4,567=301,5 мм

Ширина вінця:

b=bH* mст

b1=7*2,5=17,5мм; b2=7*3=21мм; b3=7*4,5=31,5мм

Міжосьова відстань:

Визначаємо коефіцієнт ширини вінця:

; ;

В кінці розрахунку зубчатого колеса, перевіряємо на контактну напругу, що допускається:



де - момент, діючий на валу колеса, що крутить, Нм;

- контактна напруга, що допускається, МПа;

u - передавальне відношення, чисельно рівне ;

- коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження по ширині вінця, вибирається в межах 1,06-1,48;

- коефіцієнт ширини колеса щодо міжосьового

відстані, розраховується після визначення модуля ;

МПа - допоміжний коефіцієнт.

Підставляючи дані отримаємо:

іі - передавальне відношення і - передачі;

Кв - коефіцієнт розподілу навантаження; Кв = 0,6 - 1,4;

Якщо Аip - буде більш, ніж Аі, модулі коліс потрібно

збільшити та зробити новий розрахунок Аip. У деяких межах

можна збільшити [s]_до, якщо підібрати інший матеріал коліс або їх

термообробку.

Після цих розрахунків можна конструювати розгортку та

згортку коробки або аналізувати конструкцію існуючої коробки з

метою подальшої її модернізації.

6. Виконуємо уточнений розрахунок валів

Уточнений розрахунок валів виконується з метою перевірки приблизно певних діаметрів валів з урахуванням згинаючих і крутять моментів, діючих на вал. Динамічний характер навантаження враховується приблизно відповідним вибором напруг, що допускаються.

Проведемо розрахунок першого валу:

Для визначення окружного зусилля на зубчатих колесах скористаємося формулою:

;

Навантаження на вали можна знайти по формулі:

Знаходимо реакції в опорах:

Складаємо рівняння моментів щодо точки А:

Звідси

Складаємо рівняння моментів щодо точки B:



Звідси

Перевірка: 0=-1010,8+3551,5-3723+1182.5

Знаходимо найбільший згинаючий момент:

Радіальне навантаження на вали:

Знаходимо реакції в опорах:

Складаємо рівняння моментів щодо точки А:

Звідси

Складаємо рівняння моментів щодо точки B:

Звідси

Перевірка: 0=-919+2004.3-919+133.27

Знаходимо найбільший згинаючий момент:

Знаходимо сумарний момент в небезпечному перетині:

Знаходимо сумарний момент на валу:

Н*м

Діаметр, що допускається, рівний:



Мал. 3.1. Епюри навантаження першого валу

Проведемо розрахунок другого валу:

Для визначення окружного зусилля на зубчатих колесах скористаємося формулою:

;

Навантаження на вали можна знайти по формулі:



Знаходимо реакції в опорах:

Складаємо рівняння моментів щодо точки А:

Звідси

Складаємо рівняння моментів щодо точки D:

Звідси

Перевірка: 0=2640.7-3888.5+2692.1-1444.3

Знаходимо найбільший згинаючий момент:

Радіальне навантаження на вали:

Знаходимо реакції в опорах:

Складаємо рівняння моментів щодо точки А:

Звідси

Складаємо рівняння моментів щодо точки B:

Звідси

Перевірка: 0=864.3-1272.6+881.1-4722.8

Знаходимо найбільший згинаючий момент:

Знаходимо сумарний момент в небезпечному перетині:

Знаходимо сумарний момент на валу:

Н*м

Діаметр, що допускається, рівний:



Мал. 3.2. Епюри навантаження другого валу

Проведемо розрахунок третього валу:

Для визначення окружного зусилля на зубчатих колесах скористаємося формулою:

;

Навантаження на вали можна знайти по формулі:

Знаходимо реакції в опорах:

Складаємо рівняння моментів щодо точки А:

Звідси

Складаємо рівняння моментів щодо точки D:

Звідси

Перевірка: 0=3635.2+38886.3-6159.5-1362

Знаходимо найбільший згинаючий момент:

Радіальне навантаження на вали:

Знаходимо реакції в опорах:

Складаємо рівняння моментів щодо точки А:



Звідси

Складаємо рівняння моментів щодо точки B:

Звідси

Перевірка: 0=1271.8+1189.7-2015.8-445.7

Знаходимо найбільший згинаючий момент:

Знаходимо сумарний момент в небезпечному перетині:

Знаходимо сумарний момент на валу:

Н*м

Діаметр, що допускається, рівний:



Мал. 3.3. Епюри навантаження третього валу

Проведемо розрахунок шпінделя:

Для визначення окружного зусилля на зубчатих колесах скористаємося формулою:

;

Знаходимо реакції в опорах:

Складаємо рівняння моментів щодо точки А:



Звідси

Складаємо рівняння моментів щодо точки B:

Звідси

Y=0

Знаходимо найбільший згинаючий момент:

У вертикальній площині:

Радіальне навантаження на вали:

Знаходимо реакції в опорах:

Складаємо рівняння моментів щодо точки А:

Звідси

Складаємо рівняння моментів щодо точки B:

Звідси

Y=0

Знаходимо найбільший згинаючий момент:

Знаходимо сумарний момент в небезпечному перетині:

Н*м

Знаходимо сумарний момент на валу:

Н*м

Діаметр, що допускається, рівний:

<d₄.

В площині Х:

Визначити прогинання робочого кінця шпінделя У і кута повороту в передній опорі Q, по формулах:

- найбільше значення рівнодіючої складової, Н;

- окружне зусилля на зубчатому колесі шпінделя, Н;

Е=2*1011 - модуль пружності матеріалу шпінделя, Н/м2;

для сталевих шпінделів можна прийняти

- момент інерції перетину шпінделя в передній опорі

- відповідно зовнішній і внутрішній діаметри

шпінделя в передній опорі, м;

М3 -защемляющий момент, Нм; при застосуванні в передній

опорі однорядного підшипника рекомендується

приймати ; в решті випадків:

, Нm;

-соответственно відстані від сили до задньої і

передньої опор шпінделя, м;

L - відстань між опорами, м;

С - відстань від сили до передньої опори, м.



Допустимі значення прогинання переднього кінця шпінделя і кута повороту його осі в передній опорі для верстатів нормальної точності

;

де - допуск на биття переднього кінця шпінделя

(для верстатів нормальної точності рекомендується

).

Значення отримані мною не перевищують допуску.

В площині У:

Визначити прогинання робочого кінця шпінделя У і кута повороту в передній опорі Q, по формулах:

- найбільше значення рівнодіючої складової, Н;

- окружне зусилля на зубчатому колесі шпінделя, Н;

Е=2*1011 - модуль пружності матеріалу шпінделя, Н/м2;

для сталевих шпінделів можна прийняти

- момент інерції перетину шпінделя в передній опорі

- відповідно зовнішній і внутрішній діаметри

шпінделя в передній опорі, м;

М3 -защемляющий момент, Нм; при застосуванні в передній

опорі однорядного підшипника рекомендується

приймати ; в решті випадків:

, Нm;

-соответственно відстані від сили до задньої і

передньої опор шпінделя, м;

L - відстань між опорами, м;

С - відстань від сили до передньої опори, м.

Допустимі значення прогинання переднього кінця шпінделя і кута повороту його осі в передній опорі для верстатів нормальної точності

;

де - допуск на биття переднього кінця шпінделя

(для верстатів нормальної точності рекомендується

).

Значення отримані мною не перевищують допуску.



Мал. 3.4. Епюри навантаження шпінделя

7. Розрахунок кінематичних і розмірних параметрів механізму перемикання приводу

Визначити тип механізму перемикання і його загальну компоновку:

Для переміщення рухомих блоків приводу вибираємо механізм послідовного перемикання з барабанними куркульками і повзунами, забезпеченими індивідуальними кульковими фіксаторами.

Визначимо сумарне передавальне відношення механізму перемикання.

Приймаємо передавальне відношення механізму перемикання . В цьому випадки перемикання приводу на сусідні частоти обертання буде здійсняться при повороті рукоятки на кут .

Визначити довжину ходу кожного блоку.

З розгортки приводу визначаємо:

; ;

З урахуванням кінематичної схеми приводу і графіка частот обертання побудуємо розгортки канавок барабана (рис ).

Визначити навантажений самий «піковий», момент роботи механізму перемикання. Найбільше зусилля прикладатиметься до рукоятки управління при перемиканні приводу з частоти обертання на частоту, коли всі повзуни зриваються одночасно з фіксатора.

Складемо рівняння статики:

де - момент, що крутить, на валу рукоятки управління, Нм;

- момент, що крутить, на валу управляючих барабанів при максимальному навантаженні механізму, Нм;

- КПД механізму перемикання.

Визначимо діаметри управляючих барабанів.

Діаметр барабана визначається з розгортки канавок по формулі:

Де - число ступенів регулювання приводу;

- кут нахилу канавок барабана (щодо осі барабана, приймається =50-55 град., оскільки при менших значеннях є місце клинение барабана);

- хід рухомого блоку, м. Визначається конструктивно з розгортки.

Тоді діаметр барабана:

Приймемо діаметр барабана . З технологічних міркувань приймемо такий діаметр на решті барабанів.

Тоді перерахуємо кут нахилу канавок :

Визначимо момент, що крутить, на валу управляючих барабанів:

де - окружні зусилля, Н, виникаючі на барабанах при переміщенні блоків.

Визначити окружні зусилля, прикладені до управляючих барабанів:

де - опір переміщення рухомого блоку:

де - коефіцієнт, що враховує збільшення зусилля переміщення унаслідок перекосу блоку на валу і неспівпадання зубів шестерень, що включаються, =1.5-2.0;

- Вага рухомого блоку, м;

- коефіцієнт тертя в направляючих переміщуваного блоку, =0.1-0.15.

Тоді:

- зусилля зриву кожної ланки з шарнірних фіксаторів:

де - зусилля притискуючої пружини, Н. рекомендується приймати =20-100 Н, великі значення, для приводів з вертикальними валами і максимальними рухомими блоками;

- кут конуса проточки =35-55 град.;

- кут тертя =4-5 град.

Тоді:

Тоді окружні зусилля:

Таким чином:

З рівняння статики, задавшися зусиллям перемикання визначити довжину рукоятки:

Приймаємо довжину рукоятки =170мм.

Висновок

Даний курсовий проект припускає освоєння студентом методики проектування не тільки МРС, але і будь-які інші машини певного технологічного призначення. В ході виконання даного курсового проекту проводилося опрацьовування технічних характеристик верстата, визначення технологічних і кінематичних характеристик, а це: розрахунки приводів головного руху і подач, їх кінематичних погрішностей, і визначення фактичних значень частот обертання шпінделя і подач, розробка повної кінематичної схеми верстата; проводився розрахунок силових і динамічних характеристик приводу, а це: розрахунок і підбір електродвигуна, попередній розрахунок і вибір конструктивних параметрів основних деталей проектованого приводу (наближений розрахунок валів, розрахунок модулів зубчатих передач, підбір по каталогу і перевірка підшипників і т.п., з паралельним веденням ескізного опрацьовування графічної частини проекту); вибір і розрахунок механізму управління проектованого приводу верстата, прочностной розрахунок елементів, уточнений розрахунок валів, уточнений розрахунок складальної одиниці шпінделя, які відповідають всім вимог на жорсткість, міцність і точність.

Список використаної літератури

1. Металлорежущие станки / Под ред. В.Э.Пуша. - М.: Машиностроение, 1985. - 256 с.

2. Металлорежущие станки и автоматы / Под ред. А.С.Проникова.

- М.: Машиностроение, 1981. - 479 с.

3. Детали и механизмы металлорежущих станков / Под ред. Д.Н.Решетова. - Машиностроение, 1972. - т.1. - 663 с, т.2. - 520 с.

4. Кучер А.М., Киватицкий М.М., Покровский А.А. Металлорежущие станки. Альбом кинематических схем. -М. :Машиностроение, 1963,- 252 с, 1972,- 270 с.

Размещено на Allbest.ru

...