- •Пояснительная записка к курсовому проекту по теме: «Разработка кинематики, кинематической настройки главного привода токарно-затыловочного станка»
- •Аннотация
- •Содержание
- •Введение
- •1 Описание компоновки, основных узлов и движений токарно-затыловочного станка прототипа модели 1811
- •2 Технологические схемы обработки и движения формообразования
- •3 Принцип образования поверхностей и методы получения их производящих линий
- •4 Структурная схема токарно-затыловочного станка 1811 и расчетное перемещение кинематических цепей
- •5.2 Кинематическая цепь затыловочно-делительного движения (п2)
- •5.3 Кинематическая цепь продольной подачи суппорта (п3)
- •5.4 Кинематическая цепь дифференциального движения (в4)
- •5.5 Кинематическая цепь движение образования винтовой линии (п5)
- •7.7 Построение структурной сетки множительной структуры
- •7.8 Определение числа делений изображающих частоту вращения электродвигателя
- •7.9 Разбивка числа делений, изображающих частоту вращения электродвигателя, на отдельные групповые передачи
- •7.10 Построение графика частот главного привода со ступенчатым приводом
- •7.11 Определение передаточных отношений и передаточных чисел
- •7.12 Подбор чисел зубьев зубчатых колес
- •7.13 Разработка кинематической схемы главного привода со ступенчатым регулированием
- •8 Расчет крутящих моментов на валах
- •8.7 Расчет крутящего момента на шпинделе
- •9.1.4 Проектный расчет постоянной прямозубой зубчатой передачи на выносливость зубьев при изгибе
- •9.1.5 Определение модуля прямозубой постоянной передачи
- •9.1.6 Расчёт геометрических параметров постоянной прямозубой передачи
- •9.2 Проектный расчет цилиндрических прямозубых передачz3–z4иz5–z6,z7–z8иz9–z10групповой передачи
- •9.2.1 Исходные данные
- •9.2.2 Выбор материала и термической обработки зубчатых колес
- •9.2.3 Проектный расчет прямозубой зубчатой передачи групповой передачи на контактную выносливость
- •9.2.4 Проектный расчет прямозубой зубчатой передачи групповой передачи на выносливость зубьев при изгибе
- •9.2.5 Определение модуля прямозубых передач групповой передачи
- •9.2.6 Расчёт геометрических параметров прямозубых передач и,игрупповой передачи
- •9.3 Проектный расчет цилиндрических прямозубых передачz11–z12иz13–z14групповой передачи
- •9.3.1 Исходные данные
- •9.3.2 Выбор материала и термической обработки зубчатых колес
- •9.3.3 Проектный расчет прямозубой зубчатой передачи групповой передачи на контактную выносливость зубьев
- •9.3.4 Проектный расчет прямозубой зубчатой передачи групповой передачи на выносливость зубьев при изгибе
- •9.3.5 Определение модуля прямозубых передач групповой передачи
- •9.3.6 Расчёт геометрических параметров прямозубых передач игрупповой передачи
- •9.4 Проектный расчет цилиндрической постоянной прямозубой передачиz15–z16
- •9.4.1 Исходные данные
- •9.4.2 Выбор материала и термической обработки зубчатых колес
- •9.4.3 Проектный расчет постоянной прямозубой зубчатой передачи на контактную выносливость
- •9.4.4 Проектный расчет постоянной прямозубой зубчатой передачи на выносливость зубьев при изгибе
- •9.4.5 Определение модуля прямозубой постоянной передачи
- •9.4.6 Расчёт геометрических параметров постоянной прямозубой передачи
- •10 Проектный расчет валов и шпинделя
- •10.1 Проектный расчет диаметров первого вала
- •10.2 Проектный расчет диаметров второго вала
- •11 Патентно-информационный поиск
- •11.1 Патентный поиск
- •11.2 Информационный поиск Приводы главного движения и шпиндельные узлы
- •12 Охрана труда
- •Литература
- •Приложение
7.11 Определение передаточных отношений и передаточных чисел
Для подбора числа зубьев колес используется табличный метод, поэтому для понижающих передач определяются передаточные числа, а для повышающих – передаточные отношения:
где – передаточное отношение j-й передачи.
В формуле знак «+» используется для повышающих, а «–» для понижающих передач. Из графика частот следует (рисунок 7.2), что
m1 = –3,6; m2 = –3; m3 = –2; m4 = –1 ; m5 = 0; m6 = –3; m7 = 1; m8 = –3, и соответственно передаточные отношения будут:
Передаточные числа передач привода определяются по формуле:
где – передаточное числоj-й передачи.
7.12 Подбор чисел зубьев зубчатых колес
Для первой постоянной передачи выполняется аналитический расчет чисел зубьев колес, например при сумме зубьев , по формуле:
где – передаточное отношение первой постоянной передачи:
–число зубьев зубчатых колес;
–суммарное число зубьев постоянной передачи:
.
Принимаются числа зубьев z1 = 18 и z2 = 83.
Для групповых передач используется табличный метод, при этом для понижающей передачи подбирается число зубьев шестерни, т. е. ведущего колеса, а число зубьев ведомого рассчитывается. Для повышающей передачи подбирается число зубьев ведомого колеса, а число зубьев ведущего рассчитывается. Суммы зубьев постоянных и групповых передач выбираются так, чтобы они постепенно увеличивались или в крайнем случае были равны, т. е. ΣZ1 ≤ ΣZ2≤ ΣZ3.
Сумма чисел зубьев групповых передач выбирается предпочтительно в диапазоне ΣZj = 70–100. В связи с тем что каждая последующая групповая передача должна иметь большую сумму зубьев, чем предыдущая, для групповых передач могут быть выбраны, например, следующие суммы зубьев, удовлетворяющие передаточным числам:
ΣZ2 = 99 ≤ ΣZ3 = 99 ≤ ΣZ4 = 99.
Для групповых передач выполняется табличный подбор чисел
зубьев колес по ΣZj, uj и ij :
ΣZ2= 99: u2 = 4; z3 = 20; z4 = ΣZ2 – z3 = 99 – 20 = 79;
u3 = 2,5; z5 = 28; z6 = ΣZ2 – z5 = 99 – 28 = 71;
u4 = 1,58; z7 = 38; z8 = ΣZ2 – z7 = 99 – 38 = 61;
u5 = 1; z9 = 50; z10 = ΣZ2 – z9 = 99 – 50 = 49.
ΣZ3= 99: u6 = 4; z11 = 20; z12 = ΣZ3 – z11 = 99 – 20 = 79;
i7 = 1,58; z14 = 38; z13 = ΣZ3 – z14 = 99 – 38 = 61.
ΣZ4= 99: u8 = 4; z15 = 20; z16 = ΣZ4 – z16 = 99 – 20 = 79.
7.13 Разработка кинематической схемы главного привода со ступенчатым регулированием
При разработке кинематической схемы главного привода применяется оптимальное расположение групповых передач с целью уменьшения размеров и исключения одновременного зацепления двух колес блока с колесами соседнего вала при переключении. Так, рабочие зоны передвижных блоков z7–z10 и z12–z14 располагаются друг наддругом, благодаря чему уменьшаются габаритные осевые размеры привода.
Главный привод (рисунок 7.3) имеет электродвигатель М, от которого через муфту с упругим элементом вращение передается на вал I коробки скоростей и через постоянную зубчатую передачу z1–z2 (18/83) –
на вал II, а через два подвижных двухступенчатых блока, где двухступенчатый блок и зубчатые передачи z3–z4 (20/79), z5–z6 (28/71) находятся в нейтральном положении, а блок с зубчатыми передачами z7–z8 (38/61) и z9–z10 (50/49) передает вращение на вал III. Далее через подвижный двухступенчатый блок и зубчатые передачи z11–z12 (20/79) и z13–z14 (61/38), вращение передается на вал IV, и через постоянную зубчатую передачу z15–z16 (20/79) на шпиндель, который получает 8 различных частот вращения.
Рисунок 7.3 – Кинематическая схема главного привода токарно-затыловочного станка
Конечные звенья: электродвигатель М (Nэ = 4 кВт, nэ = 2850 мин-1) – шпиндель передней бабки.
Уравнение кинематического баланса:
где – передаточные отношения передач коробки скоростей.
где – частота вращения электродвигателя М,мин-1: = 2850 мин-1;
:
Из уравнения кинематического баланса рассчитывается частота вращения шпинделя = 9; 15; 23; 37; 57; 96; 156; 243 и округляются до ряда предпочтительных чисел 10, 16, 25, 40, 63, 100, 160, 250 мин-1.
[2, c.15-25]