- •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 (п4)
- •5.5 Кинематическая цепь движение образования винтовой линии (п5)
- •6. Расчет мощности главного привода
- •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
5.2 Кинематическая цепь затыловочно-делительного движения (п2)
Согласует вращение шпинделя станка с вращение кулачка затылования, обеспечивает радиальное перемещения суппорта в процессе затылования. За один оборот заготовки кулачок должен выполнить число оборотов, равное числу зубьев затылуемого изделия.
Осуществляется при малых числах оборотов шпинделя, т.е. с применением перебора либо илипо следующей кинематической цепи: шпиндель, зубчатая пара, валVӀ, зубчатые передачи или , валV, зубчатая передача , вал XӀ, гитара сменных колес , дифференциал (), зубчатая пара, валXӀӀӀ, муфта отскока, вал XV, коническая передача , кулачок.
Уравнение кинематического баланса цепи может быть записана так:
где
при
;
5.3 Кинематическая цепь продольной подачи суппорта (п3)
Применяется при затыловании зубьев цилиндрических, червячных, дисковых фрез и осуществляется по следующей кинематической цепи: шпиндель, цепная передача , вал XVӀ, зубчатая передача , вал XӀV, тройной блок ,осуществляющий передаточные отношения , , валXIX, передача или напрямую, ходовой вал, зубчатые передачи фартука, червячная пара, кулачковая муфта, зубчатая пара, подвижное реечное колесо с количеством зубьев
z = 12, рейка неподвижная модуль m = 3 мм.
Уравнение баланса цепи продольной подачи суппорта запишется так:
где
Величина подач 0,1 – 1 мм/б.
5.4 Кинематическая цепь дифференциального движения (п4)
Применяется при затыловании зубьев резьбовых изделий: метчиков, червячных фрез и осуществляется по следующей кинематической цепи:
1. Без применения перебора. Шпиндель, зубчатая пара , валVIII, трензель , валIX, гитара сменных колес , валXVI, ходовой винт с шагом t = 12 мм.
Уравнение баланса цепи дифференциального движения запишется так:
где
–шаг наружной резьбы.
Отсюда сменные колеса гитары: .
2. С применением перебора (. Шпиндель, зубчатая пара, валVI, зубчатая пара , валV, зубчатая пара , валVIII, трензель , валIX, гитара сменных колес , валXVI, ходовой винт с шагом t = 12 мм.
где
–шаг наружной резьбы.
Сменные колеса гитары:
3. С перебором (. Шпиндель, зубчатая пара , валVI, зубчатая пара , валV, зубчатая пара , валVIII, трензель , валIX, гитара сменных колес , валXVI, ходовой винт с шагом t = 12 мм.
где
–шаг наружной резьбы.
Сменные колеса гитары:
5.5 Кинематическая цепь движение образования винтовой линии (п5)
Применяется при затыловании резьбовых изделий с винтовыми канавками и осуществляется по следующей кинематической цепи: шпиндель, зубчатая пара , валVI, зубчатая передача , или, валV, зубчатая пара , валVIII, трензель , валIX, гитара сменных колес , валXVI, коническая пара , валXVII, цилиндрическая пара , валXVIII, гитара сменных колес , червячная пара, дифференциал (i = 1), зубчатая пара , валXIII, муфта отскока, вал XV, коническая пара , кулачок.
Уравнение баланса цепи движения образования винтовой линии запишется так:
где
при ,
–шаг резьбы.
6. Расчет мощности главного привода
Мощность главного привода определяется по формуле:
где – эффективная мощность резания кВт:= 2,5 кВт;
–КПД главного привода: = 0,70 – 0,85.
Выбираем = 4 кВт, с частотой вращения электродвигателя
= 2850 об/мин.
7 Кинематический расчет главного привода
7.1 Расчет диапазона регулирования частот вращения шпинделя
Диапазон регулирования является отношением максимальной частоты вращения шпинделя к минимальной и показывает величину возможного регулирования частоты вращения:
где – диапазон регулирования частот вращения шпинделя;
–максимальная частота вращения шпинделя, мин-1:
= 250 мин-1;
–минимальная частота вращения шпинделя, мин-1:
= 10 мин-1.
7.2 Расчет знаменателя геометрического ряда частот вращения
Рассчитывается знаменатель геометрического ряда частот вращения и приводится к стандартному значению:
где – знаменатель геометрического ряда частот вращения шпинделя;
–диапазон регулирования частот вращения шпинделя: = 25;
z – число ступеней коробки скоростей: z = 8.
7.3 Округление знаменателя геометрического ряда частот до стандартного значения
Значения знаменателя геометрического ряда приводится к стандартному:
7.4 Расчет промежуточных значений частот вращения шпинделя
Промежуточные значения частот вращения шпинделя:
где - промежуточные значения частот вращения шпинделя;
–минимальная частота вращения шпинделя, мин-1:
= 10 мин-1;
–знаменатель геометрического ряда частот: = 1,58;
i – номер промежуточного значения частот вращения шпинделя.
7.5 Округление частот вращения шпинделя до стандартных значений
Промежуточные значение частот вращения шпинделя округляются до стандартных значений: .
7.6 Оптимизация структурной формулы множительной структуры
Структурная формула дает информацию о конструктивном и кинематическом варианте структуры. Конструктивный вариант определяет порядок расположения групповой передачи с различным числом ступеней вдоль кинематической цепи. Кинематический вариант определяет порядок переключения групповых передач, расположенных вдоль кинематической цепи.
Структурные формулы могут иметь различные варианты:
и др.
Оптимальным вариантом структурной формулы является тот, в котором число ступеней групповых передачи постепенно уменьшается, а характеристики постепенно возрастают, так как в этом случае будет постепенное увеличение крутящих моментов на валах, а соответственно увеличение модулей зубчатых колес и их размеров – только в последних передачах, т. е.