124184 (689895), страница 2

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 2)

КШ=20 – число шестерен коробки;

КВ=5 – количество валов коробки подач;

Z_кц=6 – количество ступеней подачи передаваемых по короткой кинематической цепи;

В соответствии со знаменателем прогрессии φ=1,41 выбираем стандартный ряд подач:0,05; 0,071; 0,1;0,14;0,2;0,28;0,4;0,56;0,8;1,12;1,6;2,24;3,15;4,5;5.

Строим структурную сетку и график подач по полученным данным.

Рисунок 3.2 – Структурная сетка коробки подач.

Рисунок 3.3 – График подач горизонтально-расточного станка.

Определяем передаточное отношение постоянной передачи фартука редуктора суппорта. Зная передаточные отношения, соответствующие наименьшему значению подачи из графика подачи S_min=0.05мм/об, и приняв число зубьев зубчатой шестерни реечной передачи Z_ш.р.=11, модуль m=5мм, получим выражение для определения передаточного числа постоянной передачи фартука суппорта:

откуда определим:

Передаточное число постоянной передачи:

Структурная сетка и график подач приведены на рисунках 3.2 и 3.3.

4. ВЫБОР ЧИСЕЛ ЗУБЬЕВ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС КОРОБКИ ПОДАЧ

Исходя из найденных по графику подач передаточных отношений а также из кинематической схемы коробки определяем числа зубьев зубчатых колес. Например между I и II валами передаточные отношения i₁=1, i₂=0.709, i₃=0,503. По таблице 6 (3, с. 102-103) определяем числа зубьев Z₁=24, Z₂=24, Z₃=20, Z₄=28, Z₅=16, Z₆=32. Аналогично определяем числа зубьев всех остальных передач по их передаточным отношениям, полученные числа зубьев заносим в таблицу 4.1.

Таблица 4.1 – Числа зубьев зубчатых колес.

5. РАСЧЕТ ЭФФЕКТИВНОЙ МОЩНОСТИ КОРОБКИ ПОДАЧ

Эффективная мощность коробки подач определяется по формуле:

где Q - тяговое усилие на рейке, Н

V_s – скорость движения суппорта при заданных режимах резания, мм/мин

V_s=s∙n

Где n=

Значение Q для комбинированных направляющих определяем по формуле:

Q=μ(P_z+G)+kP_x

Где μ - коэффициент трения в направляющих; μ = 0,15-0,18. Принимаем μ =0,165.

P_z – усилие резания. Определяем по формуле:

P_z=10C_pzt^xs^yvⁿk_p

Для определения усилия резания выбираем наиболее тяжелые условия резания – обработка углеродистой стали 45 диаметром 100 мм при t=5 мм и подаче s=1,12мм/об.

По таблице 22 (1, с. 273) определяем коэффициенты C_pz=300, х=1,0, у=0,75, n=-0.15.

Коэффициент k_p определяем по формуле:

k_p=k_MPk_φpk_γpk_λpk_rp

где k_MP – коэффициент влияния обрабатываемого материала k_MP=1.

k_φp, k_γp, k_λp, k_rp - коэффициенты влияния геометрических параметров инструмента

k_φp =k_γp =k_λp =k_rp=1.

V – скорость резания, м/с. Определяем по формуле:

где по таблице 17 (1, с. 269) определяем С_v=340; х=0,15; у=0,45; m=0.2.

T – стойкость резца, мин. Т=45 мин.

k_v=k_mvk_nvk_uv

k_mv – коэффициент учитывающий влияние материала заготовки, k_mv=1(1, табл.1, с.261),

k_nv – коэффициент учитывающий состояние поверхности заготовки, k_nv=0,9.

k_uv – коэффициент учитывающий влияние материала инструмента, k_uv=0,65 при обработке конструкционной стали резцом Т5К10.(1, табл. 6).

k_v=1•0,9•0,65=0,585

мм/мин

n= =220.8 об/мин

принимаем n=200 об/мин.

V_s=1,12∙200=224мм/мин

P_z=10•300•5¹•1,12^0,75•69,342^-0,15•1=9511,5 Н

G – сила тяжести подвижных частей суппорта, Н

G=mg=100∙9.81=981H

k=1.15

P_x=0.4P_z=0.4∙9511.5=3804.6H

Q=0.165∙(9511.5+981)+1.15∙3804.6=6106.6H

кВт

где η – КПД цепи подачи. Принимаем η=0,15.

Определяем мощности на валах коробки:

N_I=N_З=1.486 кВт

N_II=N_I∙η_п∙η_зп=1,486∙0,97∙0,99=1,43кВт

N_IV= N_II∙η_п∙η_зп=1,43∙0,97∙0,99=1,37кВт

N_V= N_IV∙η_п∙η_зп=1,37∙0,97∙0,99=1,31кВт

N_III= N_V∙η_п∙η_зп=1,31∙0,97∙0,99=1,254кВт

6. РАСЧЕТ МОДУЛЕЙ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС

При расчете зубчатых колес коробки подач модуль рассчитывается для каждой из передач в отдельности исходя из прочности зубьев на изгиб, а также исходя из усталости поверхностных слоев.

Для стальных прямозубых колес формула для определения модуля имеет вид:

где σ_F – допускаемые напряжения на изгиб Н/см². σ_F=435 Н/см²,

Y_F – коэффициент формы зуба.

z – число зубьев шестерни (меньшего колеса)

ψ – коэффициент ширины зубчатого колеса.

ψ=

где b – ширина шестерни, мм

Принимаем ψ=8.

k – коэффициент нагрузки который учитывает изменение нагрузки по сравнению с номинальной от действия различных факторов; k=1,4(3, с. 151).

Для каждой из передач определяем модули.

Для передачи I – II модуль будет равен:

мм

Для передачи II – IV:

мм

для передачи IV – V :

мм

для передачи V-III:

мм

для передачи II-III:

мм

Для всех передач в коробке подач принимаем m=4мм.

7. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПАРАМЕТРОВ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС

К основным параметрам зубчатых колес относятся модуль, межосевое расстояние, ширина зубчатых колес, диаметр делительной окружности, диаметр вершин зубьев и диаметр впадин зубьев.

Межосевое расстояние для каждой из рассчитываемых передач определяется по формуле:

a_W=

Для первой передачи с передаточным отношением i₁=1 и числами зубьев Z₁=24, Z₂=24 межосевое расстояние будет равно:

a_W= мм

Диаметр делительной окружности зубчатых колес определяется по формуле:

d_wi=mZ_i

d_w1= d_w2=4∙24=96мм

Диметр вершин зубьев :

d_ai= d_wi+2m

d_a1= d_a2=96+2∙4=104мм

Диаметр впадин зубьев:

d_fi= d_wi-2.5m

d_f1= d_f2=96-2.5∙4=86мм

Зная коэффициент ширины зубчатого колеса ψ=8, определим ширину зубчатого колеса:

b_i= ψ∙m_i

b₁=8∙4=32мм.

Полученные значения параметров зубчатых колес для всех передач коробки подач заносим в таблицу 7.1

Таблица 7.1 – Значение параметров зубчатых колес.

8. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПАРАМЕТРОВ ВАЛОВ

Характеристики

Список файлов курсовой работы