- •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
10.1 Проектный расчет диаметров первого вала
1. Предварительный диаметр входного конца первого вала
где – крутящий момент на первом валу, Нм: = 13 Нм.
–допускаемое условие напряжения при кручении для выходных концов вала, МПа: = 20 – 25 МПа.
Исходя из расчетных значений, принимаем диаметр входного конца первого вала , а под подшипники
2. На данном валу устанавливается зубчатое колесо, соединенное с валом с помощью шпоночного соединения. Диаметр вала под шестерней:
Исходя из расчетных значений, принимаем диаметр первого вала под шестерней .
10.2 Проектный расчет диаметров второго вала
Предварительный диаметр второго вала под шестерней:
где – крутящий момент на втором валу, Нм: = 57 Нм.
–допускаемое условие напряжения при кручении для валов под зубчатыми колесами, МПа: = 10 – 20 МПа.
Исходя из расчетного значения диаметра второго вала под шестерней, применяются размеры шлицевого вала D – 8x32x36, а под подшипники
10.3 Проектный расчет диаметров третьего вала
Предварительный диаметр третьего вала под шестерней:
где – крутящий момент на втором валу, Нм: = 217,3 Нм.
–допускаемое условие напряжения при кручении для валов под зубчатыми колесами, МПа: = 10 – 20 МПа.
Исходя из расчетного значения диаметра третьего вала под шестерней, применяются размеры шлицевого вала D – 8x46x50, а под подшипники
10.4 Проектный расчет диаметров четвертого вала
Предварительный диаметр четвертого вала под шестерней:
где – крутящий момент на втором валу, Нм: = 289,3 Нм.
–допускаемое условие напряжения при кручении для валов под зубчатыми колесами, МПа: = 10 – 20 МПа.
Исходя из расчетного значения диаметра четвертого вала под шестерней, применяются размеры шлицевого вала D – 8x52x58, а под подшипники
10.5 Проектный расчет диаметров пятого вала
Предварительный диаметр выходного конца пятого вала определяется по формуле:
где – крутящий момент на втором валу, Нм: = 1125,07 Нм.
–допускаемое условие напряжения при кручении для выходных концов валов, МПа: = 20 – 25 МПа.
Исходя из расчетного значения диаметра для выходных концов пятого вал, применяются размеры шлицевого вала D – 8x65x72, а под подшипники
10.6 Расчет геометрических параметров шпинделя
Диаметр шпинделя в передней опоре рассчитывается по формуле:
где – быстроходность шпиндельного узла в зависимости от вида подшипников,:
–максимальная частота вращения шпинделя, мин-1:
Конструктивно из стандартного ряда принимается
Диаметр шейки шпинделя в задней опоре рассчитывается по формуле:
где – диаметр шейки шпинделя в передней опоре, мм:
Из стандартного ряда принимается
Расстояние между опорами рассчитывается по формуле:
где – вылет консоли, мм:
Конструктивно принимаем