Logo GenDocs.ru

Поиск по сайту:  

Загрузка...

Вертикально сверлильный станок - файл Пояснительная записка андрейка.doc


Вертикально сверлильный станок
скачать (570.9 kb.)

Доступные файлы (39):

мой общий вид.cdw
Пояснительная записка андрейка.doc473kb.13.06.2009 14:24скачать
расч.frp
расчет 1 вала.bak
расчет 1 вала.cdw
расчет подш 1вал.frp
фрагмент1.doc167kb.25.06.2007 03:46скачать
эпюра1.cdw
эпюра2.cdw
эпюра3.cdw
расч.frp
расчет2 вала.bak
расчет2 вала.cdw
расчет подш 2вал.frp
фрагмент2.doc162kb.25.06.2007 03:52скачать
эпюра1.cdw
эпюра2.cdw
эпюра3.cdw
эпюра4.cdw
расч.frp
расчет 3 вала.bak
расчет 3 вала.cdw
расчет подш 3 вал.frp
фрагмент3.doc163kb.25.06.2007 03:56скачать
эпюра 1.cdw
эпюра 2.cdw
эпюра 3.cdw
эпюра 4.cdw
расч.frp
расчет 4 вала.bak
расчет 4 вала.cdw
расчет подш 4 вал.frp
фрагмент4.doc129kb.25.06.2007 04:00скачать
эпюра1.cdw
эпюра2.cdw
эпюра3.cdw
эпюра4.cdw
свертка симметрия.cdw
симметрия развертка2.cdw

содержание

Пояснительная записка андрейка.doc

Федеральное агентство по образованию

Читинский Государственный Университет

(ЧитГУ)

Институт технологических и транспортных систем

Кафедра “Технология машиностроения”


Курсовой проект


Чита 2009

Реферат



Пояснительная записка содержит 34 стр., 8 ил., 19 приложений, 5 табл., 9 источников.


^ ЗУБЧАТОЕ КОЛЕСО, КОРОБКА СКОРОСТЕЙ, МЕХАНИЗМ, ПЕРЕДАЧА, РЕМЕНЬ, ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЬ.

Объектом курсового проекта является коробка скоростей вертикально-сверлильного станка.

Целью курсового проекта является проектирование коробки скоростей.

При выполнении курсового проекта использовалась нормативно – справочная и другая техническая литература, производились расчёты при помощи ЭВМ, построение чертежей проводилось в КОМПАС.

В результате выполнения курсового проекта была спроектирована коробка скоростей.


Содержание








Введение

7

1

Обоснование скоростной характеристики проектируемого станка

8

2

Кинематический расчёт привода

10

3

Обоснование мощности электродвигателя

13

4

Расчёт ремённой передачи

17

5

Расчёт зубчатых передач

18

5.1

Первый блок зубчатых колёс

18

5.2

Второй блок зубчатых колёс

18

5.3

Третий блок зубчатых колёс

19

5.4

Определение реальных частот вращения шпинделя

20

5.5

Геометрический расчет и расчет на прочность зубчатых передач

21

6

Расчёт крутящих моментов и обоснование габаритов коробки

22

6.1

Расчёт крутящих моментов

22

6.2

Расчет сил ременной передачи

22

6.3

Расчёт на прочность зубчатых передач

24

6.4

Обоснование габаритных размеров коробки скоростей

25

7

Расчёт сил действующих в зацеплении

26

8

Выбор и расчёт подшипников

27

9

Уточнённый расчёт валов

28

10

Выбор механизма переключения скоростей

30

11

Смазка и охлаждение

33




Заключение

35




Список использованной литературы

36




Приложения

37



Введение



Станкостроение является одной из базовых отраслей экономики государства. От многообразия типов производящего оборудования, его возможностей и качества зависит конкурентоспособность промышленной продукции и положение страны на мировом рынке.

Номенклатура современного станочного оборудования постоянно расширяется. Появляются станки для новых методов обработки, совершенствуются их компоновочные схемы, возникают станки нетрадиционных компоновок. В подобной ситуации невозможно представить детальных конструкторских расчетов для основных целевых узлов и типов станков. Освоение данного материала полезно студентам и инженерам машиностроительных специальностей в совершенствовании навыков в проектировании современного оборудования.

Курсовое проектирование – завершающая часть изучения дисциплины и подготовительная работа к дипломному проектированию. При проектировании коробки скоростей станка необходимо ознакомиться с конструкциями коробок и станков, изучить методику проектирования коробок. На основании расчётных данных произвести построение свёртки и развёртки коробки скоростей. В ходе выполнения работы необходимо повторить полученные ранее знания из области сопромата и деталей машин, работу с ГОСТами и справочно-методической литературой.


^

1 Обоснование скоростной характеристики проектируемого станка



Принимаем n=nmin=n1, при φ=1,26; n=31,5 об/мин; nэ=1440 об/мин. Выписываем ряд частот вращения шпинделя из нормали Н11-1:


n1=31,5 об/мин;

n2=40 об/мин;

n3=50 об/мин;

n4=63 об/мин;

n5=80 об/мин;

n6=100 об/мин;

n7=125 об/мин;

n8=160 об/мин;

n9=200 об/мин;

n10=250 об/мин;

n11=315 об/мин;

n12=400 об/мин;

Скоростной диапазон коробки определяем по формуле:


; (1)


Rn=400/31,5=12,69

Далее определяем диаметры обрабатываемых отверстий.

Конус Морзе равен 5, следовательно, диаметры обрабатываемых отверстий будут равны: мм, мм.

; (2)

Rд=60/6=10

Соответственно этим размерам пределы скоростей резания будут найдены по формулам:


Vmax=π×dmin×n12/1000 м/мин; (3)


Vmin=π×dmin×n1/1000 м/мин; (4)


Vmax=3,14×60×400/1000=75,36 м/мин;

Vmin=3,14×6×31,5/1000= 0,595 м/мин.


Определим диапазон регулирования скорости по формуле:

. (5)


.



2 Кинематический расчёт привода


Число частот вращения шпинделя z=12 представим как:


Z=3×2×2=12



Этот конструктивный вариант обеспечит минимальное число групп и количество передач в группах, снижая габариты и вес коробки.

Число кинематических возможных вариантов определим по формуле:


Bк=К!, (6)

где К-число групп передач


Bк=3!=6.


Число конструктивных вариантов привода определим по формуле:


Bкон=К!/m!; (7)


где m-число групп с одинаковым числом передач


Bкон=3!/2!=3.


Общее число вариантов определим по формуле:


В= Bк×Bкон. (8)


В=6×3=18.

Расставим в структурной сетке числовые характеристики:


z=12=31×23×26


Построим структурную сетку коробки скоростей, структурная сетка коробки скоростей представлена на рисунке 1.
^

Рисунок 1 – Структурная сетка .



Максимальное значение числа интервалов, которое перекрывает группа, равно 6, что меньше предельно допустимого, равного 9.

Построим график частот вращения, учитывая, что частота вращения ведомого вала не должна увеличиваться более чем в 2 раза и уменьшаться более чем в 4 раза. График частот вращения представлена на рисунке 2.




Рисунок 2 – График частот вращения.


Кинематическая схема коробки скоростей представлена на рисунке 3



Рисунок 3 – Кинематическая схема коробки скоростей .


3 Обоснование мощности электродвигателя


Мощность электродвигателя в приводе станка расходуется на создание рабочих сил и преодоление различных сопротивлений. Для электродвигателя в приводе станков мощность может быть определена по формуле


Nэ=1,25×(Nn/η+Nх), (9)

где Nn – полезная мощность, кВт;

η – общий КПД привода;

Nх – мощность холостого хода.

Полезная мощность Nn привода главного движения принята[9]:

Nn=2,8 кВт.

Расчётная скорость вращения шпинделя рассчитывается из условия наибольшего использования мощности привода


, (10)


где Dр, nр – расчетные значения диаметров обработки и частот вращения

шпинделя.


; (11)

, (12)

где Rn и RD - диапазон диаметров и частота вращения.

;

.

.


Общее КПД привода рассчитывается по формуле

η= ηрп×η3зп×η4пк; (13)

где ηрп – КПД ремённой передачи, ηрп= 0,95;

ηзп – КПД зубчатой пары. ηзп =0,97, (3 пары);

ηпк – КПД подшипников качения, ηпк =0,99, (4 пары).


η=0,95×0,973×0,994=0,83.


Исходя из расчетной частоты вращения шпинделя, определяется расчётная ветка графика, представленного на рисунке 3. Следовательно, расчётные частоты вращения валов будут равны

nIр=400 об/мин;

nIIр=250об/мин;

nIIIр=250 об/мин;

nIVр=63 об/мин;

Мощность холостого хода определяется по формуле


; (14)


где dср – средний диаметр всех валов привода, мм;

Σn – сумма расчётных частот вращения всех валов, об/мин;

nшпр – расчётная частота вращения шпинделя, об/мин;

k1=1,5....2,0 – коэффициент повышения потерь на трение в шпиндельном узле;

k2=3….6 – коэффициент совершенства системы смазки;

dшп – расчётный диаметр шпинделя, мм.


Для расчёта мощности холостого хода производим предварительный расчёт диаметров валов по формуле для сплошного вала и по формуле для полого.

Диаметр сплошного вала находим по формуле


; (15)

где Nр – мощность привода для эскизного проектирования, кВт;

nкр – расчетная частота вращения к-го вала;

Мощность привода для эскизного проектирования Nр в 20 раз больше полезной мощности Nn

Nр=2,820=56 кВт.

,


.


Диаметр полого вала находим по формуле

; (16)

где D – наружный диаметр полого вала, мм;

[τ]=10…25 Н/мм2 – допускаемое напряжение среза;

d0 – диаметр отверстия шпинделя или полого вала, d0=60 мм;

– 0,4…0,55- соотношение диаметров полого вала.


.

Средний диаметр всех валов привода рассчитывается по формуле

dср=(d1+ d2+ d3+D)/4 (17)

dср=(72+82+82+140)/4=93,5

.


Определим необходимую мощность электродвигателя

Nэ=1,25×(2,8/0,83 +0,458)=5,08 кВт.

Исходя из расчётной мощности, для данного станка принимаем электродвигатель 132S4/1455 с мощностью 7.5кВт и частотой вращения 1455 об/мин.

^

4 Расчёт ремённой передачи

Расчёт производим с помощью ЭВМ в программе КОМПАС (см. приложение А), результаты расчета представлены в таблице 1.




Таблица 1 - Результаты расчёта ремённой передачи


Наименование параметра

Ведущий шкив

Ведомый шкив

Диаметр шкива, мм

125

450

Передаточное отношение, мм


Межцентровое расстояние, мм


Длина ремня, мм


Количество ремней

3,636


523


2000


3

Окружная скорость, м/сек

9,16

33

Наружный диаметр шкива, мм

130

457

Угол профиля канавок шкива

380

360

Глубина канавок шкива, мм

12

15

Ширина шкива, мм

52

52

Коэффициент запаса

1,011



5 Расчёт зубчатых передач
^

5.1 Первый блок зубчатых колёс



Для расчёта первого блока зубчатых колёс необходимо принять из стандартного ряда минимальное количество зубьев на колесе z1=zmin=17.

По расчётной ветке определим передаточное отношение между первым и вторым валом:

imin=315/400=0,787.

Определим расчётное количество зубьев на шестерне по формуле

z׳1= z1/ imin; (18)

z׳1=17/0,787=21,6.

Определим сумму зубьев колеса и шестерни, затем увеличим на 25% и примем по нормали Н21-5 стандартное ближайшее значение.


Σz=(z׳1+z1)×1,25; (19)


Σz=(21,6+17)×1,25=48,25; по нормали Н21-5 принимаем 48.

После того как приняли по нормали стандартное число зубьев, рассчитаем три пары зубчатых колёс:

z1=48×315/(315+400)=21,146≈21;

z׳1=48-21=27;

z2=48×250/(250+400)=18,46≈19; z׳2=48-19=29;

z3= 48×400/(400+400)=24; z׳3=48-24=24.

По первому блоку принимаем следующие три пары зубчатых колёс:

z׳1/z1=27/21; z׳2/z2=29/19; z׳3/ z3=24/24.
^

5.2 Второй блок зубчатых колёс



Для расчёта второго блока зубчатых колёс необходимо принять из стандартного ряда минимальное количество зубьев на колесе z4=zmin=17.

По расчётной ветке определим передаточное отношение между вторым и третьим валом:

imin=125/250=0,5.

Определим расчётное количество зубьев на шестерне по формуле

z׳4= z4/imin. (20)

z׳4=17/0,5=34.

Определим сумму зубьев колеса и шестерни, затем увеличим на 25% и примем по нормали Н21-5 стандартное ближайшее значение.

Σz=(34+17)×1,25=63,75, по нормали принимаем 60.

Рассчитаем две пары зубчатых колёс:

z4=60×125/(125+250)=20;

z׳4=60-20=40;

z5=60×250/(250+250)=30; z׳5=60-30=30.

По второму блоку принимаем следующие две пары зубчатых колёс:

z׳4/z4=40/20; z׳5/z5=30/30.

^

5.3 Третий блок зубчатых колёс



Для расчёта третьего блока зубчатых колёс необходимо принять из стандартного ряда минимальное количество зубьев на колесе z7=zmin=17.

По расчётной ветке определим передаточное отношение между третьим и четвёртым валом:

imin=63/250=0,252.

Определим расчётное количество зубьев на шестерне по формуле:

z׳7=17/0,252=67,46.

Определим сумму зубьев колеса и шестерни, затем увеличим на 25% и примем по нормали Н21-5 стандартное ближайшее значение.

Σz=(17+67,46)×1,25=105,57 , по нормали принимаем 108.

Рассчитаем две пары зубчатых колёс:

z7=108×63/(63+250)=21,738≈22;

z׳7=108-22=86;

z6= z׳6=108/2=54.

По третьему блоку принимаем следующие пары зубчатых колёс:

z׳6/z6=54/54; z׳7/z7=86/22.


5.4 Определение реальных частот вращения шпинделя


Представленные в приложении Б расчёт реальных частот вращения и допускаемой ошибки, которая не должна превышать 2,6, производим с помощью ЭВМ в программе Excel.

Результаты расчёта представлены в таблице 2.

Таблица 2 – Результаты расчета реальных частот вращения





Сумма

зубьев


Передаточное

отношение


n расчёт.,

об/мин


n ном.,

об/мин


z1=21

z 11=27

48


0,77




n1=33,05

n2=39,24

n3=50,45

n4=66,1

n5=78,47

n6=100,89

n7=129,2

n8=153,38

n9=197,197

n10=258,4

n11=306,75

n12=394,39


n1=31,5

n2=40

n3=50

n4=63

n5=80

n6=100

n7=125

n8=160

n9=200

n10=250

n11=315

n12=400

Z2=19

Z12=29

48

0,65

Z3=24

Z13=24

48

1

Z4=20

Z14=40

60

0,5

Z5=30

Z15=30

60

1

Z6=54

Z16=54

108

1

Z7=22

Z17=86

108

0,25


5.5 Геометрический расчёт зубчатых передач


Геометрический расчёт выполнен с помощью ЭВМ в программе КОМПАС, (расчеты представленны в приложении В, Г, Д); результаты расчёта приведены в таблице 3.


Таблица 3 – Геометрический расчет


Число зубьев

Z2=19

Z2’=29

Z5=30

Z5’=30

Z7=22

Z7’=86

Модуль мм

6,3

7

5

Ширина венца, мм

30

42

54

Передаточное число

1,526

1

3,91

Межосевое расстояние,мм

151

210

270

Делительный диаметр, мм

119,7

182,7

210

210

110

430

Диаметр вершин, мм

133,47

194,13

224

224

120,56

439,4

Диаметр впадин, мм

105,122

165,78

192,5

192,5

98,1

416,94



^




6 Расчёт крутящих моментов и обоснование габаритов коробки


6.1 Расчёт крутящих моментов


Расчёт крутящих моментов производим по формуле


; (21)


где Nэ – номинальная мощность электродвигателя, кВт;

ηi-1 – КПД передач в цепи от электродвигателя до i-го вала;

nрi – расчётная реальная частота вращения i-го вала, об/мин.


η1=ηрп×ηпк2=0,95×0,992=0,93;

η2=ηрп×ηпк4×ηзп=0,95×0,994×0,97=0,885;

η3=ηрп×ηпк6×ηзп2=0,95×0,996×0,972=0,84;

η4=ηрп×ηпк8×ηзп3=0,95×0,998×0,973=0,8.

;

;

;

.


6.2 Расчет сил ременной передачи


Рассчитаем силы, с которыми ремённая передача действует на вал.

Окружная сила на шкиве равна

Рр=2КМ/D, (22)

где К-коэффициент динамичности нагрузки, К=1,1…..1,3;

^

М - расчётный крутящий момент на 1-м валу, Нм;

D - диаметр шкива на 1-м валу, м.

Рр=2×1,2×169,16/0,45=902,186 Н.

Радиальная сила давления со стороны шкива равна

; (23)




^

где So-начальная сила натяжения ремня, Н;

(24)




где е = 2,7 - основание натуральных логарифмов;

f = 0,3 - коэффициент трения для прорезиненных ремней;

^

α - угол обхвата на ведущем шкиве, град.




; (25)




где d1, d2 - диаметры шкивов, d1=125 мм d2=450мм;

а - межосевое расстояние, а=523мм.



,








6.3 Расчёт на прочность зубчатых передач


Расчёт на прочность выполнен с помощью ЭВМ в программе КОМПАС, (расчеты представлены в приложении Е ,Ж, З); результаты расчёта приведены в таблице 4.

Таблица 4 – Расчет на прочность


Число зубьев

Z2=19

Z2’=29

Z5=30

Z5’=30

Z7=22

Z7’=86

Модуль мм

6,3

7

5

Ширина венца, мм

30

42

54

Передаточное число

0,655

1

0,256

Расчетное контактное напряжение, МПа

596,048

424,949

603,038

Допускаемое контактно напряжение, МПа

2335

2335

2335

2335

2335

2335

Коэффициент запаса по контактным напряжениям

3,917

5,495

3,872

Расчетное напряжение изгиба, МПа

102,413

102,439

73,917

73,917

153,453

139,948

Допускаемое напряжение изгиба, МПа

1058

1058

1058

Коэффициент

запаса по напряжениям изгиба

9,836

9,833

13,523

13,523

6,675

7,718



^

6.4 Обоснование габаритных размеров коробки скоростей



Предварительно ограничиваем длину валов следующим соотношением

li≤(5…7)×dр; (26)

где dр=1,25×d- расчётный диаметр валов, мм;

l1≤6×1,25×72=540 мм;

l2≤6×1,25×82=615 мм;

l3≤6×1,25×82=615 мм;

l4≤6×1,25×140=1050 мм.

Длину всех валов примем 1000 мм.

Определим радиальный габарит развёртки по формуле


ΣА=2×а+(m1×z2)/2+(m1+m2+m3)+А1+А2+А3+(m3×z7)/2; (27)


где а – конструктивное расстояние от стенки до венца зубчатого колеса,

мм;

А1, А2, А3 – межосевое расстояние, мм;

z2, z7 – наибольшие числа зубьев шестерён и колёс в верхней и нижней группе соответственно.

Конструктивная величина а зависит от габаритов коробки и толщины стенок и рассчитывается по формуле

δ=0,025×Ат+5; (28)

где Ат- межосевое расстояние тихоходной передачи, Ат=270 мм.

δ=0,025×270+5=11,75 мм.

Рассчитаем расстояние от стенки до венца колеса по формуле

а=δ×(1…1,25); (29)

а=11,75×1.05=12 мм.

ΣА=2×12+6,3×29/2+(6,3+7+5)+(151+210+270)+5×86/2=1071 мм.
^

7 Расчёт сил, действующих в зацеплении



Определим окружное усилие в зацеплении зубчатых колёс

; (30)

где di – делительный диаметр зубчатого колеса, мм.

Определим радиальное усилие в зацеплении зубчатых колёс

Рi= Тi×tgα; (31)

где α – угол профиля зуба, α=20º.


Зубчатая пара между валами I и II:

Т1=2×169,16×103/119,7=2826,399 Н;

Р1=2826,399×tg20º=1028,8 Н;

Т2=2×245,699×103/182,7=2689,64 Н;

Р2=2689,64× tg20º=979,03 Н.


Зубчатая пара между валами II и III:

Т3=2×245,699×103/210=2339,99 Н;

Р3=2339,99×tg20º=851,756 Н;

Т4=2×245,699×103/210=2339,99 Н;

Р4=2339,99×tg20º=851,756 Н.


Зубчатая пара между валами III и IV:

Т5=2×245,699×103/110=4467,25 Н;

Р5=4467,25×tg20º= 1626,08 Н;

Т6=2×868,229×103/430=4038,27 Н;

Р6=4038,27×tg20º=1469,93 Н.


8 Выбор и расчёт подшипников


Для 1-го вала выберем подшипник легкой серии N212: d=60мм, D=110мм.

Для 2-го вала выберем подшипник легкой серии N215: d=75мм, D=130мм. Для 3-го вала выберем подшипник легкой серии N213: d=65мм, D=120мм.

Для шпиндельной втулки выберем подшипники лёгкой серии N220:d=100мм, D=180мм.

Ресурс подшипников равен 30000 часов, вид нагружения средненормальный.

Расчёт подшипников выполнен с помощью ЭВМ в программе КОМПАС (приложение И; К; Л), результаты расчёта приведены в таблице 4.


Таблица 5 -Результаты расчёта подшипников

Рассчитываемые

параметры

Вал 1

Вал 2

Вал 3

Вал 4

Осевая сила, Н

0

0

0

0

0

0

0

0

В гор. плоско-

сти, Н

0000

000

00

000

000

000

000

000

В верт. плоско-

сти, Н

0000

000

000

000

000

000

000

000

Эквивалентная нагрузка, Н

000

000

000

000

000

000

000

000

Статистическая

грузоподъёмность,Н

000

000

000

000

000

000

000

000

Динамическая

грузоподъёмность,Н

000

000

000

000

000

000

000

000



9 Уточнённый расчёт валов


Материал валов – Сталь 45 нормализованная (НВ=170…210).

Предел прочности σв=610 МПа. нормальное напряжение от изгиба и касательные напряжения от кручения, изменяющиеся по симметричному циклу напряжений, σ-1=275 МПа, τ-1=165 МПа.

Изгибающие и крутящие моменты на валу, а также коэффициент запаса прочности определены в программе КОМПАС (приложение М, Н, О).

На рисунках изображены эпюры коэффициентов запаса прочности валов.



Рисунок 4 - Расчет 1-го вала



Рисунок 5 - Расчет 2-го вала




Рисунок 6 - Расчет 3-го вала



Рисунок 7 - Расчет 4-го вала

^

Проверка коэффициента запаса прочности определила, что все четыре вала удовлетворяют условию допускаемого значения запаса [S] =1,3…2.




10 Выбор механизма переключения скоростей



Для данной коробки скоростей применяется переключение скоростей с помощью зубчатых секторов. При повороте зубчатых секторов приводятся в действие вилки, которые передвигают блоки зубчатых колес.

Переключение осуществляется тремя рычагами. С помощью первого рычага передвигается блок, состоящий из трех зубчатых колес, сидящих на первом вале. Угол, на который поворачивается первый рычаг, составляет 90º. Второй и третий рычаг расположены совместно и при повороте на 60º перемещают 2-ой и 3-ий блоки соответственно. Фиксация производится с помощью подпружиненного шарика.


Определение радиуса, числа зубьев и модуля зубчатого сектора.


1-й блок

Исходя из длины окружности и угла поворота зубчатого сектора, найдем его радиус по формуле:


r =L×4/2π, (32)

где r –радиус сектора;

α-часть окружности для сектора, α=4;

L-длина окружности зубчатого сектора, мм.


r =125×4/6,28=80 мм.

Далее подберем число зубьев зубчатого сектора и найдем его модуль по формуле:


m= 2×r/z, (33)

где r –радиус сектора;

z- число зубьев.

Примем z= 32, тогда

m=2×80/32=5.
^

На рисунке 4 показан механизм переключения скоростей для первого блока.


Рисунок 4- Механизм переключения скоростей для первого блока.


2-й блок

L=90, α=6.

r =90×6/6,28=86мм.

Примем z=34, тогда

m=2×86/34=5 мм.


^

На рисунке 5 показан механизм переключения скоростей для второго блока.





Рисунок 5- Механизм переключения скоростей для второго блока.


3-й блок

L=115, α=6.

r =115×6/6,28=110 мм.

Примем z= 40, тогда

m=2×110/40=5,5 мм.
^

На рисунке 6 показан механизм переключения скоростей для третьего блока.




Рисунок 6- Механизм переключения скоростей для третьего блока.


^

11 Смазка и охлаждение



Зубчатые колёса смазываются вследствие разбрызгивания масла под действием центробежных сил.

Для смазки принимаем масло индустриальное ИС-40А с вязкостью 40×10-6 м2 (контактные напряжения 400…1000 МПа, окружная скорость 2…5 м/с).

Требуемую производительность насоса определим по формуле


; (34)

где NТР – мощность трения, находится по формуле


NТР=NДВ×(1-η); (35)


NТР=7,5×(1-0,83)=1,275 (кВт).


t – перепад температуры на выходе и входе зоны трущихся поверхностей, t=45…500С,

К – коэффициент запаса масла, К=2.


.


Диаметр трубопровода определим по формуле


; (36)

где V – средняя скорость протекания масла, V=2…4 м/с.

.

Для данной системы смазки примем насос 11-18МН3031-61.

Техническая характеристика насоса:

Номинальная подача Q-1,8 л/мин;

Давление нагнетания Рном-0,25 МПа;

Диапазон частот вращения n-500-1000 об/мин;

Объемный КПД -0,8.







Заключение



В ходе выполнения курсового проекта были получены знания по расчёту коробки скоростей вертикально-сверлильного станка, выбору механизма переключения передач.

При выполнении курсового проекта были использованы знания по расчёту ремённых и зубчатых передач, валов и подбор подшипников, выбору сорта масла и расчёт системы охлаждения. При выполнении курсового проекта использовались ГОСТы и справочная литература. А также использовался ЭВМ, программы такие, как КОМПАС и Excel.

Результатом выполнения курсового проекта является спроектированная коробка скоростей.




Список использованной литературы



  1. Семичевский Г.А Расчет и конструирование коробок скоростей и механизмов металлорежущих станков. Учеб. Пособие. – Чита:ЧитГУ, 2005. – 122 с.

  2. Тарзиманов Г.А. Проектирование металлорежущих станков. – М.: Машиностроение, 1972. – 312 с.

  3. Чернавский С.А., Снесарев Г.А., Козинцов Б.С. Проектирование механических передач. – М.: Машиностроение, 1984. – 558 с.

  4. Ицкович Г.М., Киселёв В.А., Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин. – М.: Машиностроение, 1964. – 600 с.

  5. Чекмарёв А.А., Осипов В.К. Справочник по машиностроительному черчению. – М.: Высшая школа, 2002. – 493 с.

  6. Анурьев В.И. Справочник конструктора машиностроителя. В 3 т. – 6 – е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1980.

  7. Стандарт предприятия. Комплексная программа повышения качества подготовки специалистов: Требования к оформлению учебной текстовой документации / исполн.: С.И. Кузмичёва и др. – Чита: ЧитГУ, 1998. – 21 с.

  8. Металлорежущие станки и промышленные роботы: Метод. указ., разраб. к.т.н. Березин С.Я. – Чита: ЧитГУ, 1993. – 49 с.

  9. Барановский С. П. Режимы резания. - М.: Машиностроение, 1984. - 351 с.



Скачать файл (570.9 kb.)

Поиск по сайту:  

© gendocs.ru
При копировании укажите ссылку.
обратиться к администрации