Диапазон регулирования R_n подач исполнительного органа

Определяем число ступеней коробки подач, при =1,41:

Проверяем возможность осуществления простой мощности станка:

Для прямозубых колес С=8

Значит структура простая.

Из множества возможных вариантов порядка расположения и переключения групповых передач выбираем вариант при котором вес и габариты проектируемого привода минимальны.

Проверяем осуществимость принятого варианта структуры привода по диапазону регулирования группы по условию

- принятый вариант осуществим.

Рис. 6 Структурная сетка привода подач.

Передаточные отношения принимаем:

Исходя из этого, рассчитываем числа зубьев колёс:

i₁=1/2 i₂=5/7 i₃=1/1

a₁+b₁=3 a₂+b₂=12 a₃+b₃=2

Наименьшее общее кратное равно 12, т.к. Z_min=17.

Тогда Z₁=20, Z₂=40, Z₃=25, Z₄=35, Z₅=30, Z₆=30

i₄=1/4 i₅=1/2 i₆=2/1

a₄+b₄=5 a₅+b₅=3 a₆+b₆=3

Наименьшее общее кратное равно 15, при условии, что Z_min=17.

Тогда Z₇=19, Z₈=76, Z₉=30, Z₁₀=60, Z₁₁=60, Z₁₂=30.

Определяем минимальное значение частоты вращения последнего вращающегося звена в цепи подачи.

где S_min - минимальная подача (значение из стандартного ряда);

S_т.в. - шаг тягового вала;

Определяем минимальное передаточное отношение кинематической цепи подач:

где n₀ - один оборот шпинделя;

Рис.7 График чисел подач.

n_I=n_дв=955 мин^-1

n_II=800 мин^-1

n_III-IV=600 мин^-1

n_V=250 мин^-1

Угловые скорости на валах привода

с^-1

с^-1

с^-1

с^-1

Определяем мощности на валах:

Р_I =7000 Вт

Р_II = Р_I·_рем ·_под= 7000 ·0,96·0,995 = 6865,6 Вт

Р_III = Р_II·_цил ·_под= 6865,6·0,98·0,995 = 6794,2 Вт

Р_IV = Р_III·_цил ·_под=6794,2·0,98 ·0,995 = 6724,7 Вт

Р_V = Р_IV·_цил ·_под=6724,7·0,98 ·0,995 = 6557,3 Вт

где з_под=0,99 - КПД пары подшипников

з_цил=0,98 - КПД цилиндрической прямозубой передачи

Определяем передаваемые крутящие моменты:

Т_I=Р_I/щ_I=7000/104,2=67,18 Н•м

Т_II=Р_II/щ_II=6865,6/83,8=81,93 Н•м

Т_III=Р_III/щ_III=6794,2/62,8=108,19 Н•м

Т_IV=Р_IV/щ_IV=6724,7/62,8=107,08 Н•м

Т_V=Р_V/щ_V=6557,3/26,2=250,29 Н•м

2. Расчёт зубчатой передачи

2.1. Материал шестерни: сталь 45; 240285 НВ; _в=650850 МПа; _Т=580 МПа; вид термообработки - улучшение.

Материал колеса: сталь 40; 4250 HRC_э; _в=630780 МПа; _Т=400 МПа; вид термообработки - улучшение.

2.2. Определяем расчётный модуль зацепления

где

k_m=1,4

Y_FS - коэффициент, учитывающий форму зуба и равный 1.

_bd - коэффициент ширины шестерни относительно её ширины и равный 0,8.

k_F коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца и равный 1,2.

k_А коэффициент внешней динамической нагрузки и равный 1.

m=1,87 мм.

Значение m округляется до ближайшей величины в соответствии с ГОСТ 9563-60: m=2 мм.

2.3. Определение размеров передач и колёс.

Определяем размеры венцов колёс:

для передачи Z₁-Z₂

d₁=m•Z₁=2•20=40 мм

d₂=m•Z₂=240=80 мм

Диаметры вершин:

для Z₁-Z₂

d_a1=d₁+2•m=40+2•2=44 мм

d_a2=d₂+2•m=80+2•2=84 мм

Диаметры впадин:

для Z₁-Z₂

d_f1=d₁-2,5•m=40-2,5•2=35 мм

d_f2=d₂-2,5•m=80-2,5•2=75 мм

Ширина венцов колёс:

Принято К_а=495, К_Нв=1,02

Допускаемое напряжение

для колеса МПа

S_н=1,2

МПа

Расчётное межосевое расстояние, мм

a_w=0,5(d₂+d₁)=0,5(40+80)=60

Значение а_w округляется до ближайшей величины в соответствии с ГОСТ 2185-66: а_w=60

мм

Принимаем b=15 мм.

тогда ширина шестерни:

b₁=b₂+(3?5)=28?30, принимаем 20 мм.

2.4. Проверка на выносливость по контактным напряжениям

Определяем окружные скорости

для ступени Z₁-Z₂

м/с

Удельная расчётная окружная сила:

для ступени Z₁-Z₂

К_Нб=1 - для прямозубой передачи

К_Нв=1,01

Н/мм

Н/мм

Расчётные контактные напряжения

_Н=Z_HZ_М

Z_М=175 МПа

Z_H=1,47

_Н=175•1,47 МПа

Условие контактной прочности для Z₁-Z₂ выполняется

Остальные размеры колёс рассчитываются аналогично и записываются в таблицу 1.

Таблица 1. Основные размеры и характеристики зубчатых колёс

3. Предварительный расчёт валов

Для валов выбираем материал: Сталь 40Х ГОСТ 4543-71

Т - крутящий момент, Н•мм

[ф_к] - допускаемое напряжение при кручении, МПа

[ф_к]=20...25

Выходной конец вала электродвигателя d_I=28 мм

мм

Принимаем d_II=25 мм

мм

Принимаем d_III=25 мм

мм

Принимаем d_IV=30 мм

мм

Принимаем d_V=35 мм

Термическая обработка: закалка + высокий отпуск НВ 230285.

4. Основной расчёт валов

Для проверки возьмём вал IV, на котором размещен блок из двух колёс и два одиночных колеса.

Окружное усилие в зацепление

Н

Н

Радиальное усилие в зацеплении

F_r1=107,08•0,36=38,55 Н

F_r2=375,72•0,36=135,26 Н

5. Проектный расчёт вала:

Вычисляем реакции в опорах А и В в плоскости XOZ

Вычисляем реакции в опорах А и В в плоскости YOZ

Вычисляем суммарные изгибающие моменты М_из в характерных участках вала М_и=, Н·м с построением эпюры изгибающих моментов М_и. рис.6.

На рис. 8 представлена эпюра крутящих моментов Т, Н·м, передаваемых валом.

Вычисляем эквивалентные изгибающие моменты М_экв, Н·м в характерных точках

где =_-1и/4·_ои=280/4·480=0,146

Проверяем вал на усталостную прочность

Анализируя линию сечений вала, где приведённые напряжения равны допускаемым, можно сделать вывод, что потенциально слабым сечением вала является сечение с М_и=16,65 Н·м и Т=107,8 Нм.

Выбираем тип концентратора напряжений и выбираем значение коэффициентов концентрации напряжений по изгибу и по кручению

k=2,5; k=1,8

Коэффициент запаса прочности вала по нормальным напряжениям

S=_-1/(_a·k_д)

_-1=280 МПа

_a=_u=M_u·10³/w

w=·d³/32=3,14·25³/32=1533

_a=_u=16,65·10³/1533=10,86

k_д=(k/k_d+1/k_f-1)1/k_v

k_d=0,98

k_f=0,89

k_v=1,6

k_д=(2,5/0,98+1/0,89-1)1/1,6 =1,09

S=280/(10,86·1,09)=23,65

Коэффициент запаса по касательным напряжениям

S=_-1/(_a·k_д+·_m)

_-1=170 МПа

_a=_m=Т·10³/2w_p

w_p=d³/16=3,14·25³/16=3068 МПа

_а=_m=107,8·10³/2·3068=17,57

k_д=(k/k_d+1/k_F-1)1/k_v

k_d=0,98

k_F=0,89

k_v=1,6

k_д=(1,25/0,98+1/0,89-1)1/1,6=0,87

_T=0

S=170/(17,57·0,87+0)=11,12

Общий запас сопротивления усталости

S=S·S/>S_min=1,5

условие выполняется

Рис. 8 Эпюры изгибающих моментов.

Подбор подшипников качения:

Диаметры шеек вала IV под подшипники были определены в предварительном расчёте валов и приняты d=25 мм.

1. Осевые составляющие от радиальных нагрузок в опорах Б и В, Н для подшипников:

F_{oc б(в)=}е·F_{r б(в)}

F_rб= Н

F_rв= Н

F_{oc б}=0,19·116,58=22,15 Н

F_{oc в}=0,19·168,93=32,09 Н

2. Определяем величину и направление результирующей осевой силы,

2.1 Для схемы «в распор» подшипником В, Н осевая нагрузка которого

В этом случае осевая нагрузка для подшипника Б, Н.

F_аб=22,15 Н; F_ав=22,15+32,09=54,24 Н

3.Для каждой опоры определяют соотношение

F_аб/(V·F_rб)=22,15/(1·116,58)=0,19<e

F_ав/(V·F_rв)=54,24/(1·168,93)=0,32>е, то Х=0,41 и Y=0,87

4. Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка, Н

Р_rб=[X·V·F_rб+Y·F_aб]·k·k_б=[1·1·116,58+1·22,15]·1·1=138,73 Н

Р_rв=[X·V·F_rв+Y·F_aв]k·k_б=[0,41·168,93+0,87·54,24]·1·1=116,45 Н

5. Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка с учётом изменения внешней нагрузки привода, Н

Р_rср=Р_r·k

k=[(T_k/T₁)3(t_k/L_h)]^(1/p); p=3,33

k=9000^1/3,33=15,39;

Р_rср=2135 H

6. Расчётная долговечность работы подшипника, час

L_hрасч=10⁶·(С/Р_rcp)^p/(60·n)=10⁶·(21000/2135)^3,33/(60·630)=53530

Исходя из этих расчётов выбираем роликовый радиально-упорный подшипник 7205А и 7206А по ГОСТ 27365-87.

7. Описание конструкции спроектированных узлов

На верхнем конце шпинделя нарезаны шлицы, которыми он входит внутрь втулки, полу-чая от неё вращение. Нижний участок его смонтирован на подшипниках в пиноли. Конструкция узла такова, что шпиндель, свободно вращаясь, не имеет осевого смещения относительно пиноли. Последняя, получая верти-кальную подачу от реечного колеса, увлекает за собой шпиндель. Когда при сверлении шпиндель перемещается вниз или вверх, возвращаясь в исход-ное положение, шлицевый участок его скользит в шлицах втулки без нарушения кинематической связи. Сила подачи при сверлении воспринимается упорным подшипником, смонтированным в нижней части пиноли, а сама пиноль перемещается в круговых направляющих корпуса шпиндельной бабки.

Нижний конец шпинделя имеет коническое отверстие определенного стандартного размера. В него вводится хвостовик инструмента и удержи-вается там силой трения. Шпиндель имеет отверстие, в которое вводится клин для выталкивания инструмента. В случае необходимости закрепления в шпинделе инструмента различных диаметров с хвостовиками, меньшими размера гнезда, применяют переходные втулки.

8. Описание системы смазки спроектированных узлов

В качестве смазочных материалов для подшипников возможно применение масла индустриального 20 (веретенное 3) или турбинного 30 (турбинное УТ), т.к. диаметры валов под подшипники не превышают 60 мм, а число оборотов составляет 2000 мин^-1.

В качестве смазочных материалов для зубчатых передач применяют жидкие минеральные масла. Выбор сорта минерального масла производится в зависимости от условий работы коробки скоростей и коробки подач, передаваемой мощности, окружной скорости в зацепление, а также температуры масла в картере коробок.

Также значение имеет вязкость, чем она меньше, тем выше окружная скорость т.к. в спроектированной коробке скоростей окружная скорость не превышает 2,5 м/с, то принимаем масло цилиндровое 24 (вискозин).

Кроме вязкости масла на выбор смазки зубчатых колёс большое влияние оказывает его маслянистость - способность образовывать на поверхности трение прочные абсорбированные плёнки с пониженным сопротивление сдвига.

Учёт маслянистости при выборе масла обеспечивает минимальный износ зубчатых передач, т.к. удельное давление при скорости 2,5-5 м/с составляет 1-5 кг/мм², то выбранный сорт масла цилиндровое 24 (вискозин) удовлетворяет нашим условиям.

Все передачи и подшипники, расположенные в общем корпусе, целесообразно обслуживать от одно централизованной системы смазки, что позволяет применить один и тот же смазочный материл.

В спроектированном станке применяем картерную систему смазки, когда масло из общей ванны увлекается и разбрызгивается зубчатыми передачами, образующийся при этом туман смазывает размещённые внутри коробки подшипники и передачи. Кроме того, масло, стекая по стенкам корпуса, также попадает на подшипники качения. Зубчатое колесо, разбрызгивающее масло, не должно быть слишком глубоко погружено в ванну, т.к. излишне высокий уровень заливки масла приводит к потерям мощности и перегреву всей системы. Зубчатые цилиндрические колёса достаточно нагружать в масло наполовину высоты зуба.

9. Описание системы управления станком

Главным движение в станке является вращение шпинделя, которое он получает от электродвигателя мощностью №7 кВт через клиноременную передачу и коробку скоростей. Вращение шпинделя, с определённой частотой вращения, осуществляется за счёт переключения блоков зубчатых колёс при помощи двух рычагов. Осуществляется принцип управления с предварительным набором скоростей (преселективная система). Первый рычаг осуществляет передвижении первого блока колёс, второй рычаг - двух остальных. Исходя из этого, первый рычаг имеет три положения, второй четыре. И что бы получить необходимую частоту вращения шпинделя необходимо поставить рычаги в определённое положение.

Таблица 2. Управления коробкой скоростей.

По такому же принципу осуществляется переключения коробки подач. Она имеет один рычаг, который передвигает два зубчатых колёс.

Таблица 3. Управления коробкой подач.

Перемещение шпинделя также можно осуществлять в ручную.

Заключение

Вертикально-сверлильные станки классифицируются по основным размерам: наибольшему диаметру обрабатываемого отверстия D.

По точности различают станки нормальной точности - Н, повышенной точности - П, высокой точности - В, особо высокой точности - А, особо точные - С.

Станком-прототипом данного спроектированного станка является вертикально-сверлильный станок модели 2А150.

На спроектированном станке могут выполняться следующие операции:

• сверление глухих, сквозных и ступенчатых отверстий;

• зенкерование отверстий;

• развёртывание отверстий;

• нарезание внутренней резьбы метчиком;

Список использованной литературы

1. Общемашиностроительные нормативы режимов резания для технического нормирования работ по МРС, ч. I и II. Москва. Машиностроение. 1974 г.

2. Данилов В.А.”Методические указания к курсовому проекту по курсу МРС”, 1977 г.

3. Кузьмин”Конструирование деталей машин”

4. Государственный стандарт ЕСКД.

5. Свирщевский Ю.И.”Расчет и конструирование коробок скоростей и подач.” 1976 г.

6. Анурьев В.И.”Справочник конструктора-машиностроителя”. Москва. Машиностроение. 1974 г.

7. Кучер А.М.”МРС. Основы конструирования и расчет.”Ленинград. 1970 г.

8. Режимы резания металла. Справочник. Москва. 1972 г.

Размещено на Allbest.ru