Проектирование привода главного движения горизонтально-фрезерного станка

Кинематический расчет коробки скоростей привода главного движения горизонтально-фрезерного станка. Прочностной расчет зубчатых колес, их диаметров, ременной передачи, валов на статическую прочность и выносливость. Определение грузоподъемности подшипников.

Рубрика Производство и технологии
Вид курсовая работа
Язык русский
Дата добавления 27.05.2012
Размер файла 730,7 K

Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Федеральное агентство по атомной энергии

Снежинская Государственная Физико-Техническая академия

Кафедра ТМ

Курсовой проект

по курсу «Металлорежущие станки»

Тема проекта: «Проектирование привода главного движения горизонтально-фрезерного станка»

Снежинск

2008 г.

Содержание

Техническое задание

1. Кинематический расчет коробки скоростей

1.1 Исходные данные

1.2 Определение общего диапазона регулирования

1.3 Выбор структурной формулы и построение структурной сетки

1.4 Построение графика частот вращения

1.5 Определение чисел зубьев шестерен

1.6 Построение кинематической схемы

1.7 Расчет моментов на валах

2. Разработка конструкции коробки скоростей

2.1 Прочностной расчет зубчатых колес

2.2 Расчет диаметров колес

2.3 Предварительный расчет диаметров валов коробки скоростей

2.4 Расчет ременной передачи

2.5 Выбор подшипников

2.6 Расчет валов

Заключение

1. Кинематический расчет коробки скоростей

1.1 Исходные данные

Станок горизонтально-фрезерный, мощность 2,2 кВт;

число скоростей шпинделя zn=16;

минимальная частота вращения шпинделя nmin=80 мин-1;

ц=1,26

1.2 Определение общего диапазона регулирования

Rn=15=1,2615=32,03

nmax= Rn* nmin=32,03*80=2562

Принимаем промежуточные значения чисел оборотов для знаменателя геометрического ряда =1,26 из отраслевого стандарта станкостроения ОСТ HI 1-1-72.

n1=nmin=80; n2=*n1=1,26*80=100; n3=*n2=1,26*101=125;

n4=*n3=1,26*127=160; n5=*n4=1,26*160=200; n6=*n5=1,26*202=250;

n7=*n6=1,26*254=320; n8=*n7=1,26*320=400; n9=*n8=1,26*403=500;

n10=*n9=1,26*508=640; n11=*n10=1,26*640=800; n12=*n11=1,26*807=1000; n13=*n12=1,26*1017=1280; n14=*n13=1,26*1281=1600; n15=*n14=1,26*1614=2000;

n16=*n15=1,26*2034=2560.

Соответственно выбираем двигатель: мощностью - 2,2 кВт, nд = 1280 об/мин

1.3 Выбор структурной формулы и построение структурной сетки

Выбираем структурную формулу zn0р1р2р3р4=12222=16 и принимаем вариант структурной сетки с диапазонами регулирования групповых передач: R1=2; R2=3; R3=6 и общим диапазоном Rn=15, которые удовлетворяют знаменателю геометрического ряда =1,26.

1.4 Построение графика частот вращения

Построение выполняется в соответствии с предельно допустимыми передаточными отношениями групповых передач ј U 2 для знаменателя =1,26 и U1>U3>U5>U7

Рисунок 1 - График частот вращения привода.

Из графика частот вращения передаточные отношения зубчатых колес составляют:

в группе Р1: U1=z1/z2=1/1,26=0,794; U2=z3/z4=1/1,260=1;

в группе Р2: U3=z5/z6=1/1,26=0,794; U4=z7/z8=1/1,26=0,794;

в группе Р3: U5=z9/z10=1/1,263=0,5; U6=z11/z12=1/1,26=0,794;

в группе Р4: U7=z13/z14=1/1,266=0,25; U8=z15/z16=1/1,262=0,63;

В группе передач от вала I0 к валу I передаточное отношение составляет U0=D1/D2=1/1,26=0,794. По этому передаточному отношению проектируется ременная передача.

1.5 Определение чисел зубьев шестерен

При определении чисел зубьев колес необходимо не только получить передаточные отношения, но и обеспечить постоянную сумму зубьев в пределах двухваловой передачи, например, для группы Р1: z=z1+z2= z3+z4=const. Решая систему уравнений U и z в каждой группе передач, получим числа зубьев колес всего привода. Для этой цели в каждой группе передач назначаем числа зубьев меньших колес z1=40, z5=38, z9=35, z13 =19 и определяем остальные. Результаты расчета сведены в таблицу 1.

Таблица 1

Параметр

U1

U2

U3

U4

U5

U6

U7

U8

Z

z1/z2=40/50

z3/z4=45/45

z5/z6=38/48

z7/z8=48/38

z9/z10=35/69

z11/z12=58/46

z13/z14=19/75

z15/z16=58/36

z

90

86

104

94

При определении чисел зубьев колес их дробные величины округлялись до ближайших целых.

1.6 Построение кинематической схемы

Кинематическая схема (рис. 2) построена в полном соответствии с графиком частот вращения (рис. 1), требованиями ГОСТ 2.770-68 по условным изображениям элементов кинематических цепей и ГОСТ 2.701-2.703-68 по правилам оформления кинематических схем. Правильность расчета зубчатых передач и построения кинематической схемы привода устанавливается после составления уравнений кинематического баланса цепей. При этом расчетные частоты вращения шпинделя nр должны быть выдержаны по отношению к нормальному ряду nнр в пределах =±4,1%. Уравнения кинематического баланса для zn=16 сведены в таблицу 2.

Рисунок 2 - Кинематическая схема привода.

Таблица 2

Уравнение кинематического баланса

nнр

=100(nнр- nр)/nр, %

81,4

80

1,7

101,7

100

1,7

129,8

125

3,7

162,3

160

1,4

202,3

200

1,1

252,8

250

1,1

322,8

320

0,8

403,5

400

0,8

517,6

500

3,4

647

640

1,1

825,8

800

3,1

1032,3

1000

3,1

1286,5

1280

0,5

1608,2

1600

0,5

2052,8

2000

2,6

2566

2560

0,2

1.7 Расчет моментов на валах

За расчетную частоту вращения шпинделя принимается частота:

Определим мощность из соотношения .

;

;

;

;

;

.

Определим крутящие моменты на валах по формуле .

;

;

;

;

.

кинематический привод зубчатый станок

2. Разработка конструкции коробки скоростей

2.1 Прочностной расчет зубчатых колес

Зубья изготовляются из стали 40ХН; обработка - закалка ТВЧ, твердость 48…52 HRC.

Допускаемое контактное напряжение для зубьев шестерни уНР=1000 МПа, допускаемое изгибное напряжение для зубьев шестерни уFР=320 МПа.

Отношение ширины венца к начальному диаметру шестерни шbd=b/dW1=0,4.

Степень точности зубчатой передачи по ГОСТ 1643-72 - 7.

Расчет производится в программе ZUB.

1 вал

t1= 19.4 (hm) n1= 1000.0 (1/min)

sigmhp= 1000.00(мра) sigmfp= 320.00 (мра) psibd= .40

z1= 45. z2= 45. ct= 7 kod= 2

результат

расчетн. модуль по контактн. напряжен.= .748(мм)

расчетн. модуль по изгибн. напряжен. = 1.182 (мм)

стандартн.модуль по ГОСТ 9563-60 = 1.25 (мм)

aw= 56.25 (мм)b= 13.46 (мм) vokr= 1.762(м/с)

2 вал

t1= 18.8 (hm) n1= 1000.0 (1/min)

sigmhp= 1000.00(мра) sigmfp= 320.00 (мра) psibd= .40

z1= 38. z2= 48. ct= 7 kod= 2

результат

расчетн. модуль по контактн. напряжен.= .846(мм)

расчетн. модуль по изгибн. напряжен. = 1.314 (мм)

стандартн.модуль по ГОСТ 9563-60 = 1.50 (мм)

aw= 64.50 (мм)b= 12.86 (мм) vokr= 1.683(м/с)

3 вал

t1= 22.8 (hm) n1= 800.0 (1/min)

sigmhp= 1000.00(мра) sigmfp= 320.00 (мра) psibd= .40

z1= 46. z2= 58. ct= 7 kod= 2

результат

расчетн. модуль по контактн. напряжен.= .742(мм)

расчетн. модуль по изгибн. напряжен. = 1.229 (мм)

стандартн.модуль по ГОСТ 9563-60 = 1.25 (мм)

aw= 65.00 (мм)b= 13.66 (мм) vokr= 1.431(м/с)

4 вал

t1= 17.7 (hm) n1= 1000.0 (1/min)

sigmhp= 1000.00(мра) sigmfp= 320.00 (мра) psibd= .40

z1= 19. z2= 75. ct= 7 kod= 2

результат

расчетн. модуль по контактн. напряжен.= 1.485(мм)

расчетн. модуль по изгибн. напряжен. = 2.117 (мм)

стандартн.модуль по ГОСТ 9563-60 = 2.50 (мм)

aw= 117.50 (мм)b= 11.28 (мм) vokr= 1.477(м/с)

2.2 Расчет диаметров колес

По найденным значениям модулей определяются диаметры колес .

;

;

;

;

;

;

;

;

;

;

;

;

;

;

;

.

2.3 Предварительный расчет диаметров валов коробки скоростей

Предварительный расчет диаметров валов выполняют только с учетом нагрузки на кручение, так как еще отсутствуют, необходимые для расчета на изгиб, данные о расстояниях между опорами и о размещении зубчатых колес на валу.

где: диаметр рассчитываемого вала, мм;

при расчете диаметра вала в месте установки зубчатого колеса;

момент на валу, Нм.

;

;

;

;

.

Зная размеры зубчатых колес и предварительные диаметры валов делается прорисовка коробки скоростей для определения остальных геометрических параметров.

2.4 Расчет ременной передачи

Компоновка привода заключается в выборе механизма передачи вращения от двигателя к входному валу коробки скоростей. Расчет производится в программе REMEN.

Исходные данные для расчета:

P1 - мощность на ведущем шкиве, кВт;

n1 - частота вращения ведущего шкива, об/мин;

U' - требуемое передаточное число;

а' - требуемое межосевое расстояние (мм);

Ср - коэффициент динамичности нагрузки и режима работы клиноременной передачи (для передач, используемых в приводах главного движения принимается равным 1);

Zmax - максимально допустимое число ремней.

Исходя из передаточного отношения и межосевого расстояния выбирается следующий ремень с параметрами:

2.5 Выбор подшипников

Вычисление опорных реакций, статической и динамической грузоподъемности подшипников, изгибающих моментов вала.

Исходные данные:

A - расстояние от левой опоры до силы P, мм;

B - расстояние до силы Q, мм;

L - расстояние между опорами L, мм;

P, Q - силы действующие на вал, H;

- угол между плоскостями действия внешних сил, град;

n - частота вращения вала, мин-1.

Исходные данные вводятся с учетом схем нагружения двухопорных валов.

Расчет производится в программе OPORA.

где - угол зацепления.

1 вал

Рисунок 3 - Нагрузки

расстояние от левой опоры до сил и между опорами

A= 119.50(MM) B= 334.00(MM) L= 293.00(MM)

усилия на вал P= 251.00(H) Q= 341.00(H)

угол между плоскостями сил P и Q,ALFA= .0 (ГРАД.)

частота вращения вала N=1000.0(1/мин)

РЕЗУЛЬТАТ:

реакции в опорах: R= 100.91(H) S= 491.09(H)

статическая грузоподъемность подшипников

CO1= 100.91(H) CO2= 491.09(H)

динамическая грузоподъемность подшипников

C1= 1021.28(H) C2= 4970.02(H)

изгибающие моменты на валу (НМ) (x от левой опоры вала)

X=-119.50 M= -29.995

X= 334.00 M= -20.135

2 вал

Рисунок 4

расстояние от левой опоры до сил и между опорами

A= 173.50(MM) B= 45.00(MM) L= 293.00(MM)

усилия на вал P= 240.00(H) Q= 190.00(H)

угол между плоскостями сил P и Q,ALFA= 180.0 (ГРАД.)

частота вращения вала N=1000.0(1/мин)

РЕЗУЛЬТАТ:

реакции в опорах: R= 62.94(H) S= 112.94(H)

статическая грузоподъемность подшипников

CO1= 62.94(H) CO2= 112.94(H)

динамическая грузоподъемность подшипников

C1= 636.93(H) C2= 1142.95(H)

изгибающие моменты на валу (НМ) (x от левой опоры вала)

X=-173.50 M= -41.640

X= 45.00 M= 28.008

3 вал

Рисунок 5

расстояние от левой опоры до сил и между опорами

A= 248.00(MM) B= 45.00(MM) L= 293.00(MM)

усилия на вал P= 229.00(H) Q= 289.00(H)

угол между плоскостями сил P и Q,ALFA= .0 (ГРАД.)

частота вращения вала N= 800.0(1/мин)

РЕЗУЛЬТАТ:

реакции в опорах: R= 279.78(H) S= 238.22(H)

статическая грузоподъемность подшипников

CO1= 279.78(H) CO2= 238.22(H)

динамическая грузоподъемность подшипников

C1= 2628.48(H) C2= 2237.94(H)

изгибающие моменты на валу (НМ) (x от левой опоры вала)

X=-248.00 M= -56.792

X= 45.00 M= 59.077

4 вал

Рисунок 6

расстояние от левой опоры до сил и между опорами

A= 248.00(MM) B= 319.00(MM) L= 403.00(MM)

усилия на вал P= 271.00(H) Q= 69.00(H)

угол между плоскостями сил P и Q,ALFA= 180.0 (ГРАД.)

частота вращения вала N=1000.0(1/мин)

РЕЗУЛЬТАТ:

реакции в опорах: R= 89.85(H) S= 112.15(H)

статическая грузоподъемность подшипников

CO1= 89.85(H) CO2= 112.15(H)

динамическая грузоподъемность подшипников

C1= 909.31(H) C2= 1135.02(H)

изгибающие моменты на валу (НМ) (x от левой опоры вала)

X=-248.00 M= -67.208

X= 319.00 M= 9.421

Для валов с 1 по 4 выбираются шариковые радиальные однорядные подшипники легкой серии (рис. 7).

Рисунок 7 - Эскиз подшипника.

Таблица 3

Обозначение

Размеры, мм

Грузоподъемность, кН

d

D

B

r

Сr

Сor

204

20

47

14

1,5

12,7

6,2

Для шпинделя выбираются роликовые конические однорядные подшипники повышенной грузоподъемности средней серии (рис. 8).

Рисунок 8 - Эскиз подшипника.

Таблица 4

Обозначение

Размеры, мм

Грузоподъемность, кН

d

D

T

B

C

r

r1

Сr

Сor

7306А

30

72

21

19

16

2

0,8

52,8

39,0

7307А

35

80

23

21

18

2,5

0,8

68,2

50,0

2.6 Расчет валов

Производится расчет сечений сплошного вала на статическую прочность и выносливость. В результате расчета определяется запас статической прочности, запас усталостной прочности в сечении сплошного вала при изгибе, кручении и совместном действии изгиба и кручения.

Исходные данные для расчета:

Мизг - изгибающий момент в проверяемом сечении, Нм;

Мкр - крутящий момент в проверяемом сечении, Нм;

в - предел прочности материала вала, МПа;

D, d - диаметры в сечении вала, мм;

b - ширина шлица, шпонки, мм;

R - радиус галтели или выточки, мм;

t - высота шпонки, мм;

R - радиус выточки, мм;

C - код марки стали;

X - признак концентратора напряжений в сечении вала.

1 вал

Рисунок 9 - Изгибающие моменты

Рисунок 10 - Крутящие моменты

2 вал

Рисунок 11 - Изгибающие моменты

Рисунок 12 - Крутящие моменты

3 вал

Рисунок 13 - Изгибающие моменты

Рисунок 14 - Крутящие моменты

4 вал

Рисунок 15 - Изгибающие моменты

Рисунок 16 - Крутящие моменты

Заключение

В курсовом проекте был спроектирован привод главного движения горизонтально-фрезерного станка. Спроектированная коробка скоростей имеет 16 частот вращения шпинделя: 80, 100, 125, 160, 200, 250, 320, 400, 500, 640, 800, 1000, 1280, 1600, 2000, 2560 мин-1. Коробка компактная и имеет следующие габариты: 534x352x493 мм.

Спроектировав и исследовав привод главного движения горизонтально-фрезерного станка, можно сделать вывод, что данный механизм пригоден для эксплуатации.

Размещено на Allbest.ru


Подобные документы

  • Кинематический и динамический расчет деталей привода горизонтально-фрезерного станка. Конструкция коробки скоростей. Расчет абсолютных величин передаточных отношений, модуля прямозубой цилиндрической зубчатой передачи, валов на прочность и выносливость.

    курсовая работа [1,6 M], добавлен 02.01.2013

  • Кинематический расчет привода главного движения коробки скоростей. Определение реакций опор вала. Расчет шлицевого и шпоночного соединений; вала на прочность. Проверка подшипников на динамическую грузоподъемность. Проектирование ременной передачи.

    контрольная работа [164,8 K], добавлен 16.01.2015

  • Назначение и технические характеристики горизонтально-фрезерного станка. Построение графика частот вращения. Выбор двигателя и силовой расчет привода. Определение чисел зубьев зубчатых колес и крутящих моментов на валах. Описание системы смазки узла.

    курсовая работа [145,1 K], добавлен 14.07.2012

  • Определение основных технических характеристик привода; разработка его структурной и кинематической схем. Оценка передаточных отношений и чисел зубьев. Расчет диаметров валов, межосевых расстояний, ременной передачи. Проверка шпоночного соединения.

    курсовая работа [769,3 K], добавлен 27.03.2016

  • Назначение станка и область применения. Выбор структуры привода главного движения. Определение технических характеристик станка. Силовой, прочностной расчет основных элементов привода главного движения. Проверочный расчёт подшипников и валов на прочность.

    курсовая работа [624,1 K], добавлен 25.10.2013

  • Разработка кинематики привода подач и привода главного движения токарно-винторезного станка. Определение назначения станка, расчет технических характеристик. Расчет пары зубчатых колес. Разработка кинематики коробки подач, редуктора и шпиндельного узла.

    курсовая работа [970,1 K], добавлен 05.11.2012

  • Кинематический расчет привода главного движения со ступенчатым и бесступенчатым регулированием. Определение скорости резания, частоты вращения шпинделя, крутящего момента и мощности электродвигателя. Проверка на прочность валов и зубчатых колес.

    курсовая работа [242,2 K], добавлен 27.01.2011

Работы в архивах красиво оформлены согласно требованиям ВУЗов и содержат рисунки, диаграммы, формулы и т.д.
PPT, PPTX и PDF-файлы представлены только в архивах.
Рекомендуем скачать работу.