Модернизация привода главного движения на базе станка 2Н135

Описание разрабатываемой конструкции и кинематической схемы

В качестве базового задания по курсовой работе определен вертикально-сверлильный станок модели 2Н135.

Станок с ручным управлением с откидным подъёмным столом и обработанной фундаментной плитой, предназначен для выполнения операций сверления, зенкерования, зенкования, развёртывания и резьбонарезания в различных материалах. Позволяет использовать различные приспособления и инструменты, расширяющие его технологические возможности. Вертикально-сверлильный станок 2Н135 может использоваться в мелкосерийном производстве, на малых предприятиях, в ремонтных мастерских.

Таблица. Техническая характеристика (основные параметры и размеры согласно ГОСТ 1222-71):

Расчет режимов резания

Согласно паспорту станка модели 2Н135 наибольший диаметр сверления на станке - 35 мм. В качестве обрабатываемого материала принимаем сталь ШХ15 с твёрдостью 179 - 207 НВ, =730 МПа.

Определяем скорость резания для сверления:

(1)

=•• , (2)

где - коэффициент на обрабатываемый материал;

- коэффициент на инструментальный материал, =1,15;

- коэффициент, учитывающий глубину сверления =0,6.

= .,

=1, = 0,9

= 1•= 1

=1•1,15•0,6 = 0,7.

= 9,8; q = 0,4; y = 0,5; m = 0,2; T =35 мин; s = 0,58 об/мин.

=

Определим крутящий момент:

=10••••, (4)

, (5)

n = 0,75;

= 0,98.

= 0,0345; q = 2,0; y = 0,8.

== 267,9 Н•м

Определим эффективную мощность:

, (6)

где n - частота вращения шпинделя

= (7)

Принимаем = 160, тогда

кВт.

Мощность электродвигателя Nэ, кВт:

,

где -КПД станка;

. (9)

где 1 - муфты, 1=0,98;

2 - КПД пары подшипников качения, 1=0,995;

3 - КПД прямозубых цилиндрических колес, 2=0,96;

.

кВт.

Принимаем асинхронный электродвигатель AИP100L2.

Nдв=5,5 кВт;

nдв=2850 мин-1.

Кинематический расчет коробки скоростей

Исходные данные:

Число ступеней Z=18;

Минимальная частота вращения nmin= 160 мин -1;

Знаменатель геометрического ряда ц=1,26.

Строим структурную формулу в развернутом виде:

(10)

где Pa… Pm - число передач частот вращения в групповой передаче;

х1...хn - характеристики соответствующих групповых передач.

Формула структуры

.

Строим структурную сетку.

Рисунок 1 - Структурная сетка привода

Исходя из nmin=160 мин-1 и знаменателя геометрического ряда =1,26, определим частоты вращения шпинделя для каждой ступени регулирования по формуле:

(11)

,

,

,

,

,

,

,

,

,

,

,

,

,

,

,

,

,

.

Полученные значения частот вращения округляем до стандартных величин и сводим в таблицу:

Таблица 1 - Частоты вращения

Строим график частот вращения для коробки скоростей, выбирая i - переда-точное отношение, соблюдая условия 1/4 i 2.

Рисунок 2 - График частот вращения

По графику частот вращения находим передаточное отношение всех передач в виде:

,

где m - число интервалов, на которые поднимается луч передачи (+) или опускается (-):

Для зубчатых передач:

На основании графика частот вращения составляем упрощенную кинематическую схему коробки скоростей:

Рисунок 3 - Упрощенная кинематическая схема коробки скоростей

По определенным передаточным отношениям определяем числа зубьев колес [2]. Результаты представим в виде таблицы.

Таблица 2 - Результаты подбора чисел зубьев колес

Полученные значения чисел зубьев не окончательны и могут редактироваться в процессе выполнения дальнейших расчетов и построения чертежей.

Конструкторская часть. Кинематический расчет привода

Расчет ведем по методике, изложенной в [3].

Расчетная частота вращения шпинделя nрасч, мин-1 находится по формуле:

(13)

где nmin - минимальная частота вращения шпинделя;

nmax - максимальная частота вращения шпинделя;

Принимаем в качестве расчетной частоты стандартную ближайшую частоту вращения шпинделя nрасч=400мин-1.

По графику частот вращения определяем частоты каждого вала ni, мин-1

nI = nдв=2850 мин-1,

nII =2500мин-1,

nIII =2000мин-1,

nIV = 1600мин-1.

nV = 400мин-1.

Определяем мощность на валах Ni, кВт по формуле:

, (14)

где Ni-1 - мощность на предыдущем валу, кВт;

1 - КПД пары подшипников качения, 1=0,995;

2 - КПД прямозубых цилиндрических колес, 2=0,96;

3 - КПД муфты, 3=0,98;

,

Находим крутящие моменты на валах Тi, по формуле:

, (15)

где Ni - мощность на i-ом валу, кВт;

ni - частота вращения i-го вала, мин-1.

Расчет зубчатых передач. Выбор материалов и термообработки

В качестве материала для изготовления всех зубчатых колес принимаем сталь 40Х ГОСТ 4543-71, с термообработкой - закалка плюс высокий отпуск (35…40HRC). Обработка зубчатого венца т.в.ч. с последующим низким отпуском. (50…52НRC). Механические свойства материала:

- для колеса: =1600 МПа, =1400 МПа, 480НВ (50HRC)

- для шестерни: =1600 МПа, =1400 МПа, 600НВ (62HRC)

Определение допускаемых напряжений

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса определяем по формуле:

где , МПа - базовый предел контактной выносливости зубьев, определяемый для шестерни и колеса:

= 1,2 - коэффициент безопасности для зубчатых колес с поверхностным упрочнением зубьев;

- коэффициент долговечности,

KHL= (17)

где - базовое число циклов нагружения;

- эквивалентное число циклов перемены напряжений, при:

- частота вращения тихоходного вала,

- число часов работы передачи за расчетный срок службы,

где Кгод, Ксут - коэффициенты использования передачи в году и в сутках,

L, годы - срок службы;

Тогда допускаемое контактное напряжение для колеса составит:

Так как передача является прямозубой, то дальнейший расчет будем производить по 875 МПа.

Допускаемые напряжения изгиба колеса и шестерни определяем по формуле:

, (18)

где - базовый предел выносливости зубьев при изгибе, определяемый для шестерни и колеса;

= 0,8 - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (для НВ> 350 и реверсивной передачи);

=2 - коэффициент безопасности;

- коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагружения (по аналогии с принимаем =1), при базовом числе циклов перемены напряжений - для стали).

Тогда допускаемые напряжения изгиба колеса составят:

Определение размеров передач и зубчатых колес

Ориентировочное значение делительного межосевого расстояния более нагруженной пары z15-z16 определяем по формуле:

; (19)

где Ка=490,

КHB=1,1 - выбирается по графику (3 рис.4.2.3а) в зависимости от

=

Т5=107,4H•м;

a=мм.

Определяем модуль, полагая его одинаковым для обеих пар колес:

m=2a/z, (20)

где z- суммарное число зубьев колес,

a - межосевое расстояние,

По ГОСТ 9563-60 принимаем модуль m=1,5.

Уточняем межосевое расстояние:

Определяем размеры венцов колес.

Делительные диаметры:

Диаметры вершин:

Диаметры впадин:

Ширина венцов колес:

принимаем ширину колеса bк =36 мм;

ширину шестерни bш=39 мм.

Аналогично определяем геометрические параметры остальных зубчатых передач этой же и последующих групп. Результаты расчетов сводим в таблицу.

Таблица 3 - Результаты расчета зубчатых колес

Проверочный расчет прямозубой передачи

Произведем проверочный расчет по контактным напряжениям и напряжениям изгиба для самой нагруженной передачи, которой является зубчатая пара z15-z16.

а) Проверочный расчет на контактную выносливость

Расчетное контактное напряжение для зубчатого колеса:

=,

где =1,77 - (для прямозубых зубчатых колес) коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления [3 стр. 44];

=275 МПа1/2 - (для стальных зубчатых колес) коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес;

=1 - (для прямозубых цилиндрических передач) коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;

где - коэффициент торцового перекрытия,

- окружная сила на начальной окружности;

=- коэффициент нагрузки;

где =1,5 - коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку;

=1,09 - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении(в зависимости от окружной скорости):

и степени точности зацепления - 8);

=1,05 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца;

=1 - (для прямозубых колес) - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

b = 36 мм - рабочая ширина венца зубчатой передачи;

d16= 180 мм - делительный диаметр;

U =0,25 - передаточное отношение.

Таким образом:

=

То есть =608,9 МПа < =875 МПа - условие прочности на контактную выносливость соблюдается.

б) Проверочный расчет по напряжениям изгиба

Определим расчетное напряжение изгиба по формуле:

= (23)

где = 3,83 - коэффициент формы зуба (в зависимости от значения числа зубьев шестерни z15=30);

= 3,71 - коэффициент формы зуба (в зависимости от значения числа зубьев колеса z16= 120);

= 501,6 МПа - допускаемое напряжение изгиба для шестерни;

= 420 МПа - допускаемое напряжение изгиба для колеса.

Определяем менее прочное звено:

/=501,6/3,83=131;

/=420/3,71=113,2.

Расчет будем производить по колесу

=1 - (предварительно) коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев;

=1 - (для прямозубой передачи) коэффициент, учитывающий наклон зуба;

- окружная сила на начальной окружности;

b = 36 мм - рабочая ширина венца зубчатой передачи;

m = 1,5 мм -модуль зацепления;

= - коэффициент нагрузки;

где =1,5 - коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку;

=1,03 - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении (в зависимости от окружной скорости):

и степени точности зацепления -8);

=1,08 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца(в зависимости от );

=1 - (для прямозубых колес) коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

Таким образом:

= МПа.

То есть =136,9МПа ? =420МПа, следовательно, условие соблюдается.

Расчет валов

Определение диаметров ступеней валов:

Определим диаметры выходных концов валов для установки подшипников по формуле, окончательно принимая диаметр вала под подшипники:

=,

где , мм - рассчитываемый диаметр i - го вала;

Тi, Нм - крутящий момент на i -ом валу;

= 20…30 МПа - допускаемые касательные напряжения, тогда:

dII= dII= 15 мм;

dIII= dIII= 15мм;

dIV= dIV= 20мм;

dV= dV= 30мм.

Дальнейший расчет будем производить для IV - го вала, который является наиболее нагруженным, поэтому исходными данными для расчета будут являться: диаметр вала , крутящий момент на валу , n=1600 мин-1.

Определим силы, возникающие в зацеплении:

Окружная сила , Н:

Радиальная сила , Н:

,

где - угол зацепления, .

Разложим силы Ft, Fr на составляющие в вертикальной и горизонтальной плоскостях:

(27)

(28)

Тогда получим силы, действующие в горизонтальной и вертикальной плоскостях:

(29)

Определим усилия, возникающие в опорах, для этого разложим реакции на горизонтальные и вертикальные составляющие. Тогда реакции опор от сил в горизонтальной плоскости составят:

,

,

в вертикальной плоскости:

,

,

Рис.

Рисунок 4 - Эпюра изгибающих моментов

По полученным значениям найденных реакций и из эпюр изгибающих моментов, в вертикальной и горизонтальной плоскостях, определяем значения суммарных изгибающих моментов по длине вала из выражения:

MCYM.ИЗГ=,(30)

где MCYM.ИЗГ, МИЗГ.Г, MИЗГ.В, Нм - соответственно суммарный изгибающий момент и изгибающие моменты в горизонтальной и вертикальной плоскостях.

MCYM.ИЗГ1=

MCYM.ИЗГ2=

Определим значение эквивалентного момента:

MЭКВ=;(31)

MЭКВ=

MЭКВ=

Уточняем диаметр вала по наибольшему эквивалентному моменту:

d==

Выбранный диаметр вала - верный.

Из построения эпюры суммарных крутящих моментов определяем, что наиболее опасным является сечение вала под зубчатым колесом , где суммарный крутящий момент является максимальным. Дальнейший расчет вала будем производить по данному опасному сечению.

Расчет вала на усталостную прочность:

Расчет будем производить по суммарному изгибающему и крутящему моментам в наиболее опасном сечении, где их значения составляют соответственно:

=142Нм,

=28,1Нм.

В качестве материала для изготовления вала примем сталь 45 ГОСТ 1050 - 88, с механическими свойствами в нормализованном состоянии:

=600 МПа, =350 МПа, 200 НВ.

Для обеспечения достаточной усталостной прочности, необходимо выполнение следующего условия:

=, (32)

где S - общий коэффициент запаса прочности;

[S] = 1,5 - допустимый коэффициент запаса прочности;

= -коэффициент запаса по нормальным напряжениям;

где = 0,5• - (для конструкционной стали) предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба;

===91МПа - амплитуда цикла нормальных напряжений, равная наибольшему напряжению изгиба в рассматриваемом сечении;

=1,6 - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений;

=0,87 - масштабный фактор для нормальных напряжений;

=0,9 - (для Ra=2,5) коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности;

=0,1 - коэффициент, корректирующий влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости;

=0 (так как осевая нагрузка на вал отсутствует) - среднее напряжение цикла изменения нормальных напряжений;

= - коэффициент запаса по касательным напряжениям,

где = 0,3• = 180 МПа - предел выносливости стали при симметричном цикле кручения;

==МПа - амплитуда цикла касательных напряжений, равная наибольшему напряжению кручения в рассматриваемом сечении;

=2,45 - эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений;

=0,87 - масштабный фактор для касательных напряжений;

=0,9 - (для Ra=2,5) коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности;

=0,05 - коэффициент, корректирующий влияние постоянной составляющей цикла касательных напряжений на сопротивление усталости;

==9 МПа - среднее напряжение цикла изменения касательных напряжений.

Тогда:

==.

==.

И общий коэффициент запаса прочности:

==.

Таким образом, =1,6 ? [S] = 1,5, то есть запас сопротивления усталости обеспечен.

Статическую прочность вала подсчитываем по эквивалентным напряжениям, которые по 3 - ей и 4 - ой теориям прочности определяются из выражения:

=,(33)

где == - наибольшее напряжение изгиба в рассматриваемом сечении;

==МПа - наибольшее напряжения кручения в рассматриваемом сечении;

Тогда:

==

Значение =92,3МПа < =350 МПа, при этом коэффициент запаса составляет:

==

Таким образом, статическая прочность вала обеспечена.

Выбор и расчет подшипников

По определенным диаметрам выходных концов валов производим подбор подшипников, для установки валов в корпус коробки. Так как все передачи на валах являются прямозубыми, то осевыми силами в зацеплениях можно пренебречь, поэтому оптимальным вариантом являются шариковые радиальные однорядные подшипники по ГОСТ 8338 - 75.

Произведем подбор подшипников для IV вала.

Исходные данные:

d - диаметр в месте посадки подшипников нижней опоры, 20мм;

d - диаметр в месте посадки подшипников верхней опоры, 20мм;

n - частота вращения вала - 1600мин-1;

Lh -ресурс - 20000 часов.

Реакции опор FR, Н:

Так как более нагруженной является левая опора, то расчет осуществляем для нее.

Предварительно назначаем шариковые радиальные подшипники №204.

Эквивалентная нагрузка Pr, Н:

Pr=X·V·Fr·K·KT, (34)

где V - коэффициент вращения, V=1;

X=1, Y=0 - коэффициенты радиальной и осевой нагрузок;

K=1,3 - коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки;

KT=1 - температурный коэффициент.

Pr=1·1·616·1,3·1=801Н.

Эквивалентная долговечность LhE, ч

LhE=LE· KHE=20000·0,25=5000 ч.

где KHE=0,25 - коэффициент режима нагрузки.

Количество оборотов LE, млн. об.:

(35)

Динамическая грузоподъёмность С, Н:

(36)

где а1 - коэффициент надёжности;

а2 - обобщённый коэффициент совместного влияния качества металла условий эксплуатации.

Таблица 4 - Результаты подбора подшипников