Проектирование привода главного движения вертикально-сверлильного станка

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.

Рубрика Производство и технологии
Вид контрольная работа
Язык русский
Дата добавления 16.01.2015
Размер файла 164,8 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/

Курсовая работа

По дисциплине «Металлорежущие станки»

на тему: «Проектирование привода главного движения вертикально-сверлильного станка»

1. Кинематический расчет привода главного движения со ступенчатым регулированием

Таблица 1.

Частота вращения шпинделя n, об/мин

Диапазон регулирования R

Знаменатель геометрич. ряда ц

Мощность двигателя Nдвиг, кВт

nmin

nmax

Заданое

-

1000

-

-

4

Прототип 2А135

68

1100

16,17

1,41

4,5

Рекомендуемые (Тарзиманов)

-

-

15-30

1,26-1,58

7,0-14

Принято

45

1000

22,2

1,41

7,5

Определяем мощность двигателя

=4кВт

з= зкз.п* зmп.к* зnп.с* зр.п=0,984*0,994*0,960*0,991=0,88

зз.п =0,98 -Коэффициент полезного действия зубчатой передачи

k=4 количество пар зубчатых колес участвующих в зацеплении

зп.к =0,99 -Коэффициент полезного действия подшипников качения

m=4 количество пар подшипников качения участвующих в зацеплении

зп.c =0,96 -Коэффициент полезного действия подшипников скольжения

n=0 количество подшипников скольжения участвующих в зацеплении

зр.п =0,99 -Коэффициент полезного действия ременной передачи

=0,984*0,995*0,960*0,991=0,88

принимаем Nдвиг = 7,5 кВт т.к при сопоставлении с аналогичными станками этой группы рекомендуемая Nдв = 7,0-14 кВт (1, стр.277).

Двигатель АИР132М6 ТУ 16-525.564-84 n = 1000 об/мин.

Определяем диапазон регулирования чисел оборотов шпинделя по формуле

где nmax , nmin - соответственно максимальное и минимальное числа оборотов шпинделя.

Определение знаменателя ряда.

где Z - число скоростей;

R - диапазон регулирования

Расчетную величину знаменателя округляем до стандартного значения (2, стр. 9). При сопоставлении с аналогичными станками этой группы предпочтительный знаменатель ряда 1,41, принимаем ц = 1,41. По стандартному знаменателю ряда принимаем частоты вращения (3, стр.1): 45; 63; 90; 125; 180; 250; 355; 500; 710; 1000.

Структурная сетка.

Z=1x5x1x2=10 - структурная формула

Рис. 1

Из рассмотренных возможных вариантов этот (с веерообразной структурой) является наиболее выгодным, т.к. обеспечивает наибольшую простоту коробки, наименьшее количество передач, малые радиальные и осевые габариты и малый вес коробки.

Построение картины чисел оборотов

Картина является модификацией структурной сетки и показывает абсолютное значение частных придаточных отношений и абсолютные значения чисел оборотов.

Наибольшее число клеток, которое может пересекать один луч:

-для понижающих передач:

-для повышающих передач:

Рис. 2

i11 = z1/z2 = ц-4 = 0,25 = 1/4;

i12 = z3/z4 = ц-3 = 0,358 19/53;

i13 = z5/z6 = ц-2 = 0,5 = 1/2;

i14 = z7/z8 = ц-1= 0,714 5/7

i15 = z9/z10 = ц0 = 1;

i2 = z11/z12 = ц-2 = 0,5 = 1/2;

i31 = z13/z14 = ц-3 = 0,358 19/53;

i32 = z15/z16 = ц2 = 1,19 2;

Расчет чисел зубьев в групповых передачах.

I. a1 + b1 = c1; a2 + b2 = c2; a3 + b3 = c3; a4 + b4 = c4; a5 + b5 = c5.

c1 = 5, c2 = 72 (отбрасываем в соответствии с [2, стр.18]),

c3 = 3, c4 = 12.

Sz = A*m,

где: Sz - сумма чисел зубьев для данной передачи.

А - наименьшее общее кратное для с1, с3, c4

m - простой множитель.

Sz = НОК(5, 3, 12)*6 = 120.

II. c1; = 3.

Sz = А*30 = 90.

III. c1; = 72, c2; = 3.

Sz = НОК(72,3)*1 = 72.

Определяем диаметр шкивов

Т1=(30*Nд*103 )/(р*nд)_ =(30*7,5*103)/(3,14*960)=74,6

d1=4*=168мм

d2=(d1*0.985/i)=159мм

i=1000/960=1,042

Рис. 3 Кинематическая схема привода главного движения.

Проверка кинематического расчета.

Уравнения кинематического баланса для всех ступеней скорости

Определим предельно допустимое отклонение скорости от стандартного значения:

Для удобства сравнения, сведем полученные данные в таблицу 2.

Таблица 2.

Стандартная частота вращения

Действительная частота вращения

Относительное отклонение

Допустимое относительное отклонение

nСТ, об/мин

nШП , об/мин

nдоп, %

45

44,22

1,72

4,1

63

64,33

-2,11

90

88,45

1,72

125

126,36

-1,09

180

176,9

1,72

250

246,74

1,3

355

363,64

-1,1

500

493,48

1,3

710

704,98

0,7

1000

986,97

1,3

Определение модулей групповых передач (по методике [2] стр.34)

Для изготовления колес и блоков коробки применим материал - Сталь 45 с характеристиками: []И=32 кг/мм2; []Н=145 кг/мм2;

Для стальных прямозубых цилиндрических колес величина модуля рассчитывается по формулам:

, мм;

, мм

где [у]и; [у]к - допускаемые напряжения на изгиб и контактную прочность, кг/мм2 (3, стр. 3, табл.4);

Ni = Ni-1? з - номинальная передаваемая мощность, кВт;

з - КПД передачи от двигателя до рассчитываемой шестерни;

n - расчетная частота вращения шестерни, 1/мин;

yF - коэффициент прочности зуба по местным напряжениям;

z - число зубьев шестерни (малого колеса);

u - передаточное число (u ? 1);

шm, шd - коэффициенты ширины зуба;

К - коэффициент нагрузки, учитывающий изменение нагрузки от действия различных факторов по сравнению с номинальной.

Назначаем расчетную кинематическую цепь рис. 2.

Вал I: NI=7,5*0,99*0,982=7,13 кВт; z=25; n=1000 об/мин; ; ; ; К = 1,3.

Принимаем стандартный модуль m = 2мм.

Вал II:

NI=7,5*0,99*0,983=6,98 кВт; z=50; n=710 об/мин; ; ; ; К = 1,3.

Принимаем стандартный модуль m = 2 мм.

Вал III:

NI=7,5*0,99*0,985=6,71 кВт; z=30; n=355 об/мин; ; ; ; К = 1,3.

Принимаем стандартный модуль m = 3 мм.

Определение диаметров валов.

Первоначально диаметры валов рассчитывают без учета изгибающих моментов из условия прочности на кручение:

=> dпI = 32 мм;

=> dпII = 35 мм;

=> dпIII = 45 мм;

Материал IV вала: сталь 40ХН. (с целью уменьшения габаритов коробки) Поэтому

=> dпIV = 50 мм;

где []=2,25кг/мм2.

Таблица 3. Определение диаметров колес.

Колесо

Число зубьев

Модуль m, мм

Делительный диаметр d, мм

Диаметр вершин зубьев da, мм

Диаметр впадин зубьев df, мм

z1

24

2

48

52

43

z2

96

2

192

196

187

z3

32

2

64

68

59

z4

88

2

176

180

171

z5

40

2

72

76

67

z6

80

2

160

164

155

z7

50

2

100

104

95

z8

70

2

140

144

135

z9

60

2

120

124

115

z10

60

2

120

124

115

z11

30

3

90

96

82,5

z12

60

3

180

186

172,5

z13

19

3,5

66,5

73,5

57,75

z14

53

3,5

185,5

192,5

176,75

z15

48

3,5

168

175

159,25

z16

24

3,5

84

91

75,25

2. Определение реакций опор вала III

Крутящий момент:

Н?м.

Силы в зацеплении на колесе z12 = 60:

Н;

Н;

Силы в зацеплении на колесе Z15 = 48:

Н;

Н;

Вертикальная плоскость

Строим эпюры изгибающих моментов относительно оси Х:

I МХ = R11z = -274,92z;

II МХ = R41z = -422,12z.

Горизонтальная плоскость

Строим эпюры изгибающих моментов относительно оси Y:

Строим эпюры крутящих моментов

.

Определяем суммарные радиальные реакции в опорах.

Определяем суммарный изгибающий момент:

3. Расчет шлицевого соединения

Шлицевое соединение на III валу.

Шлицевое соединение проверяют на смятие (5, стр.769):

где ТIII - наибольший крутящий момент, передаваемый соединением, Н?мм;

Ш = (0,7…0,8) - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения усилий по рабочим поверхностям зубьев;

F - площадь всех боковых поверхностей зубьев с одной стороны на 1 мм длины, мм2;

l - рабочая длина зуба, мм;

rср - средний радиус закругления, мм;

см] - допускаемое напряжение на смятие, [усм] = 100…140 Н/мм2 (5, стр.769, табл. 40)

где z - число зубьев;

DB - наружный диаметр зубьев вала, мм;

da - диаметр отверстия шлицевой втулки, мм;

f - размер фаски, мм;

r - радиус закругления, мм.

- условие прочности выполнено.

4. Расчет шпоночного соединения

Призматические шпонки, применяемые в проектируемых коробках скоростей, проверяют на смятие.

Условие прочности:

где [s]СМ =110-190 МПа - допускаемое напряжение на смятие;

АCM = (0,94h-t1)lp - площадь смятия;

Т - вращающий момент на валу;

d - диаметр вала;

Исходные данные: b = 14 мм; h = 9 мм; c = 0,4 мм; t1 = 5,5 мм; t2 = 3,8 мм; lp = 36 мм; T = 492,44 Hм; d = 50 мм;

Ft = 2*492,44*103/50 = 19697,6 Н;

АCM = (0,94*9-5,5)36= 106,56 мм2;

Условие прочности:

sСМ < [s]СМ - Шпонка пригодна.

5. Расчет III вала на прочность

Расчет на сопротивление усталости

Исходные данные: шлицевый вал из стали 45

у-1= 410 Н/мм2 , ф-1= 230 Н/мм2, ув = 900 Н/мм2, шф = 0,10, уТ = 650 Н/мм2 ([1] стр 273).

Для опасного сечения B вычисляем коэффициент запаса прочности S

где S - фактический запас прочности;

Sу,Sф - коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям;

[S] - допускаемый коэффициент запаса [S] =1,5…2,5; (7, стр. 169)

; ;

у-1, ф-1 - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и при кручении, Н/мм2;

Куd, Кфd - коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения;

уаа - амплитуды напряжений, Н/мм2;

ум - средне напряжение ум =0;

шф - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла, шф =0,10;

Ку, Кф - эффективные коэффициенты концентрации напряжений, Ку=1,7, Кф=2,65 (7, стр. 171, табл. 10.12);

Куd, Кфd - коэффициент влияния формы сечения, Куd=0,72, Кфd=0,72;(7, стр. 170, табл. 10.7);

F, KфF - коэффициент влияния шероховатости; KуF = 0,89, KфF = 0,93 (7, стр. 170, табл. 10.8);

KV - коэффициент влияния поверхностного упрочнения, KV=1.7 (7, стр. 170, табл. 10.9);

где М - изгибающий момент в опасном сечении B, М = 269,1 Н?м;

Т - крутящий момент в опасном сечении B, Т = 180,5 Н?м;

W, W - осевой и полярный момент сопротивления сечения для шлицевого вала при изгибе и кручении, мм3 (7, стр. 166);

-условие прочности выполнено.

6. Проверка подшипников на динамическую грузоподъемность

Расчет подшипников проводится на заданный ресурс:

Подшипник 307 ГОСТ 8338-75 С0r = 18 кH, Сr = 33,2 кН;

Исходные данные: RA = 1099,3H, Ra = Fa = 0, пБ = 355об/мин, L'10h = 20323,2ч.

Расчет на на заданный ресурс.

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку:

RE = VRAKsKT;

где -V = 1 - коэффициент вращения кольца;

Ks - 1,7 - коэффициент безопасности;

КТ = 1 - температурный коэффициент принимаем в зависимости от рабочей температуры;

RE = 1*1099,3*1,7*1 = 1868,81 Н;

где а1 = 1 - коэффициент долговечности в функции необходимой надежности;

а23 = 0,8 - коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств материала деталей подшипника и условий его эксплуатации.

Так L10h > L'10h то ресурс подшипника достаточный и, следовательно, Подшипник 205 ГОСТ 8338-75 пригоден.

7. Проектирование ременной передачи привода

Исходные данные

Рном = 7,5 кВт - номинальная мощность двигателя;

пном = 960 об/мин - частота вращения двигателя;

n = 1000 об/мин - частота вращения I вала ;

Тдв = 74,6 Нм - момент на валу двигателя.

Выбор сечения ремня производится в зависимости от мощности передаваемой ведущим шкивом Р1 = Рном = 7,5 кВт и его частоты вращения п = пном = 960 об/мин.

Для проектируемой клиноременной передачи принимаем нормальное сечение Б.

Определим минимально допустимый диаметр ведущего шкива в зависимости от вращающего момента на валу двигателя и выбранного сечения ремня:

d1min = 160 мм;

Выбираем из стандартного ряда размеров диаметр увеличивая его на два, три порядка:

d1 = 168 мм;

Определим диаметр ведомого шкива:

d2 = d1*up*(1-e) = 168*0,96(1-0,01) = 159,6 мм;

Округлим до ближайшего стандартного

d2 = 160 мм;

где e = 0,01 - коэффициент скольжения;

up = пном /n= 1000/960 = 1,042- передаточное число ременной передачи.

Фактическое передаточное число определим по формуле:

uф = d2/(d1*(1-e)) = 160/(168*(1-0,01)) = 0,962;

отклонение от заданного не должно превышать 3%:

Du = |uф-uр|/uр*100% = |0,962-0,96|/0,96*100% = 0,21 % < 3%;

Ориентировочно межосевое расстояние принимают по формуле:

a 0,55*(d1+d2)+H;

где H = 8 мм - высота сечения клинового ремня:

а = 0,55*(168+160)+8 = 188,4 мм,

a = 190 мм;

Определим расчетную длину ремня по формуле:

l = 2*a+p/2*(d1+d2)+(d1+d2)2/(4*a);

l = 2*190+3,14/2*(168+160)+(168+160)2/(4*190) = 521,56 мм;

округлим до стандартного: l = 500 мм;

Уточним значение межосевого расстояния по стандартной длине ремня:

Угол обхвата ремнем ведущего шкива определяется по формуле:

a1 = 243-57*(d2-d1)/a = 243-57*(168-160)/243 = 178;

Скорость ремня определяется по формуле:

V = pd1n10-3/60 = 3,14*168*960*10-3/60 = 8,4 м/с [V];

где d1 = 168 мм - диаметр ведущего шкива,

n = 960 об/мин - частота вращения вала,

[V]= 40 м/с - допускаемая скорость для клиновых ремней.

Частота пробегов ремня определяется по формуле:

U = V/l = 8,4/0,75 = 11,2 с-1 [U]

где [U] = 30 c-1 - допускаемая частота пробегов;

Соотношение U < [U] условно выражает долговечность ремня и его соблюдение гарантирует срок службы - 1000...5000 ч.

Допускаемая мощность, передаваемая одним клиновым ремнем, определяется по формуле:

[Pn] = [P0]*cp*ca*cl;

где [Р0] = 19,5 кВт - допускаемая приведенная мощность, передаваемая 10 клиновыми ремнями, выбирается в зависимости от типа ремня, его сечения, скорости ремня, и диаметра шкива; ср = 0,9 - коэффициент динамичности нагрузки и длительности работы; сa = 0,88 - коэффициент угла обхвата на меньшем шкиве; сl = 0,99 - коэффициент влияния отношения расчетной длины ремня к базовой;

[Pn] = 7,5*0,9*0,88*0,99 = 5,88 кВт.

Количество клиновых ремней определяется по формуле:

z = 10*Pном/[Pn] = 7,5/5,88 =1,27; Округлим в большую сторону до целого числа: z = 2.

8. Способ смазки узлов коробки скоростей

Для проектируемой коробки примем общую систему смазки с приводом. Для подшипников в передней опоре используем циркуляционный способ смазки. Смазка подается через специальные каналы в корпусе. Отвод лишнего масла осуществляется через специальные отверстия в корпусе. Остальные подшипники смазываются разбрызгиванием и масляным туманом. Вязкость смазки для примененных подшипников 12-23 сст при 50С. Данной вязкостью обладает масло И-20А.

привод вал ременной кинематический

Список использованных источников

1 Г.А. Тарзиманов. Проектирование металлорежущих станков. - М.: Машиностроение, 1980.

2 А.И. Лурье, В.К. Зальцберг. Металлорежущие станки. Учебное пособие. Пермь. :ППИ, 1991.

3 А.И. Лурье, В.К. Зальцберг. Приложение к учебному пособию «Металлорежущие станки». Пермь. :ППИ, 1978.

4 В.И. Анурьев. Справочник конструктора-машиностроителя. Т.1 - М.: Машиностроение, 1992.

5 В.И. Анурьев. Справочник конструктора-машиностроителя. Т.2 - М.: Машиностроение, 1992.

6 В.И. Анурьев. Справочник конструктора-машиностроителя. Т.2 - М.: Машиностроение, 1992.

7 П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. Конструирование узлов и деталей машин. - М.: Высшая школа, 1998.

8 А.И. Лурье. Расчет привода подач станка с ЧПУ. Методические указания по выполнению курсового проекта. - ППИ. Пермь, 1992.

9 Кучер А.М. Киватицкий М.М. Покровский А.А. Металлорежущие станки. (Альбом общих видов, кинематических схем и узлов) М.: Машиностроение, 1965.

10 В.Э. Пуш. Металлорежущие станки: Учебник для машиностроительных втузов. - М.:Машиностроение, 1985.

11 В.В Бушуев. Основы конструирования станков. - М. :Станкин, 1992.

Размещено на Allbest.ru


Подобные документы

  • 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.

    курсовая работа [730,7 K], добавлен 27.05.2012

  • Изучение процесса модернизации привода главного движения вертикально-сверлильного станка модели 2А135 для обработки материалов. Расчет зубчатых передач и подшипников качения. Кинематический расчет привода главного движения. Выбор электродвигателя станка.

    курсовая работа [888,2 K], добавлен 14.11.2011

  • Проектирование коробки подач вертикально-сверлильного станка. Кинематика привода коробки скоростей. Кинематическая схема и график частот вращения. Определение крутящих моментов на валах. Расчет вала, подшипников, шпоночного соединения, системы смазки.

    курсовая работа [3,0 M], добавлен 01.05.2009

  • Изучение основных режимов металлорежущего станка. Кинематический расчёт привода главного движения. Построение графика мощности и момента, силовые расчеты элементов привода, ременной передачи и валов. Привила выбора шлицевых соединений и системы смазки.

    курсовая работа [868,5 K], добавлен 28.01.2014

  • 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

  • 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

  • Проектирование привода главного движения вертикально-фрезерного станка на основе базового станка модели 6Т12. Расчет технических характеристик станка, элементов автоматической коробки скоростей. Выбор конструкции шпинделя, расчет шпиндельного узла.

    курсовая работа [2,4 M], добавлен 22.04.2015

  • Особенности и требования, предьявляемые к коробкам скоростей. Выбор оптимальной компоновки кинематической схемы привода станка. Подбор шлицевых соединений, подшипников, системы смазки для проектирования коробки скоростей вертикально-сверлильного станка.

    курсовая работа [297,2 K], добавлен 22.09.2010

  • Устройство и работа вертикально–сверлильного станка. Проектирование привода со ступенчатым регулированием. Построение диаграммы чисел вращения шпинделя. Расчет чисел зубьев передач привода. Анализ структурных сеток. Расчет бесступенчатого привода.

    курсовая работа [911,9 K], добавлен 28.05.2013

  • Выбор режимов резания на токарных станках. Эффективная мощность привода станка. Выбор типа и кинематической схемы механизма главного движения. Расчет коробки скоростей, основных конструктивных параметров деталей привода. Определение чисел зубьев шестерен.

    курсовая работа [874,8 K], добавлен 20.02.2013

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.