Привод главного движения вертикально-сверлильного станка

Размещено на http://www.allbest.ru/

Аннотация

Задачей данного курсового проекта является разработка привода главного движения вертикально-сверлильного станка. Проект состоит из расчетной и графической частей.

В расчетной части курсового проекта производится анализ конструкций и расчет передач, технических характеристик, различных устройств и механизмов привода главного движения станка. В расчетно-пояснительной записке к курсовому проекту содержится:

Графическая часть проекта состоит из 1-го чертежа формата А0, 1-го чертежа формата А2 и 1-го чертежа формата А3.

Лист 1 - Коробка скоростей (развертка) - А0.

Лист 2 - Коробка скоростей (свертка) - А2.

Лист 3 - Шпиндель - А3.

автоматизация станкостроение кинематический схема



Введение

Важнейшим направлением развития современного станкостроения является автоматизация, которая включает комплекс мероприятий (технических, организационных и др.), позволяющих вести производственные процессы без непосредственного участия человека.В последние годы широкое распространение получили работы по созданию новых высокоэффективных автоматизированных механосборочных производств и реконструкции действующих производств на базе использования современного оборудования и средств управления всеми этапами производства. В машиностроении внедряется производственное оборудование, оснащенное системами числового программного управления и микропроцессорной техникой, на его базе создаются автоматизированные участки и цеха, управляемые от ЭВМ.

Проектируемые и реализуемые производственные процессы должны обеспечивать решение следующих задач: выпуск продукции необходимого качества, без которого затраченные на нее труд и материальные ресурсы будут израсходованы бесполезно; выпуск требуемого количества изделий в заданный срок при минимальных затратах живого труда и вложенных капитальных затратах.

В настоящее время идет интенсивное расширение номенклатуры производимых изделий и увеличение общего их количества. Наряду с этим возрастают требования к качеству изделий. Это ведет за собой необходимость повышения точности технологического оборудования, его мощности, быстродействия, степени автоматизации и экологической чистоты всей производственной системы.

Повышение точности в машиностроении поставило перед станкостроителями серьезные задачи в области создания высокоточных станков. Требования к прецизионным станкам с каждым годом растут. В станках применяют новые элементы: направляющие качения, гидростатические и аэростатические направляющие, гидростатические и аэростатические опоры в шпиндельных узлах, передачи винт-гайка качения и гидростатические передачи винт-гайка, различные демпфирующие устройства и многое другое.

В современном станкостроении характерно максимальное использование нормализованных и стандартных узлов и деталей, развитие метода агрегатирования и создание гамм станков в виде нормального ряда типоразмеров с максимальной стандартизацией узлов и деталей.



1. Анализ конструкции современных металлорежущих станков аналогичных проектируемому

1.1 Описание конструкции и системы управления станка - прототипа

Первые сверлильные станки появились давно и имели, по всей видимости, лучковый привод. К 15 веку сверлильный станок стал коловоротом, в котором использовался кривошип.

Вертикально-сверлильные станки называются так потому, что их характерной особенностью является вертикальное расположение шпинделя.

На станках можно производить сверление в сплошном материале, рассверливание, зенкерование, развертывание, подрезку торцов, нарезку резьбы метчиками и другие подобные операции. Благодаря своей универсальности станок находит применение везде, где требуется обработка отверстий - от ремонтного цеха до крупносерийного производства.

При использовании специального инструмента возможно увеличить диапазон операций, например, производить раскатывание отверстий роликовыми и шариковыми раскатками, получать отверстия большого диаметра кольцевыми сверлами, протачивать канавки и т.п.

Основными формообразующими движениями при сверлильных операциях являются главное движение (вращательное) v и движение подачи s шпинделя станка. Кинематические цепи, осуществляющие эти движения, имеют самостоятельные органы настройки, посредством которых устанавливается необходимая частота вращения инструмента и его подача.



Рисунок 1 - Станок вертикально-сверлильный 2С132

Станок вертикально-сверлильный 2С132 (рисунок 1) с ручным управлением с откидным подъёмным столом и обработанной фундаментной плитой, предназначен для выполнения следующих операций: сверления, зенкерования, зенкования, развёртывания, резьбонарезания в различных материалах.

Сверлильный станок 2С132 может использоваться в мелкосерийном производстве, на малых предприятиях, в ремонтных мастерских.

Особенности конструкции - наличие откидного стола позволяет обрабатывать на станке детали крупных габаритов. Позволяет использовать различные приспособления и инструменты, расширяющие его технологические возможности.

На вертикально-сверлильном станке 2С132 имеется узел, который позволяет контролировать глубину сверления. Рабочий стол оснащен механизмом регулирования высоты. Электрооборудование встроено в колонну. Подача СОЖ с баком встроенным в основание. Чугунные литые корпусные детали обеспечивают высокую жесткость.



Таблица 1 - Основные технические характеристики 2С132.

Тех. Характеристика Значение

Диаметр сверления, мм 50

Размер внутреннего конуса шпинделя, мм Морзе 4

Наибольшее перемещение шпинделя, мм 150

Расстояние от оси шпинделя до колонны, мм 320

Наибольший ход подъёмного стола, мм 680

Количество частот вращения шпинделя 9

Частота вращения шпинделя, мин^-1 90-1400 (180-2800)

Размеры рабочей поверхности стола, не менее, мм:

- длина 500

- ширина 500

Размеры рабочей поверхности плиты, мм:

- длина 320

- ширина 320

Количество Т-образных пазов на столе (плите) 3

Ширина крепёжных Т-образных пазов, мм 14Н12

Расстояние между Т-образными пазами, мм 80+0,4

Мощность электродвигателя, кВт 4,0

Габариты станка, мм:

- длина 1105

- ширина (без рукоятки подъёма стола) 860

- высота 2680

Масса станка, кг 1200



1.2 Описание конструкции и системы управления станка-прототипа

Основные узлы станка: стол, шпиндельная бабка с коробкой подач и подъемным механизмом, коробка скоростей, станина(колонна), основание станины.

Органы управления: рукоятка перемещения стола, штурвал для подъема и опускания шпинделя и для включения механической подачи.

Движение в станке: Движение резания - вращение шпинделя с режущим инструментом. Движение подачи - осевое перемещение шпинделя с режущим инструментом. Вспомогательные движения - ручные перемещения стола и шпиндельной бабки в вертикальном направлении.

Принцип работы: Обрабатываемая деталь устанавливается на столе станка и закрепляется. Совмещение оси будущего отверстия с осью шпинделя осуществляется перемещением приспособления с обрабатываемой деталью на столе станка.

Движение шпинделю сообщается от фланцевого электродвигателя через ременную передачу и коробку скоростей. С помощью электромуфт и зубчатых колес коробка скоростей сообщает шпинделю 9 частот вращения.

Принцип работы проектируемого привода главного движения заключается в конструктивном оформлении узла, это обеспечение переключения частот вращения шпинделя с помощью передвижных блоков.

Укажем некоторые технологические требования, которые необходимо учесть при проектировании коробки скоростей:

ь возможная простота конструкции, которая характеризуется общим количеством валов, колес, подшипников и деталей систем управления;

ь удобная механическая обработка корпуса коробки скоростей, как наиболее трудоемкой детали. Конструкция корпуса должна обеспечивать максимально возможное количество обрабатываемых поверхностей за одну установку;

ь уменьшение количества оригинальных деталей за счет применения одинаковых зубчатых колес по модулю и количеству зубьев, унификация конструкций и внедрение ранее освоенных заводом деталей и узлов;

ь обеспечение простоты сборки изделия с целью установки на станок уже собранной и обкатанной на стенде коробки скоростей;

ь для уменьшения шума и повышения плавности работы зубчатого зацепления предусматривать шлифование работающих, контактирующих поверхностей зубчатого зацепления.

Коробка скоростей проектируемого привода компонуется зубчатыми колесами, валами и подшипниками в корпусе и должна иметь минимально возможные габариты с целью уменьшения металлоемкости всего изделия.

1.3 Расчет и обоснование основных технических характеристик проектируемого узла

Проектируемый узел -- привод главного движения.

Максимальная частота вращения шпинделя - n_max = 1600 мин^-1,

минимальная - n_min = 60 мин^-1.

Предельное тяговое усилие - 9,2 кН.

Число ступеней привода - z_n = 8.

Определяем диапазон регулирования чисел оборотов шпинделя:

, (1.3.1)

где n_max, n_min- соответственно максимальное и минимальное числа оборотов шпинделя, мин^-1.

Определяем знаменатель геометрического ряда чисел оборотов шпинделя:

_n (1.3.2.)

где z_n - количество ступеней чисел оборотов шпинделя.

Принимаем стандартное значение знаменателя геометрического ряда

_n = 1, 58.

Определяем промежуточные значения частот вращения:

n₁ = n_min = 60 мин^-1

n₂ = n₁¹ =601,58¹ = 94,8 мин^-1

n₃ = n₁² =601,58² = 149,78 мин^-1

n₄ = n₁³ =601,58³ = 236,65 мин^-1

n₅ = n₁⁴ =601,58⁴ = 373,9 мин^-1

n₆ = n₁⁵ =601,58⁵ = 590,77 мин^-1

n₇ = n₁⁶ =601,58⁶ = 933,42мин^-1

n₈ = n₁⁷ =601,58⁷ = 1474,8 мин^-1

Выбираем по значению стандартный ряд чисел оборотов [3]:

Таблица 2 - Стандартный ряд чисел оборотов.

63	90	160	250	400	630	1000	1600



1.4 Описание кинематической схемы проектируемого узла, построение структурной сетки и графика частот

На основе величин Zn и выбираем оптимальный структурный вариант привода:

Zn = p₁(x₁) * p₂(x₂) * ... * p_n(x_n); (1.4.1)

где p₁,p_n - количество различных передач в каждой группе;

x₁,x_n - характеристика группы передач.

Zn = 8= 4₍₁₎x 2₍₄₎ (1.4.2)

По выбранному оптимальному структурному варианту привода строим структурную сетку.

Рисунок 2 - Структурная сетка.

Определяем нужную мощность двигателя. Для этого предварительно примем общий коэффициент полезного действия привода .

Требуемая мощность электродвигателя, кВт:

кВт; (1.4.3)



где =1,2 - коэффициент перегрузки.

По литературе [1] принимаем электродвигатель 4А90L4У3, имеющий номинальную мощность кВт, и номинальную частоту вращения n=1425 мин^-1.

График частот вращения строится для определения конкретных значений величин, которые показывают передаточные отношения всех передач привода и частот вращения валов привода.

Для построения графика частот вращения определяем число частот, изображающих частоту вращения электродвигателя [3]:

Yэ= = = 6,91; (1.4.4)

Yэ= 6,91=1,91 + 2 + 3.

Строим график частот:

Рисунок 3 - График частот.

Определим передаточное отношение в каждой группе передач по формуле:



i = ^u(1.4.5)

где - принятый знаменатель ряда чисел оборотов;

u - количество интервалов.

i_n/п = 1,58^-0,7= 0,73;

i₁ =1,58^-3 = 0,25;

i₂ =1,58^-2 =0,4;

i₃ =1,58^-1 = 0,633;

i₄= 1;

i₅ = 1,58^-3 =0,25;

i₆ = 1,58¹ =1,58.

Ориентировочно на валах, по таблице, выбираемчисла зубьев передач:

1) Передачи на входном валу: z = 71;

Z_п/п =30; z_1к = 71-30 = 41;

2) Передачи на первом валу: z = 90;

z_1ш =18; z_1к = 90-18 = 72;

z_2ш = 26; z_2к = 90-26 =64 ;

z_3ш = 35; z_3к = 90-35=55;

z_4ш = 45; z_4к = 90-45= 45;

3) Передачи на втором валу: z = 93;

z_5ш = 19; z_5к = 93-19 = 74;

z_6ш = 57; z_5к = 93-57 = 36;



Фактические передаточные отношения определяются по формуле:

i= ; (1.4.6)

где z₁ и z₂ - числа зубъев шестерни и колеса соответственно.

i₁=18/72=0,25,

i₂=26/64=0,4,

i₃=35/55=0,63;

i₄=45/45=1,

i₅=19/74=0,25,

i₆=57/36=1,58.

Cтроим кинематическую схему:

Рисунок 4 - Кинематическая схема.



Ошибка полученных чисел оборотов не должна превышать ± 10 (ц - 1) % = ± 10(1,58 - 1) %= ± 5,8%.

1.5 Расчет мощности привода и крутящих моментов на валах

Определяем мощность на каждом валу с учетом потерь на трение в зацеплениях зубчатых колес:

промежуточный вал:

Р₁ = Р_дв = 2,2 кВт;

второй вал :

Р₂ = Р_дв•_з =2,2•0,97 = 2,13 кВт; (1.5.1)



третий вал:

Р₃ = Р ₂ •_п•_м•_з =2,13• 0,98•0,97•0,99 = 2,00кВт;(1.5.2)

четвертый вал:

Р₄ = Р ₃•_п•_м•_з = 2,00•0,98•0,97•0,99 = 1,88 кВт; (1.5.3)

где_п = 0,98 - КПД пары подшипников,

_м=0,99 - КПД электромагнитной муфты,

з=0,97 - КПД зубчатой передачи.

Для определения крутящих моментов на валах в коробках скоростей универсальных станков в качестве расчетной частоты вращения шпинделя принимается не nmin, а подсчитывается для сверлильных станков по формуле:

np = nmin. (1.5.4)

Тогда имеем:

np = nmin = 60= 136,2 мин-1.

В качестве расчетного принимаем ближайшее значение:

np =n1=160 мин-1.

Расчетная цепь на графике частот выделена жирной линией.

На приводном валу шпинделя 4:



На валу 3:

На валу 2:

На валу 1 злектродвигателя:

Тэ = 9,55103Nэ/nэ = 9,551032,2/1425 = 14,74 Нм.

1.6 Расчет передач, устройств и механизмов проектируемого приводов станка

1.6.1 Определение предварительных диаметров валов

Определяем предварительные диаметры валов из расчета только на кручение при пониженных допускаемых напряжениях [4]:

,мм(1.6.1)

[] - пониженное допускаемое напряжение на кручение:

= 15 … 20 Н/мм²;



T_j - максимальные крутящие моменты на валах.

d₁=мм,

d₂=мм,

d₃= мм,

d₄= мм.

Назначаем d1=20 мм, d2=20 мм, d3= 20 мм., d4=35 мм.

1.6.2 Расчет зубчатых передач

Расчет будем производить для самых нагруженных пар зубчатых колес, на валах, которые передают наибольший крутящий момент, т.е. пары z₅ - z₆ и z₉ - z₁₀.

1) Выбор материала: марки сталей для шестерни и колеса назначаем одинаковые 40Х, термическая обработка - улучшение и закалка. Основные механические характеристики: твердость 45-50 HRC (480 HB), _B = 980 МПа, _т = 780 МПа.

2) Определение допускаемых контактных напряжений.

Базовое число циклов, соответствующее пределу выносливости для шестерни и зубчатого колеса N_Hlimi:

N_{H lim i} = f (HB _i).

По рис. 4.1.3 ([1], стр. 43) принимаем: N_Hlim1,2,7,8 =7010⁶.

Эквивалентное число циклов:



N_HEi = 60n_iL_hck_HE, (1.6.2)

где L_h = 20*10³ ч - продолжительность работы передачи;

с = 1 - число зацеплений зуба за один оборот колеса;

k_HE = 1 - коэффициент учитывающий изменение нагрузки передачи;

n_i - частота вращения шестерни (колеса).

Получаем:

Для шестерни z₅:

N_{HE 5} =6010002010³11 = 1,210⁹.

Для колеса z₆:

N_{HE 6} = 606302010³11 = 0,7610⁹.

Для шестерни z₉:

N_{HE 9} = 606302010³11 = 0,7610⁹.

Для колеса z₁₀:

N_{HE 10} = 601602010³11 = 0,1910⁹.

Определяем коэффициент долговечности Z_N:

так как N_{Hlim 1}<N_{HE 1} и N_{Hlim 2}<N_{HE 2}, N_{Hlim 7}<N_{HE 7} и N_{Hlim 8}<N_{HE 8}, то принимаем Z_N1,2,7,8 = 1 ([2], стр. 42).

Предел контактной выносливости:

_{Hlim 1,2,7,8} = f (HB _1,2,7,8), ([1], табл. 4.1.3).



Для НВ ? 350 имеем:

_{Hlim 1,2,7,8} = 17HRC+200= 17*48+200=1016 МПа.

Допускаемые контактные напряжения:

_H= 0,9_HlimZ_N/S_H, (1.6.3)

где S_H - коэффициент запаса прочности, для колес с неоднородной структурой S_H = 1,2.

_{H 1,2,7,8} = 0,91016 1/1,2 = 762 МПа.

Расчетное допускаемое контактное напряжение:

для цилиндрических прямозубых колес _HР = _Hmin = 762 МПа.

3) Определение допускаемых изгибных напряжений

Базовое число циклов напряжений N_Flim = 410⁶.

Эквивалентное число циклов:

N_FE= 60nL_hck_FE,

где L_h = 20*10³ ч - продолжительность работы передачи;

с = 1 - число зацеплений зуба за один оборот колеса;

k_FE = 1 - коэффициент учитывающий изменение нагрузки передачи.

Получаем:

Для шестерни z₅:

N_{FE 5} =6010002010³11 = 1,210⁹.



Для колеса z₆:

N_{FE 6} = 606302010³11 = 0,7610⁹.

Для шестерни z₉:

N_{FE 9} =606302010³11 = 0,7610⁹.

Для колеса z₁₀:

N_{FE 10} =601602010³11 = 0,1910⁹.

Определяем коэффициент долговечности Y_N:

так как N_{Flim 1}<N_{FE 1} и N_{Flim 2}<N_{FE 2}, N_{Flim 7}<N_{FE 7} и N_{Flim 8}<N_{FE 8}, то принимаем Y_N1,2,7,8 = 1 ([2], стр. 42).

_{F lim}= f (HB), ([1], табл. 4.1.3).

Для НВ ? 350 имеем:

_Flim = 550-900 МПа.

Допускаемые изгибные напряжения:

_FР = 0,4_FlimY_NY_A, (1.6.4)

где Y_A - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки, Y_A = 1, так как приложение нагрузки одностороннее ([2], стр. 42).



_{FР 1,2,7,8} = 0,475011 = 300 МПа.

Допускаемые напряжения при действии максимальной нагрузки ([2], табл. 4.1.3):

HР max= 44HRC,

HР max 1.2.7.8 = 4448 = 2112 МПа.

1.6.3 Проектировочный расчет

Расчет диаметра шестерни и выбор основных параметров передачи.

Расчетный диаметр шестерни ([2], стр. 44):

, (1.6.5)

где k_d = 77 МПа^1/3 - для прямозубых передач;

_bd - коэффициент ширины шестерни относительно ее диаметра, _bd = = b/d₁ = f (HB, расположение колес относительно опор) = 0,6 ([2], табл. 4.2.6);

K_H- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, K_H = f (HB, расположение колес относительно опор, _bd) = 1,1 ([2], рис. 4.2.2 а);

K_A - коэффициент внешней динамической нагрузки, K_A = 1,25 ([2], табл. 4.2.9);

+(-) - зацепление внешнее (внутреннее),

u_I = z₆/z₅ = 55/35 = 1,57, u_II = z₁₀/z₉ = 74/19 = 3,89 - передаточные числа.

мм.



мм.

Ширина венца зубчатого колеса:

b_2(I) = _bdd_1(I)';

b_2(I) =24.9мм.

b_2(II) = _bdd_1(II)';

b_2(II) = 35.1 мм.

Ширина венца шестерни:

b_1(I) = b_2(I) + 3 ... 5;

b_1(I) = 24.9 + 5 = 30 мм.

b_1(II)=40 мм.

Округляя полученные значения до целых чисел, окончательно получаем:

b_1(I) = 30 мм, b_2(I) =25 мм, b_1(II)=40 мм, b_2(II)=35 мм.

Определяем модуль из расчета на контактную выносливость по формуле:

m = /z₁;

m₁ = 41.58/35 =1,18 мм.

m₂ = 58,5/19=3,07.



Округляем полученные значения m до ближайших стандартных значений:

m₁ = 2,0 , m₂ = 3,0 ([1], табл. 4.2.2).

Расчетное межосевое расстояние:

,

где d_W1,2 = mz_1,2 - диаметр начальной окружности шестерни (колеса).

d_W1(I) =235 = 70 мм,

d_W2(I) = 255 = 110 мм.

мм.

d_W1(II) = 3 19= 57мм,

d_W2(II) = 374 = 222 мм.

мм.

Диаметры вершин зубьев:

d_a = m( z + 2);

d_а1(I) = 2(35 + 2) = 74 мм,

d_а2(I) = 2(55 + 2) = 114 мм,

d_а1(II) =3(19 + 2) = 63мм,

d_а2(II) = 3(74 + 2) =228 мм.

Рассчитаем зубчатое зацепление между валом электродвигателя 1 и вторым валом.

Определим межосевое расстояние между валом электродвигателя 1 и вторым валом:

мм.

.

Принимаем m=2.

Уточним межосевое расстояние:

мм.

b=0.125*71=8.8 мм.

Принимаем b=20 мм.

Рассчитаем диаметры колес:

d_Wэл1 = mzэл1=2*30=60мм;

d_Wэл2 = mzэл2=2*41=82 мм;

d_аэл1 = 2(30 + 2) = 64 мм;

d_аэл2 = 2(41 + 2) = 86 мм.

1.6.4 Проверочный расчет

Проверка расчетных контактных напряжений

Окружная сила в зацеплении:

F_t = 2T₁10³/ d_W1;

F_t(I) = 223,910³/70 = 682,8 H,



F_t(II) = 289,510³/ 57 =3140,4 H.

Окружная скорость колес:

= d_W1n₁/(6010³);

_I = 3,14701000/(6010³) = 3,66 м/с,

_II = 3,1457630/(6010³) = 1,88 м/с.

Степень точности = f (,) = 8 (средней точности), ([2], табл. 4.2.8).

Удельная окружная динамическая сила:

, (1.6.6)

где _Н - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля на динамическую нагрузку; _Н = f (HB, ) = 0,14 ([1], табл. 4.2.10);

g₀ - коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса; g_0I = f (степень точности, m) = 5,6, g_0II=6,1, ([1], табл. 4.2.12).

Н/мм,

Н/мм.

Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации:

;

Н/мм,



Н/мм.

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении:

K_H = 1 + (W_H/W_HtP); (1.6.7)

K_HI = 1 + (21,7/30,04) =1,72 ,

K_HII = 1 + (9,61/98,7) = 1,09.

Удельная расчетная окружная сила:

W_Ht = F_tK_HK_HK_A/b₂; (1.6.8)

W_HtI = 682,21,11,251,72/25 = 64,54 Н/мм,

W_HtII = 3140,41,11,251,09/35 =134,5 Н/мм.

Расчетные контактные напряжения:

, (1.6.9)

где Z_H - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев; для прямых зубьев Z_H = 1,77;

Z_E - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес; Z_E = 275 МПа^1/2;

Z - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий; для прямозубых колес Z = 1,0.

МПа <_HР = 762 МПа,



МПа <_HР = 762 МПа.

Проверка расчетных напряжений изгиба

Удельная окружная динамическая сила:

, (1.6.10)

где _F - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля на динамическую нагрузку; _F = f () = 0,16 ([1], табл. 4.2.11);

g₀ - коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса; g_0I = f (степень точности, m) = 5,6, g_0II=6,1, ([1], табл. 4.2.12).

Н/мм,

Н/мм.

Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации:

,

где K_F- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, K_F = f (HB, расположение колес относительно опор, _bd) = 1,1 ([2], рис. 4.2.2 в);

Н/мм,



Н/мм.

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении:

K_F = 1 + (W_F/W_FtP);

K_FI = 1 + (24,8/30,04) = 1,82,

K_FII = 1 + (10,9/98,7) =1,11.

Удельная расчетная окружная сила при изгибе:

W_Ft = F_tK_FK_FK_A/b₂;

W_FtI = 682,81,821,11,25/25 =68,35 Н/мм,

W_FtII = 3140,41,111,11,25/35 = 136,9 Н/мм.

Коэффициент, учитывающий форму зуба:

Y_FS= f (z_E, x) (x= 0), ([2], рис. 4.2.3),

где z_E = z - для прямозубых колес.

Y_FS1(I) = 4,18, Y_FS2(I) = 3,71;

Y_FS1(II) = 4,19, Y_FS2(II) = 3,71.

Расчет будем производить для шестерен.

Расчетные напряжения изгиба зуба:

,



где Y - коэффициент, учитывающий наклон зуба; Y = 1 для прямых зубьев;

Y - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев; для прямых зубьев Y = 1,0.

МПа <_FР = 300 МПа,

МПа <_FР = 300 МПа.

1.6.5 Расчет параметров остальных колес коробки скоростей

Зацепление z1 - z2 (m=2 мм, z1 = 18, z2 =72):

Ширина венца шестерни и зубчатого колеса:

b₁ = 30 мм,

b₂ = 25 мм.

Диаметры начальных окружностей шестерни и колеса:

d_W1 = 218 = 36 мм,

d_W2 = 272 = 144 мм.

Диаметры вершин зубьев:

d_а1 = 2(18 + 2) =40мм,

d_а2 = 2(72 + 2) = 148мм.

Зацепление z₃ - z₄(m = 2 мм, z₃ = 26, z₄ = 64, , b₃ =30, b₄ = 25 мм,

Диаметр начальной окружности шестерни (колеса):



d_W3 = 226 = 52 мм,

d_W4 = 264 =128 мм.

Диаметры вершин зубьев:

d_а3 = 2(26 + 2) =52 мм,

d_а4 = 2(64 + 2) = 128 мм.

Зацепление z₇ - z₈(m = 2мм, z₇ =45, z₈ =45, b7 = b₈ = 30мм):

Диаметр начальной окружности шестерни (колеса):

d_W7 =245 = 90мм,

dW8 = 245 = 90мм.

Диаметры вершин зубьев:

dа7 = 2(45 + 2) = 94 мм,

dа8 =2(45 + 2) = 94 мм.

Результаты заносим в таблицу.

Таблица 3 -Основные геометрические параметры зубчатых колёс.

Зацепление	Делительный диаметр dw, мм	Диаметр вершин зубьев da, мм	Ширина венца, мм
z1 - z2	dw1 = 36	da1 = 40	b1 = 30
	dw2= 144	da2 = 148	b2 = 25
z3 - z4	dw3 = 52	da3= 56	b3 = 30
	dw4 = 128	da4 = 132	b4 = 25
z5 - z6	dw5 = 70	da5 = 74	b5 = 30
	dw6 = 110	da6 = 114	b6 = 25
z7 - z8	dw7 = 90	da7 = 94	b7 = 30
	dw8 = 90	da8 = 94	b8 = 25
z9 - z10	dw9 = 57	da9 = 63	b9 = 40
	dw10 = 222	da12 = 228	b12 = 35
z11 - z12	dw11 = 138	da11 = 146	b11 = 40
	dw12 = 141	da12 = 149	b12 = 35
Zэл1 - zэл2	dwэл1 = 60	daэл1= 64	b11 = 20
	dwэл2 = 82	daэл2 = 86	b12 = 20

1.6.6 Расчет валов привода

Проектировочный расчет вала был произведен: определены предварительные диаметры валов.

Выбор материала валов

Валы, входящие в состав коробок скоростей, могут быть разделены на три группы. К первой группе относятся валы, работающие при повышенных нагрузках, вызывающих изгиб и кручение. Основным фактором, определяющим их работоспособность, является усталостная прочность. Материал для изготовления вала выбирается в зависимости от его диаметра (по условию обеспечения прокаливаемости), а твердость назначается исходя из условий работы. Упрочняющая обработка таких валов состоит в объемной закалке с последующим высоким или средним отпуском. Ко второй группе относятся валы, для которых должны быть обеспечены высокая износостойкость и прочность шлицев, а также износостойкость опорных шеек. Такие валы изготавливаются из стали 45, заготовки их проходят нормализацию для улучшения обрабатываемости резанием, а обработанные детали - закалку с индукционным нагревом. Третью группу составляют наиболее нагруженные валы, для которых надо обеспечить усталостную прочность, повышенную износостойкость поверхностей и сопротивление смятию. Для обеспечения требуемого сопротивления смятию толщина упрочненного слоя должна составлять 1,2 мм, требуемой износостойкости и стойкости против задиров при монтаже - 0,5 мм.

Исходя из изложенного выше принимаем следующие марки сталей для валов:

· для вала I принимаем сталь 45 (твердость поверхности 46 … 52 HRC_э, метод упрочнения - закалка с индукционным нагревом);

· для вала II принимаем по таблице 4.6 ([3], стр. 117) сталь 45 (твердость поверхности 46 … 52 HRC_э, метод упрочнения - закалка с индукционным нагревом);

· для вала III принимаем сталь 40Х (твердость поверхности 46 … 52 HRC_э, твердость сердцевины 229 … 265 НВ, метод упрочнения - объемная закалка с высоким отпуском с последующей поверхностной закалкой при индукционном нагреве).

Проверочный расчет валов

Определение сил, действующих на шпиндельный вал:

Окружное усилие на зубчатом колесе:

где d - начальный диаметр зубчатого колеса, 304 мм.

Радиальное усилие на зубчатом колесе:

где - угол зацепления .

Определение реакций опор в горизонтальной и вертикальной плоскостях.

Определение реакций опор производится по формулам теоретической механики с использованием уравнений статики. [5]



Рисунок 5 - Расчётные схемы вала в горизонтальной и вертикальной плоскостях

Определение реакций опор в горизонтальной и вертикальной плоскостях.

Определение реакций опор производится по формулам теоретической механики с использованием уравнений статики. [5]

1. Строим схему нагружения вала в вертикальной плоскости и определяем опорные реакции:

;



;

;

.

2. Стоим эпюру изгибающих моментов: [6]

М_y = R_1ya = 261,70,340 = 88,98 Нм.

3. Опорные реакции в горизонтальной плоскости:

;

;

;

.

4. Строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости:

М_х = R_1xa =95,20,340 = 32,4 Нм.

5. Строим эпюру суммарных изгибающих моментов:

.

6. Строим эпюру крутящих моментов:



.

7. Наиболее опасным является сечение вала под зубчатым колесом, в котором действуют максимальные изгибающий и крутящий моменты, сечение ослаблено шпоночной канавкой, которая в тоже время является концентратором напряжений. Определяем коэффициенты безопасности в этом сечении.

8. Материал вала - сталь 40Х. По таблице _-1 = 450 Н/мм²;

_-1 = 275 Н/мм².

9. Нормальные напряжения:

_a = _u =

где

Для вала = 35 мм, по ГОСТ 8788 - 68 определяем размеры

сечения шпонки: bh = 10 8 мм; t = 5 мм.

_a = _u =

10. Касательные напряжения от нулевого цикла:

_a = _m =



где .

_a = _m =

11. Эффективные коэффициенты концентрации напряжений:

K = 2,15K = 1,45

12. Масштабные факторы:

= 0,88 = 0,77

13. Коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к ассиметрии цикла нагружения: = 0,1 = 0,05

14. Коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности. Принимаем R_a = 1,25, тогда = 0,9.

15. Коэффициент безопасности только по изгибу:

16. Коэффициент безопасности только по кручению:



17. Общий коэффициент безопасности:

.

Таким образом, прочность обеспечена.

1.6.7 Выбор подшипников

Выбор подшипников для опор валов

В качестве опор для валов 1, 2, 3, 4 будем применять шариковые радиальные однорядные, основные параметры которых (ГОСТ 8338-75) заносим в таблицу 4.

Таблица 4 - Шариковые радиальные однорядные подшипники для опор валов.

Вал	Обозначение подшипника	Размеры, мм	Грузоподъемность, кН
		d	D	B	динамическая	статическая
1	104	20	42	12	9,36	4,5
2	104	20	42	12	9,36	4,5
3	104	20	42	12	9,36	4,5
4	107	35	62	14	15,9	8,5

Проверочный расчет подшипников качения

Подбираем подшипник по более нагруженной опоре 1.

Суммарные реакции:

Н.



Подшипник расположен на верхнем конце шпиндельного вала. Это подшипник 108. Параметры подшипника приведены в таблице.

Осевые составляющие радиальных реакций у радиальных подшипников равны нулю.

Эквивалентная нагрузка[2]:

Н

Расчетная долговечность, млн.об:

млн.об

Расчетная долговечность, ч:

ч

Найденная долговечность подшипника приемлема, так как предварительно назначенный срок службы узла 20 000 часов.

1.6.8 Расчет шпоночного и шлицевого соединений

Выбираем шпонку 14х9х56 ГОСТ 23360-78 на выходном валу для жесткого закрепления муфты электромагнитной. Рабочая длина шпонки мм. Рабочая высота шпонки 5,5 мм.

Производим расчет шпонки на прочность. Призматические стандартные шпонки рассчитываются только на смятие, т.к. прочность на срез обеспечена.



Условие прочности выполняется.

1.7 Описание конструкции шпинделя, выбор материала и т.о.

Шпиндельный узел проектируемой коробки скоростей должен удовлетворять следующим требованиям:

- допустимое биение шпинделя должно соответствовать государственным стандартам;

- жесткость переднего конца шпинделя должна быть больше 250 Н/мкм, допустимый угол поворота шпинделя в передней опоре 0,0001..0,00015 рад;

- допустимый нагрев наружного кольца подшипника для станка класса точности Н-70;

Определяем параметр быстроходности шпиндельного узла:

мм/мин. (2.6.1)

Выбираем вариант установки подшипников по параметру быстроходности:



Рисунок 6 - Схема установки подшипников в шпиндельный узел.

В передней опоре устанавливаем более точные подшипники, т. к. передняя опора воспринимает большие нагрузки с целью обеспечения жесткости шпинделя.

Принимаем подшипники «1» и «4» - радиальные шариковые, «2» и «3» - упорные шариковые.

Подшипники располагаем в гильзе шпинделя, которая при помощи реечной передачи имеет возможность перемещаться вдоль оси. Регулировка подшипников осуществляется гайкой, расположенной над верхней опорой шпинделя.

Осевое усилие подачи воспринимается передним упорным подшипником, а усилие при выбивке инструмента - задним подшипником.

Для выбивки инструмента есть специальный механизм. В окно шпинделя насажен рычаг, а на цилиндрический конец шпинделя насажена обойма. Эта обойма при помощи пружины поднимается к передней опоре. В верхнем положении шпинделя, между обоймой и торцем сверлильной головки имеется зазор.

Выбивка происходит при подъеме шпинделя штурвалом подачи, при этом обойма упирается в корпус сверлильной головки и рычаг , поворачиваясь вокруг оси, производит выбивку инструмента.

Шпиндель станка изготавливают из стали 40Х с закалкой ответственных поверхностей до твердости 48..56HRC.

Форма и размеры конца шпинделя по ГОСТ25557-82.



2. Описание и расчет системы смазки шпиндельного узла и ПГД в целом

Смазка коробки скоростей - циркуляционная от плунжерного насоса через обратные клапаны на всасывающей магистрали. Маслоуказатель показывает наличие масла в резервуаре. Плунжерный насос крепится к нижней плите корпуса коробки скоростей и приводится в действие эксцентриком, закреплённым на валу коробки скоростей.

Подаваемое насосом масло поступает через прорези в трубках на зубчатые колёса, валы, подшипники коробок скоростей и подач, затем стекает обратно в масляный резервуар. Смазывание электромагнитных муфт, а также подшипников колёс под муфтами осуществляется внутренним способом, через устройства осевого типа, центральное и радиальные отверстия, просверленные в валах. Смазка подшипников шпинделя осуществляется набивкой консистентной смазкой ЛКС-2 ТУ38.10110.15-85. Объём масла, которое должно быть заложено в опору:

Q =dm• B • K; (2.6.2)

где dm= 48 мм - средний диаметр подшипника, мм;

B - ширина подшипника;

K= 0,004.

Отсюда:

см3.

Периодичность смазки - 1 раз в 2 года.



Выводы

Машиностроению принадлежит ведущая роль среди других отраслей экономики, так как основные производственные процессы выполняют машины. Поэтому и технический уровень многих отраслей в значительной мере определяет уровень развития машиностроения.[2]

Повышение эксплуатационных и качественных показателей, сокращение времени разработки и внедрения новых машин, повышение их надежности и долговечности -- основные задачи конструкторов-машиностроителей.

В данном курсовом проекте была разработана коробка скоростей вертикально-сверлильного станка, которая соответствует заданному качеству, при минимальных экономических затратах. Элементы коробки расположены компактно, что позволяет сэкономить расход металла и уменьшить габариты станка в целом. В качестве переключения частот вращения применяли электромагнитные муфты. Коробка скоростей обеспечивает получение 8 частот вращения. Минимальная частота вращения n_min=60об/мин, максимальная -n_max=1600об/мин.

Коробка скоростей выполнена в соответствии с современными тенденциями в области конструирования станков.

автоматизация станкостроение кинематический схема



Размещено на Allbest.ru