Проект четырехкоординатного прецизионного многоцелевого станка горизонтальной компоновки
Проектирование четырехкоординатного прецизионного многоцелевого станка горизонтальной компоновки. Проект привода главного движения, включая шпиндельный узел. Анализ статических, динамических и термодеформационных характеристик несущей системы станка.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | дипломная работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 31.05.2010 |
| Размер файла | 2,5 M |
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.
-коэффициент передаточного числа, вводимый для ускорительных передач и зависящий от передаточного отношения в группе; принимаем (при ) и (при );
-коэффициент, вводимый при наличии натяжных или направляющих роликов; при одном ролике принимаем ;
-коэффициент ширины ремня, учитывающий неполные витки троса у боковых поверхностей ремня; при b=63 мм принимаем .
кгс/см
кгс/см
Необходимая ширина ремня b, мм, рассчитывается по формуле:
, (2.17)
, (2.18)
где - расчетная сила, передаваемая ремнем, Н;
g- ускорение силы тяжести, равное 9,81 ;
q- масса 1 м ремня шириной в 1 см, принимаем кг/см (при т=7 );
-скорость ремня, м/с.
мм
мм
Принимаем ширину ремня b1= 50 мм и b2=100 мм.
Скорость ремня v, м/с, находим для каждого шкива:
при об/мин:
, (2.19)
м/с
при об/мин:
, (2.20)
м/с
при об/мин:
(2.21)
м/с
при об/мин:
, (2.22)
м/с
Расчетная сила , Н, находится по формуле:
, (2.23)
, (2.24)
где Т- вращающий момент на малом шкиве, Т1 =103 Н.м и Т2 =140 Н.м;
zш- число зубьев малого шкива, zш1,2=26;
-коэффициент динамичности и режима работы, принимаем .
Н
Н
Сила, действующие на валы от передачи Q, Н, вычисляют по формуле:
, (2.25)
, (2.26)
Н
Н
Диаметры делительных окружностей шкивов D, мм, вычисляют по формуле:
, (2.27)
мм
, (2.28)
мм
, (2.29)
мм
Диаметры вершин зубьев шкивов Da, мм, вычисляют по формуле:
, (2.30)
мм
, (2.31)
мм
, (2.32)
мм
, (2.33)
мм
где k - поправка, учитывающая нагрузку и податливость каркаса, мм; знак «+» для ведущего шкива, знак «-» для ведомого;
др - расстояние от впадины ремня до оси троса, принимаем др = 0,8 (при т=7 ).
Значение k, мм, вычисляют по формуле:
, (2.34)
мм
, (2.35)
мм
, (2.36)
мм
, (2.37)
мм
Податливость л витков металлотроса каркаса ремня выбирают в зависимости от модуля т. Принимаем л = 0,0011 мм2/Н (при т=7 ).
Диаметры впадин шкивов Df, мм, вычисляются по формуле:
, (2.38)
мм
, (2.39)
мм
, (2.40)
мм
, (2.41)
мм
где hp- глубина впадины шкива, принимаем hp=0,85 мм
Шаг зубьев шкивов tш, мм, на наружном диаметре вычисляется по формуле:
, (2.42)
мм
, (2.43)
мм
, (2.44)
мм
, (2.45)
мм
Боковой зазор между ремнем и шкивом f, мм, вычисляется по формуле:
, (2.46)
мм
Радиальный зазор между ремнем и шкивом e, мм, вычисляется по формуле:
, (2.47)
мм
Форма зубьев трапецеидальная.
Высоту зубьев и ширину впадин шкивов выбираем в зависимости от модуля m, соответственно принимаем h=6 мм и S =7,5±0,3 мм (при m=7).
Угол .
Толщина обода д, мм, вычисляется по формуле:
, (2.48)
мм
Длина ремня L, мм, вычисляется по формуле:
, (2.49)
мм
, (2.50)
мм
где zp- число зубьев ремня, принимаем zp1 =60 и zp2 =80.
2.4 Построение свертки коробки скоростей
2.4.1 Разработка компоновочной схемы коробки скоростей
Компоновочная схема разрабатывается в следующем порядке:
а) определяются расстояния между осями валов и проводятся осевые линии;
б) на осях располагаются зубчатые колеса, муфты и другие передачи, и механизмы в соответствии с кинематической схемой. При этом нужно обеспечить возможность перемещения подвижных зубчатых колес и муфт, размещения механизмов управления, регулирования подшипников, сборки и разборки узла, а также обратить внимание на то, чтобы передвижные блоки зубчатых колес не сцепились одновременно с двумя неподвижными колесами на смежном валу;
в) вдоль оси каждого вала проставляются все соответствующие конструктивные размеры, что позволяет определить его ориентировочную длину.
2.4.2 Вычерчивание свертки коробки скоростей
а) выбирается положение оси шпинделя;
б) из центра шпинделя проводится окружность радиусом, равным расстоянию между осью шпинделя и осью соседнего вала. Любая точка на этой окружности может быть центром этого вала, и будет удовлетворять условию зацепляемости колес. Центр выбирается с учетом возможности рационального расположения и остальных валов;
в) таким же путем определяются центры других валов. При расположении валов необходимо обеспечить простую форму корпуса, удобство его обработки, сборки и разборки. Нужно стремиться располагать центры валов на одних тех же линиях, как по вертикали, так и по горизонтали, что делает корпус более технологичным.
2.4.3 Определение усилий действующих в зубчатых зацеплениях
На основе построенной свертки выполняется расчетная схема, представляющая собой условное изображение расчетной цепи зубчатых передач. В полюсе зацепления каждой зубчатой пары, по нормали к боковым поверхностям зубьев, действуют силы Fn, H, величина которых определяется по формуле:
(2.51)
где m и z - модуль и число зубьев зубчатого колеса;
Т - вращающий момент, приложенный к валу зубчатого колеса, Нм.
Сила, действующая со стороны шестерни на втором валу на зубчатое колесо третьего вала:
кН
На рисунке 8 представлена расчетная схема свертки коробки скоростей.
Рисунок 8 - Расчетная схема свертки коробки скоростей
2.5 Расчет и подбор подшипников
2.5.1 Определение реакций в опорах валов
На основе выполненной компоновочной схемы составляется расчетная схема каждого вала, на которой указываются все силы, действующие на вал, приложенные в соответствующих точках.
Данная схема позволяет определить реакции в каждой опоре с помощью уравнений статики, которые имеют следующий вид:
, , (2.52)
где Fkx - сумма всех сил, действующих в плоскости Оzx, Н;
Fky - сумма всех сил, действующих в плоскости Оzy, Н;
mо(Fk) - сумма моментов сил относительно выбранной точки плоскости.
2.5.2 Выбор подшипников по статической грузоподъемности
Критерием для подшипника служит неравенство:
Pо Cо, (2.53)
где Ро - эквивалентная статическая нагрузка;
Со - табличное значение статической грузоподъемности выбранного подшипника.
Величины приведенной статической нагрузки для радиальных подшипников Po, Н, определяются как большие из двух следующих значений:
Pо = XоFr + YоFa ; Pо = Fr, (2.54)
где Хо - коэффициент радиальной нагрузки;
Yо - коэффициент осевой нагрузки;
Fr - постоянная по величине и направлению радиальная нагрузка, Н;
Fа - постоянная по величине и направлению осевая нагрузка, Н.
2.5.3 Выбор подшипников по динамической грузоподъемности
Критерием для выбора подшипника служит неравенство:
Стр. С , (2.55)
где Cтр - требуемая величина динамической грузоподъемности подшипника, Н;
С - табличное значение динамической грузоподъемности выбранного подшипника, Н.
Требуемая динамическая грузоподъемность Cmp, Н, определяется по формуле:
, (2.56)
где Р - эквивалентная динамическая нагрузка, Н;
n - частота вращения вала для которого подбирается подшипник, об/мин;
Lh - долговечность подшипника, выраженная в часах работы;
- коэффициент, зависящий от формы кривой контактной усталости.
Эквивалентная динамическая нагрузка для шариковых радиальных подшипников P, Н, определяется по формуле:
P = (XVFr + YFa)KбKт, (2.57)
где Fr - радиальная нагрузка, приложенная к подшипнику;
Fa - осевая нагрузка, приложенная к подшипнику;
V - коэффициент вращения;
Kб - коэффициент безопасности;
Kт - температурный коэффициент.
2.5.4 Выбор подшипников по диаметру вала
При выборе подшипников по таблицам должен быть учтен необходимый по условию прочности диаметр вала. Для определения диаметра вала под установку подшипника строятся эпюры крутящих и изгибающих моментов.[4]
Диаметр участка вала d, мм, работающего на чистое кручение, определяется по формуле:
, (2.58)
где C =;
-крутящий момент на i-ом валу, Н.м.
Диаметр вала под подшипник на первом валу d1, мм, вычисляется по формуле:
мм
Принимаем d1 = 30 мм.
Диаметр вала под подшипник на втором валу d2, мм, вычисляется по формуле:
мм
Принимаем d2 = 40 мм.
Расчет подшипников качения выполнен с использованием программы
«SIRIUS 2». Результаты расчета находятся в приложении В.
2.6 Расчет сечения сплошного вала
2.6.1 Определение диаметра средних участков вала
Под средними участками вала следует понимать участки, на которых расположены шестерни и зубчатые колеса. Определение диаметра производится расчетом на изгиб с кручением по формуле (2.58). [4]
После завершения расчета, разрабатывается конструкция каждого вала, которая должна обеспечивать возможность сборки коробки скоростей и свободного продвижения зубчатых колес до места посадки.
2.6.2 Расчет валов на усталостную прочность
Расчет сводится к определению расчетных коэффициентов запаса прочности для предположительно опасных сечений валов.
Условие прочности в данном расчете, имеет вид:
, (2.59)
где n - расчетный коэффициент запаса прочности;
[n] = 1,3 1,5 - требуемый коэффициент запаса для обеспечения прочности;
[n] = 2,5 4 - требуемый коэффициент запаса для обеспечения жесткости;
n - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;
n - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.
, (2.60)
, (2.61)
где -1 и -1 - пределы выносливости для материала вала при симметричных циклах изгиба и кручения, МПа;
а, а и m, m - амплитуды и средние напряжения циклов нормальных и касательных напряжений, МПа;
k и k - эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и при кручении
и - масштабные факторы для нормальных и касательных напряжений;
и - коэффициенты, учитывающие влияние постоянной составляющей цикла на усталостную прочность.
Можно считать, что нормальные напряжения уa, МПа, возникающие в поперечном сечении вала от изгиба, изменяются по симметричному циклу, тогда:
, (2.62)
где Мизг. - суммарный изгибающий момент в наиболее нагруженном сечении, Нмм;
W - момент сопротивления сечения при изгибе, мм3.
Для круглого сечения вала W, мм3, вычисляется по формуле:
, (2.63)
Для круглого сечения со шпоночной канавкой W, мм3, вычисляется по формуле:
, (2.64)
где b и t - ширина и высота шпоночной канавки, мм.
Для сечения вала со шлицами W, мм3, вычисляется по формуле:
, (2.65)
где - коэффициент, учитывающий серию шлицев,
= 1,125 - для шлицев легкой серии;
= 1,205 - для шлицев средней серии;
= 1,265 - для шлицев тяжелой серии.
Так как момент, передаваемый валом, изменяется по величине, то при расчете принимают для касательных напряжений фa, МПа, наиболее неблагоприятный знакопостоянный цикл - от нулевой:
, (2.66)
где Wк - момент сопротивления вала при кручении, мм3.
Для круглого сечения вала Wk, мм3, вычисляется по формуле:
, (2.67)
Для сечения вала со шпоночной, канавкой Wk, мм3:
(2.68)
Для сечения вала со шлицами Wk, мм3:
(2.69)
2.6.3 Расчет на прочность шпонок и шлицевых соединений
Условие прочности по смятию для призматической шпонки усм, МПа, имеет вид:
, (2.70)
где z - число шпонок, шт;
см.- напряжение смятия, МПа;
[]см. - допускаемое напряжение при смятии, МПа;
lp- рабочая длина шпонки, мм;
d - диаметр вала, мм;
h - высота шпонки, мм.
Условие прочности из расчета на срез шпонки ср, МПа:
, (2.71)
где []ср. - допускаемое напряжение при срезе, МПа.
Расчет шлицевых соединений условно производят на смятие втулки усм, МПа, в месте ее соприкосновения с боковыми поверхностями зубьев.
, (2.72)
где = 0,70,8 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по зубьям;
z - число зубьев, шт;
l- рабочая длина зуба вдоль оси вала, мм;
h - рабочая высота контактирующих зубьев в радиальном направлении, мм;
rср. - средний радиус, мм.
Расчет сечения сплошного вала выполнен с использованием программы
«SIRIUS 2». Результаты расчета находятся в приложении Г.
2.7 Расчет потерь на трение в подшипниках качения валов
Сопротивление вращению в подшипниках качения складываются из следующих составляющих:
- гистерезисные потери при циклической упругой деформации сжатия материала тел качения и беговых дорожек в точках контакта;
- проскальзывание тел качения относительно беговых дорожек, вызванное сдвиговой деформацией материала в точках контакта;
- скольжение тел качения относительно беговых дорожек при нарушении качения в результате сдвигов и перекосов обойм подшипника под нагрузкой;
- трение тел качения о сепаратор и (в подшипниках с центрированным сепаратором) трение сепаратора об обоймы;
- выдавливание и вязкий сдвиг масла в точках контакта;
- завихрение и разбрызгивание смазочного материала смазочного масла, соприкасающегося с подшипником.
Основными потерями в подшипниках являются потери на трение, которые определяются моментом трения.
Потеря мощности Рmp, Вт, обусловленная потерями на трение в подшипнике определяется по формуле:
, (2.73)
где n - частота вращения вала, об/мин .
Расчет потерь на трение в подшипниках выполнен с использованием программы «SIRIUS 2». Результаты расчета находятся в приложении Д.
2.8 Расчет теплового баланса опор
Уравнение теплового баланса W, Вт, при установившемся режиме работы подшипника имеет следующий вид:
W = W1 + W2 , (2.74)
где W - тепловыделение в подшипнике, Вт;
W1 - количество тепла, переносимого смазкой, Вт;
W2 - количество тепла, отводимого корпусом подшипника во внешнюю среду, Вт.
Количество тепла W1, Вт, переносимого смазкой, рассчитывается по формуле:
W1 = cQ(t2 - t1), (2.75)
где с - удельная объемная теплоемкость масла, Дж/м3C;
t1 и t2 - температура смазки на входе и выходе из подшипника, C;
Q - расход масла, м3/с.
Количество тепла W2, Вт, отводимого корпусом подшипника во внешнюю среду, рассчитывается по формуле:
W2 = kF(tм - tв), (2.76)
где F - свободная поверхность подшипникового узла, м2;
k - коэффициент теплоотдачи, Вт/м2С;
tм - средняя температура масла в нагруженной зоне, C;
tв - температура окружающего воздуха, C.
Теплообразование в подшипнике W, Вт, определяется мощностью расходуемой на трение:
W = Pтр, (2.78)
Из приведенных формул следует, что необходимое для отвода тепла количество жидкого масла Q, л/мин, определяется по формуле:
, (2.79)
Расчет теплового баланса опор выполнен с использованием программы
«SIRIUS 2». Результаты расчета находятся в приложении Е.
2.9 Выбор и обоснование посадок
2.9.1 Выбор посадок подшипников качения
При назначении полей допусков для посадок вала под внутреннее кольцо и отверстия корпуса под наружное кольцо подшипников качения необходимо учитывать:
а) вращается вал (внутреннее кольцо) или корпус;
б) вид нагрузки;
в) режим работы;
г) тип и размеры подшипников;
д) класс точности подшипника;
е) скорость вращающегося кольца;
ж) условия монтажа и эксплуатации и т. п.
В соответствии с указанными условиями, для посадки на вал шариковых радиальных подшипников класса точности Р6, циркуляционном нагружении
(вращающийся вал) и нормальном режиме работы, выбирается поле допуска k6. Для посадки подшипников в корпус выбирается поле допуска Н7. Для посадки на шпиндельный вал шариковых радиально-упорных подшипников выбирается более высокий класс точности Р2. При посадке радиально-упорных подшипников в гильзу шпинделя применяется поле допуска Js4, а посадке на шпиндельный вал применяется поле допуска k3.[7]
2.9.2 Выбор посадок шпоночных соединений
Для подвижных шпоночных соединений выбирается посадка N9/h9. Для неподвижных шпоночных соединений выбирается переходная посадка H6/k5.
Для прямобочных шлицевых соединений:
а) в качестве посадки по диаметру при центрировании по наружному диаметру выбирается посадка H7/js6;
б) в качестве посадки по ширине шлица выбирается посадка F8/ js7.
Для неподвижных шпоночных соединений выбирается переходная посадка H7/k6. Для посадки призматических шпонок в вал использована посадка P9/h9.
Выбор посадки для резьбовых соединений происходит по длине свинчивания классу точности резьбы. Для резьбы с нормальной длиной свинчивания и средним классом точности применяется посадка 6Н/6g. [7]
2.10 Выводы по конструкторской части
В конструкторской части дипломного проекта было выполнено:
- разработана кинематическая схема коробки скоростей;
- кинематический расчет коробки скоростей;
- выбран приводной электродвигатель;
- расчет прямозубой эвольвентной передачи;
- расчет передачи с зубчатыми ремнями;
- компоновочная схема коробки скоростей;
- определены усилия, действующие в зубчатых зацеплениях;
- расчет и подбор подшипников качения;
- расчет сечения сплошного вала;
- расчет потерь на трения в подшипниках качения;
- расчет теплового баланс опор.
2 Конструкторская часть
Прототипом проектируемого многоцелевого станка послужил горизонтальный обрабатывающий центры тайваньской компании LEADWELL серии LCH-500.
2.1 Разработка кинематической схемы и кинематический расчёт коробки скоростей
2.1.1 Выбор приводного электродвигателя
Требуемый диапазон регулирования Rn вычисляется по формуле:
, (2.1)
где -максимальная частота вращения, об/мин;
-минимальная частота вращения, об/мин.
Расчетная частота np, об/мин, вычисляется по формуле:
, (2.2)
об/мин.
Момент на шпинделе М, Н.м, вычисляется по формуле:
, (2.3)
где N-мощность электродвигателя, кВт;
-угловая скорость, с-1;
n-расчетная частота вращения, об/мин.
Н.м
Диапазон регулирования с постоянным моментом Rm вычисляется по формуле:
, (2.4)
Диапазон регулирования с постоянной мощностью Rp вычисляется по формуле:
, (2.5)
Для привода главного движения был выбран двигатель фирмы Siemens модели 1PH4135-4NF26.
Двигатель был выбран на основе мощности и крутящего момента базовых моделей станков Стерлитамакского станкозавода серии 500-HS,500-HV и тайваньской фирмы Leadwell серии LCH-500 и LCV-760, которая составляет 22 кВт и 140 Н.м соответственно.
2.1.2 Выбор структуры коробки скоростей
Необходимое число ступеней коробки скоростей вычисляется по формуле:
, (2.6)
где - достигаемая частота вращения электродвигателя при номинальной мощности, об/мин;
- номинальная частота вращения электродвигателя, об/мин.
Диапазон регулирования частоты вращения шпинделя с постоянной мощностью Rp вычисляется по формуле:
, (2.7)
Число ступеней коробки скоростей zk вычисляется по формуле:
, (2.8)
Округляем в большую сторону, чтобы обеспечить перекрытие, и принимаем .
На рисунке 6 представлен график частот вращения.
Рисунок 6 - График частот вращения
На рисунке 7 представлен график зависимости крутящего момента и мощности от частоты вращения.
Рисунок 7 - График зависимости крутящего момента и мощности от частоты вращения
2.2 Расчет прямозубой эвольвентной передачи
2.2.1 Определение модуля зубчатой передачи расчетом на контактную выносливость зубьев
Для прямозубой цилиндрической передачи модуль mH, мм, вычисляется по формуле:
(2.9)
где Kd - вспомогательный коэффициент; для прямозубых передач Kd = 770;
z1 - число зубьев шестерни;
T1 - вращающий момент на шестерне, Нм;
u - передаточное отношение передачи;
НР - допускаемое контактное напряжение, МПа;
KH - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца;
шdb- отношение ширины венца к начальному диаметру шестерни, шdb=0,2.
Отношение ширины венца к начальному диаметру шестерни шdb вычисляется по формуле:
(2.10)
где b - рабочая ширина венца зубчатой передачи, мм;
d1 - делительный диаметр шестерни, мм.
2.2.2 Определение модуля зубчатой передачи расчетом на выносливость зубьев при изгибе
Для прямозубой цилиндрической передачи модуль mF, мм, определяется по формуле:
(2.11)
где Km - вспомогательный коэффициент; для прямозубых передач Km = 14;
KF - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца при изгибе;
FP - допускаемое изгибное напряжение, МПа;
YF1 - коэффициент учитывающий форму зубьев шестерни.
шdb- отношение ширины венца к начальному диаметру шестерни, шdb=0,2.
2.2.3 Определение стандартного модуля зубчатой передачи
Из полученных расчетных значений mH и mF выбирается наибольшее значение и округляется в сторону увеличения до стандартного модуля по ГОСТ 9563-60. При этом должно выполняться следующее условие:
m1 m2 … mk , (2.12)
где m1 - модуль зубчатых передач группы, расположенной первой от электродвигателя;
mk - модуль зубчатых передач группы, расположенной последней от электродвигателя.
2.2.4 Определение межосевого расстояния зубчатой передачи
Для прямозубой цилиндрической передачи межосевое расстояние Aw, мм, определяется по формуле:
(2.13)
где m - стандартный модуль передачи, мм;
z2 - число зубьев зубчатого колеса, сопряженного с шестерней.
При определении межосевых расстояний по группам передач должно выполняться следующее условие:
Aw1 Aw2 … Awk , (2.14)
где Aw1 - межосевое расстояние передач группы, расположенной первой от электродвигателя;
Awk - межосевое расстояние передач группы, расположенной последней от электродвигателя.
Расчет прямозубой эвольвентной передачи выполнен с использованием программы «SIRIUS 2». Результаты расчета находятся в приложении Б.
2.3 Расчет передачи с зубчатыми ремнями
Зубчатые ремни выполняют бесконечными плоскими с выступами на внутренней поверхности, которые входят в зацепление с зубьями на шкивах. Достоинства передач: относительно милые габариты, отсутствие скольжения, возможность больших передаточных чисел, высокий КПД, малая вытяжка, малые силы на валы и опоры. Передаваемые мощности изменяются в широком диапазоне. Так, за рубежом выпускают ремни для передачи мощности до 200 кВт, а уникальные -- до 750 кВт. Передаточные числа обычно -- до 12 (иногда до 20), КПД 0,92--0,98. Ремни выполняют из резины на основе наирита или при изготовлении ремня литьем -- из полиуретанового каучука марки СКУ--7. Несущий слой выполняют из стального троса; в последнее время начинают применять тросы из стекловолокна. Основным параметром передачи: как и зубчатой, является модуль т = t/р; где t -- шаг ремня. Рекомендуемые модули зубчатых ремней 3, 4, 5, 7, 10 мм. [3]
Модуль ремня выбирают в зависимости от мощности передачи. Так как мощность электродвигателя N=22 кВт, то принимаем m1,2=7.
Ориентировочно выбираем ширину ремня из стандартного ряда 40-125. Принимаем b1=b2=63 мм.
Числа зубьев ремней для m=7 выбираем из диапазона 56-140.
Принимаем числа зубьев ремней ,.
Диаметр троса для ремней с модулем 7 мм выбирают равным 0,65-0,8 мм. Принимаем диаметр троса мм.
Минимальное число зубьев меньшего шкива при модуле 7 мм . Большие значения принимают при больших скоростях. Принимаем .
Так как передаточное отношение в первой группе равно 1,25, а во второй группе равно 0,4, то соответственно и .
Допускаемое удельное окружное усилие на ремне [p], кгс/см, вычисляется по формуле:
, (2.15)
, (2.16)
где - выбирается в зависимости от модуля, принимаем кгс/см;
-коэффициент режима работы в зависимости от пиковых нагрузок, равный (при пиковой перегрузки в 150% от номинальной при работе в 2 смены);
-коэффициент передаточного числа, вводимый для ускорительных передач и зависящий от передаточного отношения в группе; принимаем (при ) и (при );
-коэффициент, вводимый при наличии натяжных или направляющих роликов; при одном ролике принимаем ;
-коэффициент ширины ремня, учитывающий неполные витки троса у боковых поверхностей ремня; при b=63 мм принимаем .
кгс/см
кгс/см
Необходимая ширина ремня b, мм, рассчитывается по формуле:
, (2.17)
, (2.18)
где - расчетная сила, передаваемая ремнем, Н;
g- ускорение силы тяжести, равное 9,81 ;
q- масса 1 м ремня шириной в 1 см, принимаем кг/см (при т=7 );
-скорость ремня, м/с.
мм
мм
Принимаем ширину ремня b1= 50 мм и b2=100 мм.
Скорость ремня v, м/с, находим для каждого шкива:
при об/мин:
, (2.19)
м/с
при об/мин:
, (2.20)
м/с
при об/мин:
(2.21)
м/с
при об/мин:
, (2.22)
м/с
Расчетная сила , Н, находится по формуле:
, (2.23)
, (2.24)
где Т- вращающий момент на малом шкиве, Т1 =103 Н.м и Т2 =140 Н.м;
zш- число зубьев малого шкива, zш1,2=26;
-коэффициент динамичности и режима работы, принимаем .
Н
Н
Сила, действующие на валы от передачи Q, Н, вычисляют по формуле:
, (2.25)
, (2.26)
Н
Н
Диаметры делительных окружностей шкивов D, мм, вычисляют по формуле:
, (2.27)
мм
, (2.28)
мм
, (2.29)
мм
Диаметры вершин зубьев шкивов Da, мм, вычисляют по формуле:
, (2.30)
мм
, (2.31)
мм
, (2.32)
мм
, (2.33)
мм
где k - поправка, учитывающая нагрузку и податливость каркаса, мм; знак «+» для ведущего шкива, знак «-» для ведомого;
др - расстояние от впадины ремня до оси троса, принимаем др = 0,8 (при т=7 ).
Значение k, мм, вычисляют по формуле:
, (2.34)
мм
, (2.35)
мм
, (2.36)
мм
, (2.37)
мм
Податливость л витков металлотроса каркаса ремня выбирают в зависимости от модуля т. Принимаем л = 0,0011 мм2/Н (при т=7 ).
Диаметры впадин шкивов Df, мм, вычисляются по формуле:
, (2.38)
мм
, (2.39)
мм
, (2.40)
мм
, (2.41)
мм
где hp- глубина впадины шкива, принимаем hp=0,85 мм
Шаг зубьев шкивов tш, мм, на наружном диаметре вычисляется по формуле:
, (2.42)
мм
, (2.43)
мм
, (2.44)
мм
, (2.45)
мм
Боковой зазор между ремнем и шкивом f, мм, вычисляется по формуле:
, (2.46)
мм
Радиальный зазор между ремнем и шкивом e, мм, вычисляется по формуле:
, (2.47)
мм
Форма зубьев трапецеидальная.
Высоту зубьев и ширину впадин шкивов выбираем в зависимости от модуля m, соответственно принимаем h=6 мм и S =7,5±0,3 мм (при m=7).
Угол .
Толщина обода д, мм, вычисляется по формуле:
, (2.48)
мм
Длина ремня L, мм, вычисляется по формуле:
, (2.49)
мм
, (2.50)
мм
где zp- число зубьев ремня, принимаем zp1 =60 и zp2 =80.
2.4 Построение свертки коробки скоростей
2.4.1 Разработка компоновочной схемы коробки скоростей
Компоновочная схема разрабатывается в следующем порядке:
а) определяются расстояния между осями валов и проводятся осевые линии;
б) на осях располагаются зубчатые колеса, муфты и другие передачи, и механизмы в соответствии с кинематической схемой. При этом нужно обеспечить возможность перемещения подвижных зубчатых колес и муфт, размещения механизмов управления, регулирования подшипников, сборки и разборки узла, а также обратить внимание на то, чтобы передвижные блоки зубчатых колес не сцепились одновременно с двумя неподвижными колесами на смежном валу;
в) вдоль оси каждого вала проставляются все соответствующие конструктивные размеры, что позволяет определить его ориентировочную длину.
2.4.2 Вычерчивание свертки коробки скоростей
а) выбирается положение оси шпинделя;
б) из центра шпинделя проводится окружность радиусом, равным расстоянию между осью шпинделя и осью соседнего вала. Любая точка на этой окружности может быть центром этого вала, и будет удовлетворять условию зацепляемости колес. Центр выбирается с учетом возможности рационального расположения и остальных валов;
в) таким же путем определяются центры других валов. При расположении валов необходимо обеспечить простую форму корпуса, удобство его обработки, сборки и разборки. Нужно стремиться располагать центры валов на одних тех же линиях, как по вертикали, так и по горизонтали, что делает корпус более технологичным.
2.4.3 Определение усилий действующих в зубчатых зацеплениях
На основе построенной свертки выполняется расчетная схема, представляющая собой условное изображение расчетной цепи зубчатых передач. В полюсе зацепления каждой зубчатой пары, по нормали к боковым поверхностям зубьев, действуют силы Fn, H, величина которых определяется по формуле:
(2.51)
где m и z - модуль и число зубьев зубчатого колеса;
Т - вращающий момент, приложенный к валу зубчатого колеса, Нм.
Сила, действующая со стороны шестерни на втором валу на зубчатое колесо третьего вала:
кН
На рисунке 8 представлена расчетная схема свертки коробки скоростей.
Рисунок 8 - Расчетная схема свертки коробки скоростей
2.5 Расчет и подбор подшипников
2.5.1 Определение реакций в опорах валов
На основе выполненной компоновочной схемы составляется расчетная схема каждого вала, на которой указываются все силы, действующие на вал, приложенные в соответствующих точках.
Данная схема позволяет определить реакции в каждой опоре с помощью уравнений статики, которые имеют следующий вид:
, , (2.52)
где Fkx - сумма всех сил, действующих в плоскости Оzx, Н;
Fky - сумма всех сил, действующих в плоскости Оzy, Н;
mо(Fk) - сумма моментов сил относительно выбранной точки плоскости.
2.5.2 Выбор подшипников по статической грузоподъемности
Критерием для подшипника служит неравенство:
Pо Cо, (2.53)
где Ро - эквивалентная статическая нагрузка;
Со - табличное значение статической грузоподъемности выбранного подшипника.
Величины приведенной статической нагрузки для радиальных подшипников Po, Н, определяются как большие из двух следующих значений:
Pо = XоFr + YоFa ; Pо = Fr, (2.54)
где Хо - коэффициент радиальной нагрузки;
Yо - коэффициент осевой нагрузки;
Fr - постоянная по величине и направлению радиальная нагрузка, Н;
Fа - постоянная по величине и направлению осевая нагрузка, Н.
2.5.3 Выбор подшипников по динамической грузоподъемности
Критерием для выбора подшипника служит неравенство:
Стр. С , (2.55)
где Cтр - требуемая величина динамической грузоподъемности подшипника, Н;
С - табличное значение динамической грузоподъемности выбранного подшипника, Н.
Требуемая динамическая грузоподъемность Cmp, Н, определяется по формуле:
, (2.56)
где Р - эквивалентная динамическая нагрузка, Н;
n - частота вращения вала для которого подбирается подшипник, об/мин;
Lh - долговечность подшипника, выраженная в часах работы;
- коэффициент, зависящий от формы кривой контактной усталости.
Эквивалентная динамическая нагрузка для шариковых радиальных подшипников P, Н, определяется по формуле:
P = (XVFr + YFa)KбKт, (2.57)
где Fr - радиальная нагрузка, приложенная к подшипнику;
Fa - осевая нагрузка, приложенная к подшипнику;
V - коэффициент вращения;
Kб - коэффициент безопасности;
Kт - температурный коэффициент.
2.5.4 Выбор подшипников по диаметру вала
При выборе подшипников по таблицам должен быть учтен необходимый по условию прочности диаметр вала. Для определения диаметра вала под установку подшипника строятся эпюры крутящих и изгибающих моментов.[4]
Диаметр участка вала d, мм, работающего на чистое кручение, определяется по формуле:
, (2.58)
где C =;
-крутящий момент на i-ом валу, Н.м.
Диаметр вала под подшипник на первом валу d1, мм, вычисляется по формуле:
мм
Принимаем d1 = 30 мм.
Диаметр вала под подшипник на втором валу d2, мм, вычисляется по формуле:
мм
Принимаем d2 = 40 мм.
Расчет подшипников качения выполнен с использованием программы
«SIRIUS 2». Результаты расчета находятся в приложении В.
2.6 Расчет сечения сплошного вала
2.6.1 Определение диаметра средних участков вала
Под средними участками вала следует понимать участки, на которых расположены шестерни и зубчатые колеса. Определение диаметра производится расчетом на изгиб с кручением по формуле (2.58). [4]
После завершения расчета, разрабатывается конструкция каждого вала, которая должна обеспечивать возможность сборки коробки скоростей и свободного продвижения зубчатых колес до места посадки.
2.6.2 Расчет валов на усталостную прочность
Расчет сводится к определению расчетных коэффициентов запаса прочности для предположительно опасных сечений валов.
Условие прочности в данном расчете, имеет вид:
, (2.59)
где n - расчетный коэффициент запаса прочности;
[n] = 1,3 1,5 - требуемый коэффициент запаса для обеспечения прочности;
[n] = 2,5 4 - требуемый коэффициент запаса для обеспечения жесткости;
n - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;
n - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.
, (2.60)
, (2.61)
где -1 и -1 - пределы выносливости для материала вала при симметричных циклах изгиба и кручения, МПа;
а, а и m, m - амплитуды и средние напряжения циклов нормальных и касательных напряжений, МПа;
k и k - эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и при кручении
и - масштабные факторы для нормальных и касательных напряжений;
и - коэффициенты, учитывающие влияние постоянной составляющей цикла на усталостную прочность.
Можно считать, что нормальные напряжения уa, МПа, возникающие в поперечном сечении вала от изгиба, изменяются по симметричному циклу, тогда:
, (2.62)
где Мизг. - суммарный изгибающий момент в наиболее нагруженном сечении, Нмм;
W - момент сопротивления сечения при изгибе, мм3.
Для круглого сечения вала W, мм3, вычисляется по формуле:
, (2.63)
Для круглого сечения со шпоночной канавкой W, мм3, вычисляется по формуле:
, (2.64)
где b и t - ширина и высота шпоночной канавки, мм.
Для сечения вала со шлицами W, мм3, вычисляется по формуле:
, (2.65)
где - коэффициент, учитывающий серию шлицев,
= 1,125 - для шлицев легкой серии;
= 1,205 - для шлицев средней серии;
= 1,265 - для шлицев тяжелой серии.
Так как момент, передаваемый валом, изменяется по величине, то при расчете принимают для касательных напряжений фa, МПа, наиболее неблагоприятный знакопостоянный цикл - от нулевой:
, (2.66)
где Wк - момент сопротивления вала при кручении, мм3.
Для круглого сечения вала Wk, мм3, вычисляется по формуле:
, (2.67)
Для сечения вала со шпоночной, канавкой Wk, мм3:
(2.68)
Для сечения вала со шлицами Wk, мм3:
(2.69)
2.6.3 Расчет на прочность шпонок и шлицевых соединений
Условие прочности по смятию для призматической шпонки усм, МПа, имеет вид:
, (2.70)
где z - число шпонок, шт;
см.- напряжение смятия, МПа;
[]см. - допускаемое напряжение при смятии, МПа;
lp- рабочая длина шпонки, мм;
d - диаметр вала, мм;
h - высота шпонки, мм.
Условие прочности из расчета на срез шпонки ср, МПа:
, (2.71)
где []ср. - допускаемое напряжение при срезе, МПа.
Расчет шлицевых соединений условно производят на смятие втулки усм, МПа, в месте ее соприкосновения с боковыми поверхностями зубьев.
, (2.72)
где = 0,70,8 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по зубьям;
z - число зубьев, шт;
l- рабочая длина зуба вдоль оси вала, мм;
h - рабочая высота контактирующих зубьев в радиальном направлении, мм;
rср. - средний радиус, мм.
Расчет сечения сплошного вала выполнен с использованием программы
«SIRIUS 2». Результаты расчета находятся в приложении Г.
2.7 Расчет потерь на трение в подшипниках качения валов
Сопротивление вращению в подшипниках качения складываются из следующих составляющих:
- гистерезисные потери при циклической упругой деформации сжатия материала тел качения и беговых дорожек в точках контакта;
- проскальзывание тел качения относительно беговых дорожек, вызванное сдвиговой деформацией материала в точках контакта;
- скольжение тел качения относительно беговых дорожек при нарушении качения в результате сдвигов и перекосов обойм подшипника под нагрузкой;
- трение тел качения о сепаратор и (в подшипниках с центрированным сепаратором) трение сепаратора об обоймы;
- выдавливание и вязкий сдвиг масла в точках контакта;
- завихрение и разбрызгивание смазочного материала смазочного масла, соприкасающегося с подшипником.
Основными потерями в подшипниках являются потери на трение, которые определяются моментом трения.
Потеря мощности Рmp, Вт, обусловленная потерями на трение в подшипнике определяется по формуле:
, (2.73)
где n - частота вращения вала, об/мин .
Расчет потерь на трение в подшипниках выполнен с использованием программы «SIRIUS 2». Результаты расчета находятся в приложении Д.
2.8 Расчет теплового баланса опор
Уравнение теплового баланса W, Вт, при установившемся режиме работы подшипника имеет следующий вид:
W = W1 + W2 , (2.74)
где W - тепловыделение в подшипнике, Вт;
W1 - количество тепла, переносимого смазкой, Вт;
W2 - количество тепла, отводимого корпусом подшипника во внешнюю среду, Вт.
Количество тепла W1, Вт, переносимого смазкой, рассчитывается по формуле:
W1 = cQ(t2 - t1), (2.75)
где с - удельная объемная теплоемкость масла, Дж/м3C;
t1 и t2 - температура смазки на входе и выходе из подшипника, C;
Q - расход масла, м3/с.
Количество тепла W2, Вт, отводимого корпусом подшипника во внешнюю среду, рассчитывается по формуле:
W2 = kF(tм - tв), (2.76)
где F - свободная поверхность подшипникового узла, м2;
k - коэффициент теплоотдачи, Вт/м2С;
tм - средняя температура масла в нагруженной зоне, C;
tв - температура окружающего воздуха, C.
Теплообразование в подшипнике W, Вт, определяется мощностью расходуемой на трение:
W = Pтр, (2.78)
Из приведенных формул следует, что необходимое для отвода тепла количество жидкого масла Q, л/мин, определяется по формуле:
, (2.79)
Расчет теплового баланса опор выполнен с использованием программы
«SIRIUS 2». Результаты расчета находятся в приложении Е.
2.9 Выбор и обоснование посадок
2.9.1 Выбор посадок подшипников качения
При назначении полей допусков для посадок вала под внутреннее кольцо и отверстия корпуса под наружное кольцо подшипников качения необходимо учитывать:
а) вращается вал (внутреннее кольцо) или корпус;
б) вид нагрузки;
в) режим работы;
г) тип и размеры подшипников;
д) класс точности подшипника;
е) скорость вращающегося кольца;
ж) условия монтажа и эксплуатации и т. п.
В соответствии с указанными условиями, для посадки на вал шариковых радиальных подшипников класса точности Р6, циркуляционном нагружении
(вращающийся вал) и нормальном режиме работы, выбирается поле допуска k6. Для посадки подшипников в корпус выбирается поле допуска Н7. Для посадки на шпиндельный вал шариковых радиально-упорных подшипников выбирается более высокий класс точности Р2. При посадке радиально-упорных подшипников в гильзу шпинделя применяется поле допуска Js4, а посадке на шпиндельный вал применяется поле допуска k3.[7]
2.9.2 Выбор посадок шпоночных соединений
Для подвижных шпоночных соединений выбирается посадка N9/h9. Для неподвижных шпоночных соединений выбирается переходная посадка H6/k5.
Для прямобочных шлицевых соединений:
а) в качестве посадки по диаметру при центрировании по наружному диаметру выбирается посадка H7/js6;
б) в качестве посадки по ширине шлица выбирается посадка F8/ js7.
Для неподвижных шпоночных соединений выбирается переходная посадка H7/k6. Для посадки призматических шпонок в вал использована посадка P9/h9.
Выбор посадки для резьбовых соединений происходит по длине свинчивания классу точности резьбы. Для резьбы с нормальной длиной свинчивания и средним классом точности применяется посадка 6Н/6g. [7]
2.10 Выводы по конструкторской части
В конструкторской части дипломного проекта было выполнено:
- разработана кинематическая схема коробки скоростей;
- кинематический расчет коробки скоростей;
- выбран приводной электродвигатель;
- расчет прямозубой эвольвентной передачи;
- расчет передачи с зубчатыми ремнями;
- компоновочная схема коробки скоростей;
- определены усилия, действующие в зубчатых зацеплениях;
- расчет и подбор подшипников качения;
- расчет сечения сплошного вала;
- расчет потерь на трения в подшипниках качения;
- расчет теплового баланс опор.
4 Исследовательская часть
4.1 Расчет и проектирование шпинделя
Для проектного четырехкоординатного прецизионного многоцелевого станка горизонтальной компоновки разработана конструкция шпиндельного узла, состоящего из шпинделя, опор качения и приводного элемента. Шпиндель имеет конусное отверстие 7:24 (№40) для установки инструмента. Максимальный диаметр устанавливаемого инструмента составляет 150 мм, а максимальный вылет 400 мм. Опорами шпиндельного узла являются прецизионные высокоскоростные подшипники качения типа 36100К. С целью анализа радиальной жесткости и тепловых характеристик проведен расчет на жесткость и тепловой расчет.[12]
4.1.1 Статический расчет на жесткость шпиндельного узла многоцелевого станка
Жесткость шпиндельного узла, определяется по упругим перемещениям переднего конца шпинделя, обусловленная податливостью собственно шпинделя и его опор; радиальная и осевая жесткость шпиндельного узла существенно влияет на точность обработки. Допустимое радиальное перемещение переднего конца шпинделя под действием нагрузки не должно превышать 1/3 допуска на размер обработанной на станке детали. Допуск на размер для плоскости, получаемую тонким фрезерованием, по седьмому квалитету составляет 20 мкм.
Подобные документы
Анализ конструкции обрабатываемых деталей. Определение основных технических характеристик многоцелевого мехатронного станка. Определение функциональных подсистем проектируемого модуля. Определение параметров коробки передач. Расчет зубчатых передач.
курсовая работа [2,0 M], добавлен 10.04.2011Назначение 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 25.10.2013Служебное назначение станка. Расчет режимов резания, валов, зубчатой и клиноременной передач. Выбор электродвигателя. Разработка кинематической структуры станка. Определение числа скоростей привода главного движения. Проектирование шпиндельного узла.
курсовая работа [911,9 K], добавлен 15.04.2015Определение общего числа возможных вариантов для привода главного движения металлорежущего станка. Разработка кинематической схемы для основного графика частот вращения шпиндельного узла. Определение числа зубьев всех зубчатых колес и диаметров шкивов.
курсовая работа [1,9 M], добавлен 30.09.2013Проектирование 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 22.04.2015Назначение станка, выполняемые операции, определение технических характеристик. Выбор структуры, кинематический расчет привода главного движения. Разработка конструкции, расчет шпиндельного узла на точность, жесткость, виброустойчивость. Система смазки.
курсовая работа [328,5 K], добавлен 22.10.2013Проектирование привода главного движения токарно-винторезного станка. Модернизация станка с числовым программным управлением для обработки детали "вал". Расчет технических характеристик станка. Расчеты зубчатых передач, валов, шпинделя, подшипников.
курсовая работа [576,6 K], добавлен 09.03.2013Обоснование методов модернизации привода главного движения станка модели 1740РФ3. Техническая характеристика станка, особенности расчета режимов резания. Расчет привода главного движения с бесступенчатым регулированием. Построение структурного графика.
курсовая работа [3,0 M], добавлен 28.09.2010Особенности 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 22.09.2010Описание гидравлической схемы и расчетный проект гидропривода многоцелевого сверлильно-фрезерно-расточного станка с ЧПУ. Выбор элементов гидропривода: рабочая жидкость и давление. Подбор гидромотора, трубопроводов и гидроаппаратуры. КПД гидропривода.
курсовая работа [254,4 K], добавлен 08.02.2011
