Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

Станкостроение - крупная отрасль машиностроения, которая в состоянии полностью обеспечить потребность нашей промышленности в металлорежущем оборудовании. От уровня его развития во многом зависит успех всей промышленности страны.

Конструкции создаваемых станков должны быть перспективными, т.е. отвечать требованиям завтрашнего дня. При разработке нового станка необходимо заложить в проект определенный запас совершенства и новизны решений его основных элементов. Конструктор, проектирующий современный станок, должен принимать оптимальные технические решения, как по его отдельным элементам, так и по станку в целом.

Вновь создаваемые станки должны быть общественно-целесообразными, технически и эстетически совершенными, экономичными. Известно, что один и тот же станок, отвечающий всем этим требованиям, может иметь различную кинематику, конструкцию, компоновку, форму. В свою очередь, определенного конструктивного решения может изготовляться при разном уровне организации производства, различными технологическими приемами и может иметь различное качество исполнения. Только оптимальное сочетание удачного конструктивного решения, современных прогрессивных технологических процессов, совершенных форм организации производства и высокого качества изготовления может обеспечить создание станка, отвечающего требованиям эксплуатации, экономичного и обладающего высоким эстетическим качеством.

Современные металлорежущие станки ? это высоко развитые машины, включающие большое число механизмов и использующие механические, электрические, электронные, гидравлические, пневматические и другие методы осуществления движений и управления циклом. По конструкции и назначению трудно найти более разнообразные машины, чем металлорежущие станки. На них обрабатывают всевозможные детали от мельчайших элементов часов и приборов до деталей, размеры которых достигают многих метров: турбин, прокатных станов, теплоходов. Поэтому габариты самих станков очень различны.

В настоящее время в машиностроении предъявляются высокие требования к технико-экономическим показателям станков, определяющим их качественные характеристики:

· высокую производительность при обеспечении заданной точности и шероховатости обрабатываемой поверхности;

· высокую точность обработки путем повышения геометрической и кинематической точности составных элементов станков, уменьшения их износа и температурных деформаций, повышения их жесткости при эксплуатации;

· простоту, легкость и безопасность обслуживания, управления и ремонта;

· надежность и долговечность станков в эксплуатации при низкой себестоимости изготовления и материалоемкости их деталей;

· возможность быстрой переналадки станка для выпуска нового вида изделий.

1. Анализ конструкции базовой модели

1.1 Исходные данные для модернизации станка

Станок вертикально-сверлильный 2А125 предназначен для выполнения следующих видов работ: сверления, рассверливания, зенкерования, зенкования, развертывания и растачивания отверстий. Станок используется для работы в условиях единичного, мелкосерийного и серийного производства в ремонтных и сборочных цехах. Жесткость конструкции, прочность рабочих механизмов и достаточная мощность привода позволяют использовать на станке режущий инструмент, оснащенный твердосплавными пластинами. Кинематическая цепь станка служит для осуществления двух основных движений - вращательного движения шпинделя и вертикального перемещения (подачи) гильзы со шпинделем. Механизм коробки скоростей приводит во вращение вертикально расположенный электродвигатель через ременную передачу. Коробка скоростей сообщает шпинделю 9 ступеней скорости, которая изменяется передвижением 2 зубчатых блоков по шлицевым валам. На промежуточных валах смонтированы два тройных блока шестерён. Опоры валов коробки размещены на двух плитах: верхней и нижней. Последний вал представляет собой гильзу со шлицевым отверстием, через которое передается вращение шпинделю станка. На этой же гильзе крепится шестерня привода механизма подач.

1.2 Основные технические данные и характеристики станка

Класс точности по ГОСТ 8-71	А
Наибольший диаметр сверления, мм	25
Размер конуса шпинделя по ГОСТ 2847-67	Морзе №3
Расстояние от оси шпинделя до направляющих колонны, мм	250
Наибольший ход шпинделя, мм	200
Расстояние от торца шпинделя до стола, мм	60-700
Расстояние от торца шпинделя до плиты, мм	690-1060
Наибольшее (установочное) перемещение сверлильной головки, мм	170
Перемещение шпинделя за один оборот штурвала, мм	122,46
Рабочая поверхность стола, мм	400Ч450
Наибольший ход стола, мм	270
Установочный размер центрального Т-образного паза в столе	14H9
Установочные размеры крайних Т-образных пазов в столе	14H11
Расстояние между двумя Т-образными пазами, мм	80
Количество скоростей шпинделя	12
Пределы частоты вращения шпинделя, мин-1	45-2000
Количество подач	9
Пределы подач, мм/об	0,1-1,6
Наибольшее количество нарезаемых отверстий в час	60
Управление циклами работы	Ручное
Мощность главного двигателя, кВт	2,2
Высота станка, мм	2350

1.3 Кинематическое уравнение главного движения

2. Выбор основных технических характеристик станка

2.1 Определение скорости резания

1. Максимальная скорость резания V, м/мин [1.с.276]:

,

где D=25 мм - максимальный диаметр инструмента,

- поправочный коэффициент [1.с.276], , [1.с262.т.1-2], [1.с.263.т6], [1.с280.т.31], T=35 мин - период стойкости инструмента , S=0,25 мм/об - подача, Cv, q, m, y - различные коэффициенты определяемые по [1.с.278.т.28]: Cv=9,8 q=0,4 m=0,2 y=0,5.

2. Минимальная скорость резания V, м/мин [1.с.276]:

,

где D=10 мм - минимальный диаметр инструмента, - поправочный коэффициент [1.с.276], , [1.с280.т.31], T=15 мин, S=0,5 мм/об, Cv=9,8 q=0,4 m=0,2 y=0,5.

2.1 Определение частоты вращения шпинделя

1. Максимальная частота вращения шпинделя n, об/мин [1.с.280]

2. Минимальная частота вращения шпинделя n, об/мин [1.с.280]

3. Выбор электродвигателя станка

Электродвигатель станка подбираем по максимальной частоте вращения и мощности резания.

Осевая сила резания Pо, Н [1. с.277]:

,

где Cр=68; q=1; y=0,7; - по [1. c.281 т.32]

- по [1. c.264 т.9]

Следовательно:

Крутящий момент Мкр, Н/м [1.с.277]:

где Cм=0,0345; q=2; y=0,8; - по [1. c.281 т.32]

- по [1. c.264 т.9]

Следовательно:

Нм

Мощность резания N, кВт [1.с.280]



Мощность электродвигателя определяется по формуле:

,

где з= 0,8 - коэффициент полезного действия привода.

По [2, c. 804, таб. 29] Из серии стандартных асинхронных электродвигателей примем электродвигатель типа 4А100L4У3 мощностью 4кВт и частотой вращения 1430 об/мин.

4. Кинематический расчет привода главного движения

4.1 Выбор стандартного ряда частот вращения

Определение диапазона регулирования привода и числа ступеней частоты вращения шпинделя производится по формулам [3, с. 90]:

Выбираем знаменатель геометрического ряда ц:

для диапазона регулирования привода

для числа ступеней частоты вращения шпинделя

,

где ц - знаменатель геометрического ряда, принимаем ц = 1,41, тогда

Необходимо, чтобы соблюдалось условие: ,условие соблюдается, значит этот знаменатель ряда частот вращения подходит.

Принимаем стандартное значение Zпр = 8.

Нормальный ряд частот вращения для ц = 1,41 выглядит следующим образом [4, с. 272]:

250,350, 500, 700, 1000, 1400, 1900

Проведем сравнение рассчитанных нами частот вращения (D) со стандартным рядом (D_np рис. 1) и определим окончательное число частот вращения Zф =7. В данном случае z_ф<z_пр, поэтому строим структурную сетку и график частот вращения с перекрытием одной частоты вращения.



Рисунок 1. Диапазон регулирования частот вращения

4.2 Построение структурной сетки

При построении структурной сетки все промежуточные передачи разбиваем на группы. Передаточные отношения (U) на структурной сетке изображают линиями (лучами), соединяющими точки соответствующих частот вращения соседних валов. Установлены соответствующие правила расхождения лучей в каждой группе структурной сетки передач вращения:

лучи первой группы расходятся на величину цРазмещено на http://www.allbest.ru/

(знаменатель геометрического ряда в выполняемом расчете ц=1,41);

лучи второй группы расходятся на величину цРазмещено на http://www.allbest.ru/

в степени числа лучей первой передачи z₁;

лучи третьей группы расходятся на величину цРазмещено на http://www.allbest.ru/

в степени произведения лучей первой и второй группы (z₁·z₂);

лучи четвертой группы расходятся на величину цРазмещено на http://www.allbest.ru/

в степени произведения лучей предыдущих групп (z₁·z₂·z₃) и так далее.

Наклон лучей сетки вправо означает ускорение (увеличение частоты вращения U > 1), наклон влево - замедление (U < 1).

Строим структурную сетку для нашего варианта диапазона регулирования частот вращения. Z = 2[1]·2[2]·2[3]=7.



Рисунок 2. Структурная сетка

Из структурной сетки получаем следующие соотношения передаточных отношений (изображенных линиями):

; ;

4.3 Построение графика частот вращения

Для прямозубых зубчатых передач в приводе главного движения должно учитываться ограничение по предельно допустимым значениям передаточных отношений: .

Рисунок 3. График частот вращения

Из графика получаем

;

; ;

; ;

; ;

4.4 Назначение чисел зубьев на все передачи

При назначении чисел зубьев колес должно выполняться условие: сумма зубьев передач, находящихся между парой валов должна быть постоянной, т.е. Z= const.

Сумму зубьев подбираем по таблице 4.2 [3,стр.98]

Числа зубьев колёс, находящихся в зацеплении между вторым и третьим валами:

	У z = 58	z1 = 29; z2 = У z - z1 = 58 - 29 = 29;
		z1 = 24; z2 = У z - z1 = 58 - 24 = 34;

Числа зубьев колёс, находящихся в зацеплении между третьим и четвёртым валами:

	У z = 54	z1 = 27; z2 = У z - z1 = 54 - 27 = 27;
		z1 = 18; z2 = У z - z1 = 54 - 18 = 36;

Числа зубьев колёс, находящихся в зацеплении между четвёртым и пятым валами:

	У z = 51	z1= У z - z2 = 51 - 21 = 30; z2 = 21;
		z1 = 17; z2 = У z - z1 = 51 - 17 = 34;

4.5 Расчет крутящих моментов на валах

Максимальный крутящий момент на шпинделе определяется по следующей формуле:

Н•м.

Максимальный крутящий момент на четвёртом валу:

Н•м.

Максимальный крутящий момент на третьем валу:

Н•м.

Максимальный крутящий момент на втором валу:

Н•м.

Максимальный крутящий момент на первом валу (требуемый на валу электродвигателя):

Н•м.

Крутящий момент на валу электродвигателя:

Н•м.

Проверяем условие:

26.72 > 24.8 - условие выполняется, значит, данный электродвигатель обеспечивает постоянство мощности во всём диапазоне частот вращения шпинделя.

4.6 Определение диаметров валов

[5, с. 43]

где =20 МПа, если на вал действует усилие от натяжения ремня,

=25 МПа, если на валу присутствуют только зубчатые передачи.

принимаем d₁ = 20 мм;

принимаем d₂ = 20 мм;

принимаем d₃ = 25 мм;

принимаем d₄ = 30 мм.

принимаем d₅= 35 мм.

4.7 Расчет зубчатых передач

4.7.1 Определение модуля зубчатых передач

Определяем модуль по самой нагруженной передаче из условия выносливости зубьев на изгиб [3, с. 47]:

;

где k_m - вспомогательный коэффициент (k_m =13 для прямозубых передач);

M_1F - исходный крутящий момент на шестерне;

k_F - коэффициент нагрузки на шестерне;

Y_F - коэффициент, учитывающий форму зуба, выбираем по табл. 3.10а в зависимости от эквивалентного числа зубьев (для прямозубых колес z_E=z₁);

_bm- отношение ширины b к модулю m; (ш_bm=6,8 для прямозубых колес)

_FP1 - допускаемое напряжение для материала шестерни

_FP1=0,4·_Flimb· k_{F L},

где _Flimb - предел выносливости материала зубьев, [3, с.53 т. 3.16].

k_{F L} - коэффициент режима нагружения и долговечности, учитывающий влияние режима нагружения на длительный предел выносливости при изгибе. - для зубчатых колёс, подвергаемых цементации или нитроцементации.

Для передаточных отношений U₁,U₂

Марка материала - 18ХГТ, термообработка - нитроцементация

_Flimb = 675 МПаZ_E = 29

k_{F L} = 1,8.Y_F = 3,8

_FP1 = 0,4·675·1,8=486(МПа)

M_1F = 24.8 Н·м

Принимаем модуль m=1.5 мм.

Для передаточных отношений U₃, U₄

Марка материала - 18ХГТ, термообработка - нитроцементация

_Flimb = 675 МПаZ_E = 27

k_{F L} = 1,8.Y_F = 3.9

_FP1 = 0,4·675·1,8=486(МПа)

M_1F = 32.93 Н·м

Принимаем m =1.5 мм.

Для передаточных отношений U₅, U₆

Марка материала - 18ХГТ, термообработка - нитроцементация

_Flimb = 675 МПаZ_E = 24

k_{F L} = 1,8.Y_F = 3.9

_FP1 = 0,4·675·1,8=486(МПа)

M_1F = 121.38 Н·м

Принимаем m =2.5 мм.

4.7.2 Определение межосевых расстояний

Межосевое расстояние определяется по следующей формуле, мм:

, [5, с. 21]

где и - числа зубьев ведущей шестерни и ведомого колеса.

т - модуль передачи

Межосевое расстояние второй ступени:

мм.

Межосевое расстояние третьей ступени:

мм.

Межосевое расстояние четвёртой ступени:

мм.

привод подшипник кинематический электродвигатель

4.7.3 Определение диаметров колес

Определение диаметров колес [5, с.23]

Делительные диаметры шестерен:

;

Делительные диаметры колес:

,

Диаметры окружностей вершин шестерни d_a1 и колеса d_a2:



Диаметры окружностей впадин шестерни d_f1 и колеса d_f2:

U₁:

U₂:

U₃:

U₄:

U₅:

U₆:

4.7.4 Определение размеров колес

Определение размеров колес

, [5, с. 22]

где _bd - коэффициент ширины шестерни по диаметру, _bd = 0,25.

U₁, U₂

U₃, U₄

U₅, U₆

4.7.5 Определение сил в зацеплении

Определение сил в зацеплении [5, с.24]

Окружная:

,

где М₁ - момент на валу шестерни;

d₁ - делительный диаметр шестерни.

Радиальная:

U₁:

U₂:

U₃:

U₄:

U₅:

U₆:

5. Расчёт клиноремённой передачи

Расчетная передаваемая мощность: Р = 4 кВт.

Частота вращения ведущего шкива: n₁ = 1430 об/мин.

Частота вращения ведомого шкива: n₂ = 1000 об/мин.

Передаточное отношение [8, с.130]:

Выбираем сечения ремня по номограмме [8, с.134, рис. 7.3]: сечение ремня Б.

Ширина шкива

,

где n=2, e=19±0,4, f=12,5

Диаметр меньшего шкива [6, с.130]:

где М₂ - вращающий момент

Принимаем

Диаметр большего шкива [6, с.120]:

где - относительное скольжение ремня (=0,01 для передач с регулируемым натяжением ремня)

Принимаем

Межосевое расстояние назначают в интервале:

[6, с.130],

где Т₀ - высота сечения ремня (Т₀ = 10.5 мм [6, с.131, табл. 7.7])

Принимаем а = 230 мм.

Определяем длину ремня [6, с.121]:

Из стандартного ряда длин с учётом сечения ремня выбираем L_р = 950 мм.

Уточняем межосевое расстояние [8, с.130]:

Угол обхвата меньшего шкива равен [8, с.130]:

Определим необходимое число ремней для передачи заданной мощности [6, с.135]:

где N_o - мощность, допускаемая для передачи одним ремнём кВт (N_o = 4кВт [6, с.132, табл. 7.8]);

- коэффициент, учитывающий влияние длины ремня ( = 0.9 [8, с.135, табл. 7.9]);

- коэффициент режима работы ( = 1,1 [8, с.136, табл. 7.10]);

- коэффициент угла обхвата ( = 0,97 [8, с.135]);

- коэффициент, учитывающий число ремней в передаче ( = 0,95 [8, с.135]);

Сила действующая на валы [8, с.136]:

где F₀ - предварительное натяжение ветвей клинового ремня, равное

[8, с.136],

где - коэффициент, учитывающий центробежную силу, равный 0,1 при сечении А [6, с.136];

- скорость.

 [8, с.144],

Шкивы выполняют из чугуна СЧ 18. Шероховатость рабочих поверхностей Ra ?2,5 мкм.

6. Расчет реакций опор. Выбор подшипников

Вал второй.

Рисунок 4. Расчетная схема второго вала

1) l1=70 мм, l2=21,24 мм, l3=318.76 мм, l=410 мм, Fв=1682.455 Н, Fr₁=491,92 Н, Ft₁=1351,4286 Н.

Находим реакции опор в вертикальной плоскости:

Находим реакции опор в горизонтальной плоскости:

Суммарные реакции:

2) l1=70 мм, l2=81,73 мм, l3=258.27 мм, l=410 мм, Fв=1682.455 Н, Fr₁=593,6965 Н, Ft₁=1631,0345 Н.

Находим реакции опор в вертикальной плоскости:

Находим реакции опор в горизонтальной плоскости:

Суммарные реакции:

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре. Назначаем шариковые радиальные однорядные подшипники средней серии 305.

= 25 мм; D = 62 мм; В = 17 мм; Сr = 22.5 кН; С0r = 11.4 кН;

Эквивалентная нагрузка:

X = 0,56 - коэффициент радиальной нагрузки [5,стр.134 , т.6.1]

Y = 0 - коэффициент осевой нагрузки

V = 1 - коэффициент, учитывающий вращение колец (вращение внутреннего кольца)

R_r = 2793.843 Н - радиальная нагрузка

R_а = 0 Н - осевая нагрузка

K_t = 1 - температурный коэффициент [5,стр.139 , т.6.4]

K = 1,2 - коэффициент безопасности [5,стр.141 , т.6.5]

Расчетная долговечность, ч



где С - динамическая грузоподъёмность.

p = 3 для шарикоподшипников.

n - частота вращения вала подшипника, об/мин

.

Вал третий.

Рисунок 5. Расчетная схема третьего вала

1) l1=21,24 мм, l2=90,5 мм, l3=228,26 мм, l=340 мм, Ft₁=1351,4286 Н, Fr₁=491,92 Н, Ft₂=1422,22 Н, Fr₂=517,6889 Н.

Находим реакции опор в вертикальной плоскости:



Находим реакции опор в горизонтальной плоскости:

Суммарные реакции:

2) l1=21,24 мм, l2=168,24 мм, l3=150,52 мм, l=340 мм, Ft₁=1351,4286 Н, Fr₁=491,92 Н, Ft₂=2133,333 Н, Fr₂=776,533 Н.

Находим реакции опор в вертикальной плоскости:

Находим реакции опор в горизонтальной плоскости:

Суммарные реакции:

3) l1=81,73 мм, l2=30 мм, l3=228,27 мм, l=340 мм, Ft₁=1631,0345 Н, Fr₁=593,6965 Н, Ft₂=1422,222 Н, Fr₂=517,6889 Н.

Находим реакции опор в вертикальной плоскости:

Находим реакции опор в горизонтальной плоскости:



Суммарные реакции:

4) l1=81,73 мм, l2=107,75 мм, l3=150,52 мм, l=340 мм, Ft₁=1631,0345 Н, Fr₁=593,6965 Н, Ft₂=2133,333 Н, Fr₂=776,533 Н.

Находим реакции опор в вертикальной плоскости:

Находим реакции опор в горизонтальной плоскости:

Суммарные реакции:

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре. Назначаем шариковые радиальные однорядные подшипники средней серии 205.

= 25 мм; D = 52 мм; В = 15 мм; С = 14 кН; С0 = 6.95 кН;

Эквивалентная нагрузка:

X = 0,56 - коэффициент радиальной нагрузки [5,стр.134 , т.6.1]

Y = 0 - коэффициент осевой нагрузки

V = 1 - коэффициент, учитывающий вращение колец (вращение внутреннего кольца)

R_r = 2224,721 Н - радиальная нагрузка

R_а = 0 Н - осевая нагрузка

K_t = 1 - температурный коэффициент [5,стр.139 , т.6.4]

K = 1,2 - коэффициент безопасности [5,стр.141 , т.6.5]

Расчетная долговечность, ч

где С - динамическая грузоподъёмность.

p = 3 для шарикоподшипников.

n - частота вращения вала подшипника, об/мин

.

Вал четвертый.

Рисунок 6. Расчетная схема четвертого вала

1) l1=113,74 мм, l2=116,35 мм, l3=109,91 мм, l=340 мм, Ft₁=1422,222 Н, Fr₁=517,6889 Н, Ft₂=1951,5873 Н, Fr₂=710,3778 Н.

Находим реакции опор в вертикальной плоскости:



Находим реакции опор в горизонтальной плоскости:

Суммарные реакции:

2) l1=113,74 мм, l2=198,34 мм, l3=27,92 мм, l=340мм, Ft₁=1422,22 Н, Fr₁=517,6889 Н, Ft₂=3415,2778 Н, Fr₂=1243,1611 Н.

Находим реакции опор в вертикальной плоскости:

Находим реакции опор в горизонтальной плоскости:



Суммарные реакции:

3) l1=191,48 мм, l2=38,61 мм, l3=109,91 мм, l=340 мм, Ft₁=2133,333 Н, Fr₁=776,533 Н, Ft₂=19541,5873 Н, Fr₂=710,3778 Н.

Находим реакции опор в вертикальной плоскости:

Находим реакции опор в горизонтальной плоскости:

Суммарные реакции:

4) l1=191,48 мм, l2=120,6 мм, l3=27,92 мм, l=340 мм, Ft₁=2133,333Н, Fr₁=776,533 Н, Ft₂=3415,2778 Н, Fr₂=1243,1611 Н.

Находим реакции опор в вертикальной плоскости:

Находим реакции опор в горизонтальной плоскости:

Суммарные реакции:

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре. Назначаем шариковые радиальные однорядные подшипники средней серии 306.

= 30 мм; D = 72 мм; В = 19 мм; С = 28,1 кН; С0 = 14,6 кН;

Эквивалентная нагрузка:

X = 0,56 - коэффициент радиальной нагрузки [5,стр.134 , т.6.1]

Y = 0 - коэффициент осевой нагрузки

V = 1 - коэффициент, учитывающий вращение колец (вращение внутреннего кольца)

R_r = 4393,002 Н - радиальная нагрузка

R_а = 0 Н - осевая нагрузка

K_t = 1 - температурный коэффициент [5,стр.139 , т.6.4]

K = 1,2 - коэффициент безопасности [5,стр.141 , т.6.5]

Расчетная долговечность, ч

где С - динамическая грузоподъёмность.

p = 3 для шарикоподшипников.

n - частота вращения вала подшипника, об/мин

.

7. Уточненный расчет валов

Уточненный расчет валов состоит в определении коэффициентов запаса прочности n для опасных сечений и сравнении их с требуемыми допускаемыми значениями [n]. Прочность соблюдена при Производим расчет для предположительно опасных сечений. [5, с. 274]

Второй вал.

Материал вала - 40Х, термообработка - улучшение. Предел прочности _В=900МПа, _Т=750МПа, ф_Т =450 МПа [5. табл. 12,8, с. 273].

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:

[5. табл. 12,8, с. 273].

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:

[5. табл. 12,8, с. 273].

Концентрация напряжений обусловлена наличием шлицов.

Крутящий момент М _К = 47,3·10³ Н·мм.

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости М_Х = - 26911.2·10³ Н·мм.

Изгибающий момент в вертикальной плоскости М_Y = 117771.9·10³ Н·мм.

Суммарный изгибающий момент М = 120807.4·10³ Н·мм.

Момент сопротивления изгибу

(d = 26мм, D = 32 мм, b= 6 мм, Z = 6 )

Момент сопротивления кручению

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности :

Третий вал.

Материал вала - 40Х, термообработка - улучшение. Предел прочности _В=900МПа, _Т=750МПа, ф_Т =450 МПа [5. табл. 12,8, с. 273].

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:

[5. табл. 12,8, с. 273].

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:

[5. табл. 12,8, с. 273].

Концентрация напряжений обусловлена наличием шлицов.

Крутящий момент М _К = 64·10³ Н·мм.

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости М_Х = 31820,9·10³ Н·мм.

Изгибающий момент в вертикальной плоскости М_Y = 125961,6·10³ Н·мм.

Суммарный изгибающий момент М = 129918,8·10³ Н·мм.

Момент сопротивления изгибу

(d = 26мм, D = 32 мм, b= 6 мм, Z = 6 )

Момент сопротивления кручению

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:



Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности :

Четвертый вал.

Материал вала - 40Х, термообработка - улучшение. Предел прочности _В=900МПа, _Т=750МПа, ф_Т =450 МПа [5. табл. 12,8, с. 273].

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:

[5. табл. 12,8, с. 273].

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:

[5. табл. 12,8, с. 273].

Концентрация напряжений обусловлена наличием шлицов.

Концентрация напряжений обусловлена наличием шлицов.

Крутящий момент М _К = 122,95·10³ Н·мм.

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости М_Х = 45404,23·10³ Н·мм.

Изгибающий момент в вертикальной плоскости М_Y = 232139,8·10³ Н·мм.

Суммарный изгибающий момент М = 236538,4·10³ Н·мм.

Момент сопротивления изгибу

(d = 32мм, D = 38 мм, b= 6 мм, Z = 8 )

Момент сопротивления кручению

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности :

8. Проверка прочности шпоночных и шлицевых соединений

8.1 Проверка шлицевых соединений

Шлицы прямобочные.

Шлицевые соединения проверяются на смятие по условию [2, с. 860]

где М - передаваемый момент;

Z - число зубьев;

F - расчётная площадь смятия:

[2, с. 860]

где l - длина ступицы;

;

множитель 0,75 введён для учёта неравномерности распределения давления по шлицам.

Вал второй.

Шлицы 6Ч26Ч32 b = 6 мм

Вал третий.

Шлицы 6Ч26Ч32 b = 6 мм

Вал четвертый.

Шлицы 8Ч32Ч38 b = 6 мм

8.2 Проверка шпоночных соединений

При проверке шпоночного соединения его параметры должны удовлетворять условию [2, с. 826]:

,

где М - передаваемый крутящий момент, Н•мм;

d - диаметр вала в месте установки шпонки, мм;

h - высота шпонки, мм;

t₁ - глубина паза вала, мм;

l_p - рабочая длина шпонки, мм,

[у]_см- допускаемое напряжение смятия, [] = 150 МПа для материала шпонки стали 45 при знакопеременных нагрузках [2,том 1,с.86,табл.15].

Осуществляем проверку шпоночных соединений:

второй вал

На пятом валу устанавливаем две одинаковые шпонки

9. Выбор и описание системы смазки

Характеристика быстроходности:

C учетом быстроходности шпинделя выбираем в качестве метода смазывания циркуляционное смазывание (без охлаждения масла). [3, с.159, т. 6.19]

Смазка станка обеспечивается следующими системами:

- циркуляционной

- набивкой

Циркуляционной системой осуществляется смазки коробки скоростей, подач, механизма подач, сверлильной головки, корпус которой является резервуаром для масла. Плунжерный насос крепиться к нижней плите корпуса коробки скоростей и приводиться в действие эксцентриком, закрепленным на валу коробки скоростей. Подаваемое насосом масло поступает через прорези в трубках на зубчатые колеса, валы, подшипники коробок скоростей и подач, сверлильной головки, затем стекает обратно в масляный резервуар. Используется индустриальное масло И-20А (ГОСТ 20799-75), уровень масла проверяют по двум маслоуказателям.

Смазка подшипников шпинделя, подшипников привода, подшипников накладных столов осуществляется набивкой консистентной смазкой. Используется смазка ЦИАТИМ-201 (ГОСТ 6267-74).

Заключение

В данном курсовом проекте модернизирован привод главного движения вертикально-сверлильного станка модели 2А135 для обработки материалов.

В результате модернизации привод имеет достаточно широкий диапазон регулирования частот вращения 180…1400 об/мин (7 скоростей). Структура привода выполнена с применением подвижных блоков. Переключение скоростей осуществляется с помощью подвижных блоков.

Произведён расчёт зубчатых передач. Расчёт подшипников качения показал, что долговечность принятых подшипников превышает заданный ресурс работы 10 тысяч часов. Полученная долговечность подшипников: на втором - 18,008 тысяч часов, на третьем ? 10,949 тысяч часов, на четвёртом ? 22,607 тысяч часов.

Расчёт валов на прочность показал, что валы имеют большой запас прочности при требуемом коэффициенте запаса прочности = 1,5 . Коэффициент запаса прочности для второго вала 6,05, третьего ? 6,52, четвертого - 6,05.

Рассчитанные шпоночные соединения также имеют значительный запас прочности при допускаемом напряжении смятия = 150МПа.

Напряжение смятия для шпоночного соединения на втором валу 65,69 МПа, для двух шпоночных соединений на шпинделе 59,97 МПа.

Расчёт шлицевых соединений показал, что при допускаемом напряжении смятия = 25 МПа напряжение смятия на втором - 8,63 МПа, на третьем - 9,3 МПа, на четвертом - 9,6 МПа, что намного меньше допускаемого.

Выбранная система смазки обеспечивает надёжное смазывание.

Список использованных источников

1. Справочник технолога машиностроителя Т. 2 / Под ред. А.Г. Косиловой и Р.К. Мещерякова. - 4-е изд, переработ. и доп. М.: Машиностроение, 1986. - 496с.

2. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3 т. - 8-е изд., перераб. и доп. Под ред. И.Н. Жестковой. - М.: Машиностроение, 2001.

3. Кочергин А. И. Конструирование и расчет металлорежущих станков и станочных комплексов. Курсовое проектирование: учебное пособие для вузов. - Минск: Высш. шк.,1991. - 382 с.

4. Тарзиманов Г.А. Проектирование металлорежущих станков. - 3-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1980. - 288с.

5. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для машиностроит. Спец. Учреждений среднего профессионального образования. - 4-е издание, исправл. - М.: Машиностроение, 2003. - 536с.

6. Металлорежущие станки: Учебник для машиностроительных втузов / Под ред. В.Э. Пуша - М.: Машиностроение, 1985. - 256 с.

7. Универсальный вертикально - сверлильный 2А135: руководство к станку. Уфа: 1988. - 31 с.

8. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие для техникумов. - М.: Высш. Шк., 1991. - 432 с.

9. Прогрессивные режущие инструменты и режимы резания металлов: Справочник /В.И. Баранчиков, Н.Д. А.В. Жаринов, Н.Д. Юдина и др..; Под общ. Ред. В.И. Баранчикова. - М.: Машиностроение, 1990. - 400 с.

Размещено на Allbest.ru