Разработка привода главного движения горизонтально-фрезерного станка

Размещено на http://www.allbest.ru/

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования

"Вологодский государственный университет"

ФПМиИТ

Кафедра ТОАП

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

Дисциплина: "Оборудование АМП"

Наименование темы: "Разработка привода главного движения горизонтально-фрезерного станка"

Вологда 2015г.



Содержание

Введение

Исходные данные

1. Выбор базовой модели станка

2. Определение основных технических характеристик привода

2.1 Структурная схема привода

2.2 Определение диапазона регулирования

2.3 Сетка частот вращения

2.4 График частот вращения

3. Кинематический расчет привода

3.1 Определение передаточных отношений

3.2 Определение чисел зубьев

3.3 Кинематическая схема

4. Проектный расчет

4.1 Расчет мощности на валах

4.2 Расчет диаметров валов

4.3 Определение межосевых расстояний

4.4 Расчет ременной передачи

5. Разработка и компоновка привода

6. Проверочный расчет

6.1 Расчет вала на жесткость

6.2 Проверочный расчет подшипников

6.3 Проверка шпоночного соединения

7.Система смазки привода

8. Система управления приводом

Заключение

Список используемых источников

привод вал шпоночный передаточный



Введение

Современные металлорежущие станки - это высокоразвитые машины, включающие механические, электрические, электронные, гидравлические, пневматические и другие методы осуществления движением 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 (турбины), прокатных станов. На станках обрабатывают и простые цилиндрические, и поверхности, описываемые сложными математическими уравнениями или заданные графически. При этом достигаются высокая точность обработки, измеряемая нередко долями микрометра. На станках обрабатывают детали из сталей и чугунов, из цветных, специальных жаропрочных, мягких твердых и других материалов. Современное станкостроение развивается быстрыми темпами. В решениях правительства по развитию станкостроения особое внимание обращено на опережающее развитие выпуска станков с числовым программным управлением, развитием производства тяжелых и уникальных станков.

Сверлильные станки предназначены для сверления глухих и сквозных отверстий, рассверливания, зенкерования, развертывания, растачивания и нарезания резьбы. Сверлильные станки подразделяются на вертикально-сверлильные настольные и наклонные, радиально-сверлильные, для глубокого сверления, центровальные и многошпиндельные.



Исходные данные

Разработать привод главного движения вертикально сверлильного станка при следующих условиях:

вид привода: безраздельный

знаменатель геометрического ряда частоты вращения шпинделя : ц=1.26;

число ступеней частот вращения шпинделя: z=12;

минимальное частота оборотов шпинделя: n_min=25^об/_мин;

эффективная мощность резания: N_э=3кВт.

1. Выбор базовой модели станка

Вертикально-сверлильный станок 2А150.

Техническая характеристика

1. Рабочая поверхность стола, мм 500х560

2. Наибольшее вертикальное перемещение

сверлильной головки, мм 500

стола, мм 360

3. Число частот вращения шпинделя 12

4. Частота вращения шпинделя, ^об/_мин 22-1000

5. Мощность электродвигателя шпинделя, кВт 7

6.Габаритные размеры станка ,мм 1355х890х2930



2. Определение технических характеристик привода

Главными приводами со ступенчатым регулированием частоты вращения шпинделя оснащают автоматизированные редко переналаживаемые станки, работающие в массовом производстве, и неавтоматизированные станки с ручным управлением. Такие приводы просты, компактны, имеют высокий КПД, долговечны.

2.1 Структурная схема привода

Рис 2.1- Структурная схема привода

Структурная формула:

Z=P₁*P₂*P₃ ; (1)

12=3*2*2

Зная знаменатель геометрического ряда ц=1.26 и минимальную частоту вращения шпиндельного вала, выписывает ряд частот вращения шпинделя n₁ - n₁₂

Частоты вращения шпинделя n₁ = n_min, n₂, n₃, ... , n_z = n_max образуют отрезок геометрического ряда со знаменателем ц. Число ступеней частот - Z.

Основные зависимости геометрического ряда, члены ряда:

n₁; n₂ = n₁·ц, n₃ = n₁·ц²,..., n_z =n₁·ц^Z-1

n₁=25 ^об/_мин;

n₂=31.5 ^об/_мин;

n₃=40 ^об/_мин;

n₄=50 ^об/_мин;

n₅=63 ^об/_мин;

n₆=80 ^об/_мин;

n₇=100 ^об/_мин;

n₈=125 ^об/_мин;

n₉=160^об/_мин;

n₁₀=200 ^об/_мин;

n₁₁=250 ^об/_мин;

n₁₂=315^об/_мин;

2.2 Определение диапазона регулирования

Диапазон регулирования частот вращения шпиндельного вала коробки скоростей определяется по формуле :

Где n_max - максимальная частота вращения вала коробки скоростей;

n_min - минимальная частота вращения вала коробки скоростей.

Таким образом получаем диапазон регулирования :

2.3 Сетка частот вращения

Сложенную структуру получают из двух или более определенным образом соединенных структур с последовательно включенными групповыми передачами. Одна из соединяемых структур называется основной, другие - дополнительными. Основная структура участвует в передаче на шпиндель всех ступеней частоты вращения, каждая дополнительная используется для передачи только части ступеней.



Рис 2.3 - Структурная сетка

2.4 График частот вращения

По данным полученным со структурной сетки строим график частот вращения

Рис 2.4 - График чисел оборотов

Выбираем двигатель асинхронный: 4A132S8Y3 N_эд=4 кВт;

n=720 ^об/_мин;

Ток статора при напряжении 380В: 10.6 А;

КПД : 83%;

cosц=0.7;

I_п/I_н=5.5;

М_п/М_н=1.9;

М_min/М_п=1.7;

М_max/М_н=2.6;

Маховый момент ротора : 1.7 Н•м².



3. Кинематический расчет привода

Исходными данными для кинематического расчета главного привода являются частота вращения вала электродвигателя, минимальная частота вращения шпинделя n_min, максимальная частота n_max, число ступеней частот z или другие эквивалентные комплексы данных.

3.1 Определение передаточных отношений

Передаточное отношение определяем по графику частот вращения

i₁=ц^-1=0,793 i₅=ц^-2=0,629

i₂=ц^-2=0,629 i₆=ц³=2

i₃=ц^-3=0,499 i₇=ц^-3=0,499

i₄=ц¹=1,26

i_max*i_min=2*0.499?1

3.2 Определение чисел зубьев

P₁ : u₁ =1,26; u₂ = 1,58; u₃ = 2;

?_z = 54

i₁: Z₁=24 Z₂=30

i₂: Z₁=21 Z₂=33

i₃: Z₁=18 Z₂=36

P₂ : u₄ =1,26; u₅ = 1,58;

?_z =52

i₄:Z₁=29 Z₂=23

i₅:Z₁=20 Z₂=32

?_z =51

P₂ : u₆ =2; u₇ = 2;

i₆:Z₁=34 Z₂=17

i₇:Z₁=17 Z₂=34

3.3 Кинематическая схема

После определения чисел зубьев строим кинематическую схему.

Рис 3.3 - Кинематическая схема



4. Проектировочный расчет

Проектные расчеты выполняются для разработки компоновочной схемы привода. В курсовом проекте определяются основные параметры проектируемого узла и его деталей.

4.1 Расчет мощности на валах

Общий КПД механизма коробки скоростей находим по формуле:

Где з_рп - КПД ременной передачи, з_рп=0.98;

з_зп - КПД пары прямозубых цилиндрических колес, з_зп=0.99;

з_п - КПД подшипника качения , з_п=0.9985;

a, b - количество зубчатых передач и подшипников в кинематической цепи, a=7, b=8.

з=0.98•0.99⁷•0.9985⁸=0.90

Максимальную мощность на валах коробки скоростей определяем исходя из мощности электродвигателя. Мощность на валах определяется по формуле:

N_i•=N_i-1•з (4)

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

з - КПД.

N₁=N_дв•з_рп•з²_п=3.9 кВт;

N₂=3.85 кВт;

N₃=3.8 кВт;

N₄=3.75 кВт;

Определение крутящего момента на валах:

4.2 Расчет диаметров валов

Минимально необходимый диаметр вала определяем по формуле:

где T_i - крутящий момент на валу;

[ф] - допускаемое напряжение при кручении;

d_дв?0.0537 м

d_I?0.0541 м

d_II?0.0557 мм

d_III?0.0562мм

d_IV?0.0569мм

Так как минимально допустимые размеры валов приблизительно равны, то принимаем размер всех валов 55 мм.

4.3 Определение межосевых расстояний

Межосевое расстояние из условия контактной прочности определяем по уравнению:



где К_а - коэффициент для прямозубых колес, принимается К_а =49,5 МПа^1/3;

ш_ba - коэффициент ширины _ba= b_w/a_w, его можно принимать в пределах 0,25...0,4 для неподвижных колес и 0,1...0,2 для передвижных колес коробок скоростей;

К_Нв - коэффициент концентрации нагрузки;

[у_H] - Допускаемое контактное напряжение для прямозубой передачи.

Допускаемое контактное напряжение [у_H] для прямозубой передачи считается по формуле:

где у_{H lim b} - предел контактной выносливости;

К_HL - коэффициент долговечности, К_HL = 1,1…1,8;

[S_H] - коэффициент безопасности, [S_H] = 1,11,2;

Расчетный модуль:



m₁=4; m₂=4; m₃=5

Фактическое значение модуля выбирают из стандартных значений путем округления до ближайшего большего значения.

Уточненное межосевое расстояние между валами :

a_{w I-II}=108; a_{w II-III}=104; a_{w III-IV}=128

Определение основных геометрических параметров зубчатых колес:

Делительный диаметр, мм

d=m•Z (11)

Диаметр окружности вершин, мм

d_а=d+2m (12)

Диаметр окружности впадин, мм

d_f=d-2,5m (13)

Ширина зубчатого венца, мм

в_р=(6..8)m (14)

в= в_р+4мм (15)



Расчеты сводим в таблицу 4.

Таблица 4 Основные геометрические параметры зубчатых колес

Число зубьев	Модуль m, мм	d, мм	da, мм	df, мм	в, мм
Z1=24 Z2=30 Z3=21 Z4=33 Z5=18 Z6=36	4	96 120 84 132 72 144	104 128 92 140 80 152	86 110 74 122 62 134	28
Z7=29 Z8=23 Z9=20 Z10=32	4	116 92 80 128	124 100 88 136	106 82 70 118	28
Z11=34 Z12=17 Z13=17 Z14=34	5	170 85 85 170	180 95 95 180	157,5 72,5 72,5 157,5	34

4.4 Расчет ременной передачи

Ременные передачи находят применение лишь в приводах главного движения станков. В приводах подач эти передачи не находят применения, так как не обеспечивают высокой точности передачи движения.

В металлорежущих станках применяются плоскоременные и клиноременные передачи, реже применяются передачи с зубчатыми ремнями.

Окружные скорости на шкивах определяют по формулам:

, м/с, (16)

где х₁ и х ₂ окружные скорости на ведущем и ведомом шкивах;

d₁ и d₂ диаметры ведущего и ведомого шкивов, мм;

n₁ и n₂ частоты вращения ведущего и ведомого шкивов, об/мин.

В ременных передачах имеет место упругое скольжение, поэтому окружную скорость ведомого вала определяют по формуле:

, м/с, (17)

где коэффициент упругого скольжения.

Передаточное число передачи определяется по формуле:

; (18)

Диаметр ведущего шкива клиноременной передачи определяется по формуле:

, мм (19)

где С - коэффициент пропорциональности;

Т₁ - вращающий момент на ведущем шкиве, Нм.

Окружные скорости на шкивах: х₁=5,27 ^м/_c ; х ₂=5,16 ^м/_c

Межосевое расстояние a_w предварительно вычисляют по формулам:



a_w^min = 0,55(d₁ + d₂) + T₀, мм (20)

где T₀ - высота ремня, мм.

a_w^max = 2(d₁ + d₂), мм (21)

Межосевое расстояние выбирается предварительно в диапазоне между a_w^min и a_w^max .

Выбираем сечение ремня В(Б), T₀=10,5.

a_w^min =0,55(125+180) +10,5= 434 мм;

a_w^max = 2(125 + 180)=1540 мм;

a_w= {434..1540}

a_w=800 мм

Длина ремня :

L_p=2a_w + 0,5·р·(d₁+d₂)+( d₂- d₁)²/(4a_w). (22)

Расчетная длина ремня округляется до большей предпочтительной длины: L_p=3150 мм

Уточняем межосевое расстояние :

(23)

a_w=1048 мм

Угол обхвата в ременной передаче с двумя шкивами определяется по формуле:



, (24)

б₁=208, для d₁

б₂=152, для d₂

Проектный расчет ременной передачи выполняется по допустимой мощности, передаваемой одним ремнем.

N_р = N₀C_бC_LC_uC_p, кВт, (25)

где N₀ -- номинальная мощность передачи с одним ремнем, 2.18 кВт;

C_L--коэффициент, учитывающий длину ремня;

C - коэффициент угла обхвата, C = 1.12;

C_u - коэффициент передаточного отношения, C_U = 1.14;

С_р - коэффициент динамичности нагрузки и режима работы, С_P = 1

, (26)

где L_р0 -- базовая длина клинового ремня, C_L=1.1, N_р =3

Число ремней z в передаче для обеспечения среднего ресурса эксплуатации определяют по формуле:

(27)

где Р₁ -- передаваемая мощность на ведущем валу, кВт.

Z=4.229 Округляем до целого Z=5



5. Разработка и компоновка привода

На основании полученных расчетов, которые приближенно равны значениям, указанным в паспорте станка 2A150, используем следующие значения :

Корпус коробки представляет собой чугунную отливку. Толщина стенки отливки д=15мм. Зазор между торцами цилиндрических зубчатых колес и внутренней стенкой корпуса a=(1.0 - 1.2)д=15мм.

Расстояние от наибольшего зубчатого колеса до дна коробки b=50 мм.

Минимальное расстояние между венцами блока 6мм. Зазор между торцами венцов 1-3 мм.

Длина ступицы зубчатых колес l_ст=(1.2-1.5) d_в

Диаметр ступицы d_ст=1.6 d_в

C целью уменьшения веса, инерционных сил и экономии металла, колеса выполняются с выточками. Толщина тела венца д =(2.5-21) m_s, c=(1-1.2) д.

Для герметизации подшипниковых узлов выбираем крышки торцевые глухие (ГОСТ 18511-73) и крышки с отверстием (ГОСТ 18515-73).

Для уплотнения валов применяем резиновые армированные манжеты ГОСТ 8752-79.

Размеры шлицевых прямоточных соединений (8х27х30).

Предварительный выбор подшипников качения:

Выбираем шарикоподшипники радиальные однорядные легкой серии ГОСТ 8338-75. 206: D=62мм, B=16мм, d=30мм.



6. Проверочный расчет

Предварительная проработка конструкции валов и подшипниковых узлов выполняется на стадии эскизного проекта привода.

6.1 Расчет вала на жесткость

Рис.6.1 - Общий вид вала

Крутящий момент, передаваемый валом: T_кр=722.43 Нм

Усилие в зацеплении:

- опорное : P_3-4=2Т_кр/d=2•722.43/ 55•10⁵=657.44 Н; (28)

P_7-8=2M_кр/d= 2•20,4/55•10⁵=1043.12 H; (29)

- распорное : Т_3-4=P_3-4•tgб=231 Н; (30)

Т_7-8=P_7-8•tgб=372.44 H

Определение опорных реакций:

- вертикальная плоскость:

?М_А=0 ; - P_3-4•cos45•0.73- P_7-8•2.48+B•3.11=0

?М_B=0 ; -A•3.11+- P_3-4•cos45+ P_7-8•0.63=0

- горизонтальная плоскость:

?М_А=0 ; - Т_3-4•cos45- Т_7-8•2.48+ B•3.11=0

?М_B=0 ; -A•3.11+- Т_3-4•cos45+ Т_7-8•0.63=0

где A и B реакции опор; A=560.6H; B=910.96H;

- изгибающий момент в горизонтальной плоскости:

M_y1=243.21 Н•м; M_x1=400.76 Н•м;

- изгибающий момент в вертикальной плоскости:

M_y2=248.21 Н•м; M_x2=196.78 Н•м;

-результирующий изгибающий момент:

М₁ = = 468.78 Н·м. (31)

М₂ = = 316.75 Н·м. (32)

Эквивалентные моменты:

М_экв1 = = 452.39 Н·м. (33)

М_экв2 = = 341.37 Н·м. (34)

Определение диаметра вала:

Принимаем допустимое напряжение [у-1]=60МПа.

(35)

Рис.6.1 - Эпюры изгибающих и крутящих моментов

Вывод: вал подобран правильно, так как условия по жесткости и прогибу соблюдаются.



6.2 Проверочный расчет подшипников

Подшипники, как правило, подбираются по таблицам ГОСТ на основании условного расчета, состоящего в определении динамической грузоподъемности по методике ГОСТ 18854-79 и ГОСТ 18855-73.

Основные критерии работоспособности подшипника качения - его динамическая и статическая грузоподъемность. На основании многочисленных опытов установлена зависимость между динамической приведенной нагрузкой Q подшипника, его номинальной долговечностью б, выраженной в миллионах оборотов вращающегося колеса n и динамической грузоподъемностью С(кгс)

(36)

где Q = R•K_б•K_т•K_n; (37)

R - радиальная нагрузка, R=908,8;

K_б=1.1 - коэффициент безопасности;

K_n=1 - коэффициент вращения;

K_т=1 - температурный коэффициент.

Q = 908.8•1.1•1•1=999.68 кгс, С=10623.28

В результате расчета, полученное значение удовлетворяет условию минимальной долговечности подшипников. Выбираем подшипники 206 легкой серии.

6.3 Проверка шпоночного соединения

Размеры шпонок выбираются в зависимости от принятого диаметра вала по ГОСТ, а затем производится условный расчет на смятие, чтобы напряжение на узких рабочих гранях шпонки распределялось равномерно. Условие прочности:

(38)

где М_кр - крутящий момент; d - диаметр вала; h - высота сечения шпонки; l_p - рабочая длина шпонки; у_см? [у]_см ; [у]_см=400…420 МПа.

у_см=407.51 МПа

Условие прочности выполняется с запасом, значит, прочность шпоночного соединения обеспечена.



7. Система смазки привода

Основное назначения системы смазки коробки скоростей и коробки подач сводится к уменьшению потерь мощности на трение, сохранению точности работы, предотвращению вибрации, снижению интенсивности износа трущихся поверхностей, а также к предохранению их от заедания, задирав и коррозии. Масло, применяемое для смазки, должно быть чистым, бес кислотным, не должно содержать воды и твердых частиц. Рекомендуется употреблять индустриальное масло марки "20" (Веретеное "3"), ГОСТ 1707-51. Механизмы коробки скоростей смазываются от специального насоса, подающего масло из масляного резервуара в подставке коробки скоростей. При работе станка масло, подаваемое насосом, разбрызгивается зубчатыми колесами на все рабочие поверхности коробки скоростей.



8. Система управления приводом

Главным движение в станке является вращение шпинделя, которое он получает от электродвигателя через клиноременную передачу и коробку скоростей. Вращение шпинделя, с определённой частотой вращения, осуществляется за счёт переключения блоков зубчатых колёс при помощи двух рычагов. Осуществляется принцип управления с предварительным набором скоростей (преселективная система). Первый рычаг осуществляет передвижении первого блока колёс, второй рычаг - двух остальных. Исходя из этого, первый рычаг имеет три положения, второй четыре. И что бы получить необходимую частоту вращения шпинделя необходимо поставить рычаги в определённое положение.

Рис 8 - Система управления приводом



Заключение

В ходе выполнения курсового проекта мною был спроектирован привод главного движения с электродвигателем мощностью N=4 кВт

Частота вращения выходного вала:

n_min=25 ^об/_мин

n_max=317 ^об/_мин

Мощность на выходном валу 3 кВт

Cпроектированная коробка передач работоспособна.

Чертеж коробки передач см. в приложении



Список используемых источников

1. Б. А. Шкарин, В.В. Яхричев. Оборудование автоматизированного машиностроительного производства. Учебное пособие к выполнению курсового проекта. . - Вологда: ВоГТУ, 2014. - 92с.

2.Универсальный вертикально сверлильный станок модели 2А150.Описание и руководство по обслуживанию.- Москва:Станкостроительный завод имени Ленина, 1960. -30c.

3. Универсальный вертикально сверлильный станок модели 2А125.Москва: Станкостроительный завод имени Ленина, 1955. -48c.

4. 2А135, 2А150 Станок вертикально-сверлильный универсальный. Описание, характеристики, схемы [Электронный ресурс]: офиц. сайт. - Режим доступа http://stanki-katalog.ru Дата последнего посещения 07.06.2015

Размещено на Allbest.ru