Металлорежущие станки

Размещено на http://www.allbest.ru/

Московский Государственный Открытый Университет

Рязанский институт

Кафедра механико-технологических дисциплин

Курсовой проект

по дисциплине "Металлорежущие станки"

Содержание

Введение

Задание

1. Выбор оптимального варианта структурной формулы

2. Построение структурной сетки и графика частот вращения шпинделя

3. Расчёт количества зубьев

4. Выбор электродвигателя

5. Расчёт зубчатых колёс

5.1 Расчёт мощности и крутящего момента на валах

5.2 Расчёт модуля зубчатых колёс

5.2.1 Расчёт модуля зубчатых колёс первой передаточной группы

5.2.2 Расчёт модуля зубчатых колёс второй передаточной группы

5.2.3 Расчёт модуля зубчатых колёс третьей передаточной группы

6. Расчёт валов

7. Расчёт шпинделя

7.1 Расчёт сил в зацеплениях и построение эпюр моментов

7.2 Расчёт валов на жёсткость

Заключение

Литература

Введение

Современные металлорежущие станки - это весьма развитые машины, включающие большое число механизмов и использующие механические, электрические, гидравлические и другие методы осуществления движений и управления циклом.

По конструкции и назначению трудно найти более разнообразные машины, чем металлорежущие станки.

Задание

Разработать коробку скоростей сверлильного станка со шпинделем и механизмом переключения скоростей.

Дополнительные исходные данные:

· Число ступеней вращения Z = 13.

· Минимальная частота вращения n_min = 40 об/мин.

· Знаменатель ряда частот вращения =1,41.

· Мощность на шпинделе P_шп=3,3 кВт.

1. Выбор оптимального варианта структурной формулы коробки скоростей

В большинстве случаев в коробках скоростей используют тройные и двойные зубчатые блоки и число различных частот вращения шпинделя должно быть кратным 3 и 2.

Критерием оптимальности является масса колёс и габариты коробки скоростей. Поэтому необходимо размещать наибольшее количество колёс с меньшим модулем в зоне высоких скоростей.

Для множительной структуры могут быть три случая:

1); Z=332-5=13

2); Z=323-5=13

3). Z=233-5=13

Наиболее оптимальным вариантом является первый случай, т. е.

Z=332-5=13, т. к. критерием оптимальности формулы является последовательность сомножителей , состоящих из троек и двоек, группирующих сначала все тройки, а затем все двойки.

Такая структура реализуется четырьмя валами. Данная структура отражает порядок следования передач в группе.

2. Построение структурной сетки и графика частот вращения шпинделя

Числа оборотов шпинделей определяем по формуле ([2], стр. 14):

.

Зная , количество скоростей вращения и минимальное количество оборотов шпинделя, определяем частоты вращения, округляя полученные значения до стандартных с учетом отклонения:

n₁=40 об/мин :

n₂=n₁¹=56,4 об/мин принимаем n₂=56 об/мин,

n₃=n₁²=79,52 об/мин принимаем n₃=80 об/мин,

n₄=n₁³=112,13 об/мин принимаем n₄=110 об/мин,

n₅=n₁⁴=158,1 об/мин принимаем n₅=160 об/мин,

n₆=n₁⁵=222,92 об/мин принимаем n₆=225 об/мин,

n₇=n₁⁶=314,32 об/мин принимаем n₇=315 об/мин,

n₈=n₁⁷=443,19 об/мин принимаем n₈=445 об/мин,

n₉=n₁⁸=624,9 об/мин принимаем n₉=625 об/мин,

n₁₀=n₁⁹=881,11 об/мин принимаем n₁₀=880 об/мин,

n₁₁=n₁¹⁰=1242,37 об/мин принимаем n₁₁=1240 об/мин,

n₁₂=n₁¹¹=1751,74 об/мин принимаем n₁₂=1750 об/мин,

n₁₃=n₁¹¹=2469,96 об/мин принимаем n₁₃=2470 об/мин.

По полученным значениям строим структурную сетку (рисунок - 1):



Рисунок 1

По структурной сетке строим график частот вращения. Построение начинаем с понижающей передачи последней группы. Из условия ограничения габаритов зубчатых колес и снижения шума принимаем следующие предельные передаточные отношения ([2], стр. 12):

;.

Имеем следующие передаточные отношения:

График частот вращения строится путём деформации структурной сетки. В ней сохранены характеристики каждой из групп и порядок их относительного расположения, но в дополнение к структурной сетке указаны конкретные передаточные отношения каждой из передач, конкретное значение частоты вращения на валах (рисунок - 2):

Рисунок 2 - График частот вращения коробки скоростей

3. Расчет количества зубьев

Расчёт чисел зубьев зубчатых колёс и суммы зубьев в пределах двухваловой передачи производится из условия постоянства межцентрового расстояния двух смежных валов для случаев одинакового модуля для всех передач групповой передачи и разных модулей (одна или несколько зубчатых передач в группе усиленны).

Минимальное число зубьев силовых зубчатых колес коробок скоростей принимаем .

Между I и II валами:

Между II и III валами:

Между III и IV валами:



Результаты кинематического расчёта коробки скоростей приведены в таблице - 1:

Таблица - 1

	I-II	II-III	III-IV
Ui	0.36	0.5	0.7	0.36	1	2.8	0.25	1
Zi:Zi+1	18:50	22:46	28:40	18:50	34:34	50:18	18:72	45:45
	68	68	90

После расчёта чисел зубьев зубчатых колёс всех передаточных групп, строим кинематическую схему коробки скоростей (рисунок - 3).

Рисунок 3 - Кинематическая схема коробки скоростей

4. Выбор электродвигателя

Мощность электродвигателя определяется по формуле:

кВт,

где Р_шп- максимальная мощность на валу шпинделя, кВт;

?_c- коэффициент полезного действия станка.

где ?_к.с.- КПД коробки скоростей;

?_м.п.- КПД механизмов подач ( 0,96- для токарных, револьверных, и сверлильных станков ([2], стр.19);

?_р.м.= 0,98- КПД ременной передачи ([2], стр.18);

?_з.п.=0,98- КПД зубчатых колес ([2], стр.18);

?_подш.=0,95- КПД пары подшипников ([2], стр.18).

Далее, выбираем электродвигатель ([2], табл.1, стр. 20) по частоте вращения, которая должна быть равной примерно половине наибольшей частоты вращения шпинделя и по мощности с округлением до ближайшего меньшего значения.

После выбора электродвигателя уточняют частоты вращения шпинделя, отклонения которых не должны превышать . В случае выхода за указанные границы необходимо откорректировать число зубьев.

Диаметры шкивов на электродвигателе и выходном валу с учётом коэффициента проскальзывания (0,98) определяют при условии, что частота вращения входного и всех промежуточных валов коробки скоростей принимается из того же ряда, что и для шпинделя.

Электродвигатели могут допускать длительную перегрузку не выше 10% и краткосрочную (до 30 мин.)-не выше 25%.

С учётом выше изложенного о допустимости длительной перегрузки не более 10%, и о необходимости выбирать электродвигатель по мощности с округлением в меньшую сторону, тогда выбираем электродвигатель мощностью 5,5кВт. Перегрузка выбранного электродвигателя будет в пределах 10%.

Выбранный двигатель 4A112М4УЗ имеет следующие параметры:

· мощность 5,5 кВт,

· скорость 1446об/мин.

5. Расчет зубчатых колес

5.1 Расчет мощности и крутящего момента на валах

I вал:

мощность: ;

крутящий момент: .

II вал:

мощность: ;

крутящий момент.

III вал:

мощность: ;

крутящий момент.

IV вал:

мощность: ;

крутящий момент: .

5.2 Расчет модуля зубчатых колес

В коробках скоростей проектируемый расчет зубчатых колес ведется на усталость по контактным напряжениям и проверяется на изгиб.

По контактным напряжениям ([2], стр. 20):

;

На изгиб ([2], стр. 20):

;

где - модуль, ;

- мощность в цепи от электродвигателя до рассматриваемой шестерни с учетом КПД, ;

- частота вращения меньшего зубчатого колеса передачи расчетной кинематической цепи, по которой на шпиндель передается примерно верхняя частота нижней трети диапазона регулирования, ;

- число зубьев рассчитываемой шестерни;

- передаточное отношение числа зубьев большего колеса к меньшему ;

- отношение ширины зубчатого колеса к модулю ;

- коэффициент формы зуба ([2], табл. 4, стр. 23);

- допустимое контактное напряжение, ([2], табл. 5, стр. 24);

- допустимое напряжение изгиба, ([2], табл. 5, стр. 24);

- коэффициенты соответственно долговечности, неравномерности распределения нагрузки и динамичности ([2], стр. 23-25).

Коэффициент долговечности при расчете на изгиб можно принимать равным единице, а при расчете на контактные напряжения

;

где - коэффициент, характеризующий предполагаемое изменение мощности, передаваемое рассчитываемой шестерней ( для универсальных станков);

- расчетное время работы передачи в часах ( - для постоянно включенных передач, для поочередно включаемых передач ), ;

- наименьшая частота вращения рассчитываемой шестерни, при которой передается полная мощность двигателя, ;

- базовое число циклов для материала рассчитываемой шестерни ([2], табл. 5, стр. 24);

- коэффициент, характеризующий работу передачи на различных частотах вращения (для промежуточных передач , а для шестерни, передающей вращение шпинделю, по [2] рис. 10 на стр. 25);

- коэффициент неравномерности, зависящий от условий монтажа зубчатых колес;

- учитывает дополнительные динамические нагрузки вследствие неточности изготовления зубьев. Первоначально, при определении модуля передачи, принимаем .

Рассчитываем и больший из них округляем в большую сторону до ближайшего стандартного значения, определяем размеры рассчитываемого и сопряженного с ним зубчатых колес, по этим размерам подсчитываем (см. ниже) и проводим проверочный расчет модуля. Если вновь полученный модуль окажется меньше принятого, то оставляем принятое значение, а если больше, то вновь полученное значение округляем в большую сторону до ближайшего стандартного значения.

;

где - окружное усилие на зубе рассчитываемой шестерни, ;

- окружная скорость на начальной окружности шестерни, ;

- межцентровое расстояние пары зубчатых колес, ;

- передаточное расстояние пары зубчатых колес;

- ошибка в шаге рассчитываемой шестерни, ([2], табл. 6, стр. 26).

5.2.1 Расчет модуля зубчатых колес первой передаточной группы

Исходные данные для расчета передачи 50/18

U=2,8 =8 Z_min=18 n=440 об/мин N₀= 1510⁷ Д=17 мкм

[_и]=370 Мпа [_к]=880 МПа у =0,098 К_нер=1 К_дин=1 P=5,1

Т=10000/3=3333,3

Подставляя исходные данные в формулы для расчета модулей получим:

Принимаем ближайшее большее стандартное значение модуля равным m=3 и рассчитываем К_дин

;

;

;

принимаем А=102 мм ([1], стр.452)

м/с

Н

Так как коэффициент динамичности близок к единице то его можно не учитывать.

Принимаем для первой передаточной группы модуль равным m = 3.

5.2.2 Расчет модуля зубчатых колес второй передаточной группы

Исходные данные для расчета передачи 18/50

U=2,8 =8 Z_min=18 n=160 об/мин N₀= 1510⁷ Д=17 мкм

[_и]=370 Мпа [_к]=880 МПа у =0,098 К_нер=1 К_дин=1 P=4,7

Т=10000/3=3333,3

Подставляем исходные данные и получаем:

мм.

мм.

Принимаем ближайшее большее стандартное значение модуля

равным m = 4 и рассчитываем К_дин

;

где ;

;

принимаем А=136мм ([1], стр.452)

м/с

Н

Так как коэффициент динамичности близок к единице то его можно не учитывать.

Принимаем для первой передаточной группы модуль равным m = 4.

5.2.3 Расчет модуля зубчатых колес третьей передаточной группы

Исходные данные для расчета передачи 18/72.

U=4 =8 Z_min=18 n=40 об/мин N₀= 1510⁷ Д=17 мкм

[_и]=370 МПа [_к]=880 МПа у =0,098 К_нер=1 К_дин=1 P=4,4

Т=10000/2=5000

Подставляем исходные данные и получаем:

Принимаем ближайшее большее стандартное значение модуля

равным m = 5 и рассчитываем К_дин

где ;

;

принимаем А=230мм ([1], стр.452)

Получаем К_дин=1,0024.

Так как коэффициент динамичности близок к единице, то его можно не учитывать.

Принимаем для третьей передаточной группы модуль равным m = 5.

6. Расчет валов

Расчет валов производится из обеспечения их прочности и жесткости.

Предварительно их диаметр определяется по формуле:

;

где - мощность передаваемая валом, ;

- минимальная частота вращения вала, .

I вал:

;

,

принимаем ([1], табл. 24.1) .

II вал:

;

,

принимаем ([1], табл. 24.1) .

III вал:

;

,

принимаем ([1], табл. 24.1) .

IV вал:

;

,

принимаем ([1], табл. 24.1) .

7. Расчёт шпинделя

7.1 Расчёт сил в зацеплениях и построение эпюр моментов

Для прямозубых колёс определяем силы зацепления:

;

;

где - осевая сила, ;

- радиальная сила, ;

- делительный диаметр, ;

- крутящий момент, ;

- угол зацепления;

.

Зная крутящий момент на валах и делительные диаметры колёс, мы можем рассчитывать силы в зацеплении.

Расстояние между колёсами и опорами берём с чертежа с учётом масштаба и вычерчиваем расчётную схему.

Полный расчёт производится для предпоследнего вала и шпинделя.

Все расчёты ведём для колёс с минимальным диаметром, т.к. на этих колёсах действуют наибольшие силы, и, следовательно, максимальная нагрузка на вал.

На третьем валу это колеса и .

На шпинделе это колесо .

;

;

;

;

;

.

Далее нам понадобится расчёт следующего колеса:

.

Имея эти данные, мы можем построить схему нагружения валов (рисунок - 4), произвести расчёт реакций опор и построить эпюры моментов.

Рисунок - 4 Схема нагружения валов: а) - шпиндель, б) - вал III

Расчёт ведём, руководствуясь знаниями, полученными в курсе "Сопротивление материалов, Детали машин".

Определяем реакции опор для вала III:

Горизонтальная плоскость XOZ:

;

;

;

.

Выполним проверку:

- верно.

Вертикальная плоскость YOZ:

;

;

;

.

Выполним проверку:

- верно

Определяем реакции опор для вала IV:

Горизонтальная плоскость XOZ:

;

;

;

.

Выполним проверку:

- верно.

Вертикальная плоскость YOZ:

;

;

;

.

Выполним проверку:

- верно.

Определяем суммарные реакции опор для вала IV, т. к. они нам понадобятся в следующих расчётах:

;

.

Теперь, зная реакции опор для шпинделя, мы можем рассчитать и построить эпюры моментов в двух взаимно перпендикулярных плоскостях, горизонтальной и вертикальной (рисунок - 5). А затем проведём проверочные расчёты диаметра.

Рисунок - 5 Эпюры моментов

Определяем наиболее нагруженные сечения и по полученному эквивалентному моменту уточняем диаметр вала.

;

.

Теперь, зная эквивалентный момент, проверяем диаметр по следующей формуле:

;

сверлильный станок шпиндель вал

где - допускаемое напряжение. Для стали .

.

Полученный диаметр меньше диаметра полученного при предварительном расчете, поэтому принимаем для шпинделя стандартное значение диаметра равное .

7.2 Расчет валов на жесткость

Проводим проверочный расчет на жесткость. Критерием жесткости валов коробок скоростей являются достаточно малые взаимные перекосы сопряженных зубчатых колес и суммарный прогиб валов в точке установки этих колес. Расчет на жесткость проводим для шпиндельного вала (рисунок - 6).

Взаимный перекос не должен превышать значение ([2], стр. 27):

,

где - окружная сила в рассматриваемой паре колес, ;

- длина зуба(ширина колеса, .

.

Суммарный прогиб не должен превышать ,

где - модуль зубчатых колес.

При .

Рисунок 6 - Схема шпиндельного вала

Определим углы поворота и прогиб валов по формулам ([2], табл. 7, стр. 28):

где - осевой момент инерции сечения вала, ;

1) перекос в месте установки зубчатых колес:

;

;

;

;

;

,

что меньше предельно допустимого перекоса .

2) прогиб в месте установки зубчатых колес:

;

;

;

;

,

что меньше предельно допустимого прогиба . Далее мы определяем жесткость подшипниковых опор. Жесткость подшипников зависит от величины деформации - податливости. Податливость подшипниковых узлов можно представить в виде суммы податливостей колец подшипников в контактах с телами качения () и этих же колец в контактах с посадочными поверхностями вала и корпуса () ([2], стр. 31):

;

;

где - опорная реакция;

- коэффициент ([2], табл. 8);

- коэффициент ([2], табл. 8).

;

где ([2], стр. 31);

- соответственно внутренний и наружный диаметры и ширина подшипника, .

;

;

;

.

По полученным податливостям имеем жесткость опоры

,

,

.

Заключение

Спроектированная в настоящем проекте коробка скоростей вертикально-фрезерного станка соответствует техническому заданию.

Проведенные расчеты показывают, что разработанная конструкция коробки скоростей отвечает требованиям надежности, долговечности, удобства эксплуатации и ремонтопригодности.

Составные части коробки скоростей, соединительные и крепежные детали максимально унифицированы и стандартизированы.

Литература

1. П. Ф. Дунаев, О. П. Леликов. Конструирование узлов и деталей машин. М.: Высшая школа, 1998. - 447 с.

2. Металлорежущие станки. Методические указания по курсовому проекту. М.: 1998. - 44 с.

3. Пронников А. С. Расчет и конструирование металлорежущих станков. Изд. 2-е. "Высшая школа", 1968. - 431 с.

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

5. М.Н. Иванов. Детали машин. М.: Высшая школа, 1998. - 383 с.

Размещено на Allbest.ru