Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

• Введение
• 1. Анализ состояния вопроса. Цель и задачи модернизации
• 1.1 Актуальность модернизации металлорежущих станков
• 1.2 Описание станка до модернизации
• 2. Конструкторская часть
• 2.1 Описание конструкции и работы коробки подач
• 2.2 Определение пределов подач
• 2.3 Кинематический расчет коробки подач
• 2.4 Расчет зубчатых зацеплений коробки подач на прочность
• 2.4.1 Выбор марок сталей для изготовления зубчатых колес
• 2.4.2 Расчет зубчатых зацеплений на прочность
• 2.5 Проектный расчет валов коробки подач
• 2.6 Выбор шлицевых и шпоночных соединений
• 2.7 Расчет и проектирование фрезы для нарезания шевронных шестерен
• 2.7.1 Описание конструкции пальцевых фрез
• 2.7.2 Расчет исходных геометрических параметров
• 2.7.3 Основные конструктивные и расчетные размеры фрезы
• 2.7.3.1 Расчет профиля фрезы
• 2.7.3.2 Определение конструктивных размеров фрезы
• 2.7.4 Выбор станка
• 2.8 Модернизация системы смазки вертикально-фрезерного станка
• 2.8.1 Составление принципиальной схемы системы
• 2.8.2 Выбор насосов
• 2.8.2.1 Выбор насоса смазки для подшипников шпинделя
• 2.8.2.2 Выбор насоса смазки для узлов коробки передач
• 2.8.3 Выбор гидроаппаратуры и трубопроводов
• 2.8.3.1 Подбор гидроаппаратуры
• 2.8.3.2 Диаметр трубопровода и скорости движения жидкости
• 2.8.4 Система смазки подшипников шпинделя
• 2.8.5 Система смазки узлов коробки передач
• 3. Технологическая часть
• 3.1 Технологический анализ чертежа детали
• 3.2 Выбор исходной заготовки и способа ее получения
• 3.2.1 Стоимость изготовления заготовки методом свободной ковки
• 3.2.2 Стоимость изготовления заготовки с использованием подкладного штампа
• 3.2.3 Расчет коэффициента использования металла заготовки
• 3.3 Разработка плана обработки детали
• 3.4 Расчет минимальных припусков на обработку
• 3.5 Выбор технологического оборудования
• 3.5.1 Токарно-револьверная операция
• 3.5.2 Протяжная операция
• 3.5.3 Токарная операция
• 3.5.4 Зубофрезерная операция
• 3.5.5 Внутришлифовальная операция
• 3.6 Выбор приспособлений
• 3.6.1 Токарно-револьверная
• 3.6.2 Протяжная (центровое отверстие)
• 3.6.3 Протяжная (шпоночный паз)
• 3.6.4 Токарная черновая и чистовая
• 3.6.5 Зубофрезерная
• 3.6.6 Внутришлифовальная
• 3.7 Выбор режущего инструмента
• 3.8 Выбор измерительного инструмента
• 3.9 Расчет режимов резания
• 3.9.1 Расчет скорости резания
• 3.9.2 Расчет силы резания.
• 3.10 Расчет норм времени
• Заключение
• Список использованных источников

Приложение

Введение

Изготовление большого количества высококачественных машин для всех сфер человеческой деятельности возможно только при наличии большого парка разнообразных металлорежущих станков. Поэтому, одним из основных направлений развития машиностроения является совершенствование проектирования и производства новых металлорежущих станков. На современном этапе развития промышленности альтернативы металлорежущим станкам нет, так как только с их помощью можно получить необходимую точность и качество деталей, при этом обеспечивая заданное количество и приемлемые экономические показатели.

Металлорежущие станки являются основным элементом технологической системы: станок - приспособление - режущий инструмент - деталь, которая используется при обработке резанием и обеспечивает заданный технологический процесс обработки.

Типы и конструкции станков разнообразны и зависят от их назначения. На металлорежущих станках могут осуществляться как черновые, промежуточные, и так и финишные операции. В качестве материала обрабатываемых деталей могут быть использованы различные металлы и сплавы, а также пластмассы, керамика, углепластики и другие материалы.

Также разнообразны режущие инструменты, применяемые на станках. Режущие части лезвийных инструментов изготавливаются, в основном, из быстрорежущих сталей, твердых сплавов и минералокерамических материалов. Для обработки особо твердых деталей могут быть применены сверхтвердые материалы типа кубического нитрида бора.

Типы станков определяют в соответствии с основными формами обрабатываемых поверхностей. Так, для обработки поверхностей вращения используют большой класс токарных станков. Зубья зубчатых колес нарезают на зубообрабатывающих станках: зубофрезерных, зубодолбежных, зубошлифовальных и так далее. Для чистовой обработки деталей применяют шлифовальные, доводочные, притирочные, суперфинишные и другие станки.

Для обработки плоских и некоторых фасонных поверхностей, используют преимущественно, фрезерные станки.

Фрезерные станки составляют значительную долю в общем парке металлорежущего оборудования. На этих станках выполняется широкий круг операций, что обеспечивается возможностями использования различных видов инструмента, а также особенностями кинематики и конструкции станков. Типы и модели фрезерных станков отличаются назначением, конструкцией, кинематикой размерами степенью точности и уровнем автоматизации.

Достижение и сохранение в течение длительного времени высокой производительности и точности фрезерных станков является важной экономической задачей, которую можно достичь совершенствованием конструкции станков, отдельных их элементов, их правильной эксплуатацией, своевременным и технически грамотном обслуживанием. Повышение производительности фрезерных станков достигается модернизацией с увеличением мощности и быстроходности привода главного движения, скоростей быстрых перемещений, расширением диапазона регулирования подач, автоматизаций цикла обработки.

В разработанной ВКР представлена модернизация одного из фрезерных станков-консольного вертикально-фрезерного станка 6Б 12, с целью повышения его надежности и производительности.

1. Анализ состояния вопроса. Цель и задачи модернизации

1.1 Актуальность модернизации металлорежущих станков

Создание новых металлорежущих станков требует значительных затрат, однако многие работающие станки при относительно небольших конструктивных изменениях могут с успехом обеспечить возрастающие требования производства. Поэтому часто предпочтительное решение вопроса-модернизация существующего оборудования.

Основные целесообразные направления модернизации металлорежущих станков сформулированы профессором И.М. Кучером [1, с.282] в конце 60-х годов прошлого века. К ним относятся:

· сокращение затрат вспомогательного времени;

· автоматизация цикла обработки;

· повышение точности станка;

· расширение технологических возможностей;

· обеспечение концентрации операций и переходов;

· обеспечение наиболее полного использования возможностей современного режущего инструмента.

Сокращение затрат вспомогательного времени имеет большое значение для повышения производительности в условиях предельной интенсификации режимов резания и значительного сокращения основного времени. Поэтому это направление в модернизации используется, например, при сокращении холостых ходов, введения переключателей скоростей и подач и т.п.

Повышение точности станка. Необходимость в модернизации подобного рода возникает тогда, когда имеющееся оборудование не позволяет достичь необходимой точности.

Расширение технологических возможностей. Этот вид модернизации применяется, чаще всего, для станков которые имеют низкие коэффициенты загрузки с целью более эффективного их использования.

Обеспечение концентрации операций и переходов. В этом случае при модернизации вводят возможности проведения таких операций или переходов, которые ранее выполнялись на других станках.

Обеспечение наиболее полного использования возможностей современного режущего инструмента. Последнее, в представленном ряду, направление объясняется тем, что появились новые высоко стойкие режущие материалы, а также режущие инструменты новых конструкций, потенциальные возможности которых могут быть использованы только при более высоких параметрах резания.

Несмотря на то, что работа по повышению быстроходности, мощности и жесткости станков их производителями ведется постоянно, модернизация станков с целью повышения скоростей резания и подач продолжает оставаться актуальной.

При более полном использовании возможностей современного режущего инструмента основное (машинное) время значительно сокращается и составляет лишь незначительную часть штучного времени, что позволяет повысить производительность.

Таким образом, в зависимости от производственных задач, модернизация металлорежущих станков дает большой положительный эффект при минимальных затратах.

В основном разделе данного проекта разработана модернизация коробки подач вертикально-фрезерного станка с целью повышения скоростей подач и быстрого перемещения.

1.2 Описание станка до модернизации

Вертикально-фрезерный станок 6Б 12 установлен на фундамент в виде плиты (длина 1045 мм, ширина 700 мм, высота 150 мм). Фундамент выполнен из бетона марки 150. Подошва фундамента выполнена из бетона марки 50.

Облицовка бортов фундамента выполнена из гнутых стальных профилей.

Для защиты от грунтовых вод поверхность подошвы покрыта горячим битумом. К фундаменту подведена металлическая труба для электрических кабелей.

Станок крепится к фундаменту посредством четырех глухих анкерных болтов, гаек и шайб. Техническая характеристика станка 6Б 12 до модернизации представлена в таблице 1.

Таблица 1 - Технические параметры станка 6Б 12 до модернизации

Рабочая поверхность стола в мм
длина	1250
ширина	300
Число скоростей вращения шпинделя	12
Пределы чисел оборотов шпинделя в об/мин	20425
Мощность главного электродвигателя в кВт	3,7
Количество величин подач стола	12
Пределы величин подач стола в мм/мин:
продольных	20770
поперечных	21820
вертикальных	10410
Мощность электродвигателя привода подач в кВт	1,3
Скорость быстрых продольных перемещений стола в мм/мин	2400

Привод движения резания осуществляется от электродвигателя мощностью 3,7 кВт через клиноременную передачу 170-170 и двенадцати ступенчатую коробку скоростей.

На валу I коробки скоростей установлен тройной подвижной блок шестерен Б₁, а на валу II жестко закреплены шестерни 23, 35, 27 и 31. В среднем положении блока Б₁ вращение валу II, как показано на схеме, передается шестернями 26-31. При смещении блока Б ₁ вправо в зацепление вводятся шестерни 30-27. Когда блок Б ₁ находится в крайнем левом положении, вал II получает вращение через шестерни 22-35. По валу III перемещается двойной блок шестерен Б ₂, который может входить в зацепление с колесом 35 или шестерней 23, закрепленными на валу II. Вертикальному валу IV вращение передается от вала III конической передачей 1737. На валу IV имеется двойной подвижной блок шестерен Б ₃. На шпинделе V жестко закреплены колеса 26 и 53. Блок шестерен Б ₃ передает вращение шпинделю V колесами 44-26 или 17-53.

Шпиндель имеет 12 различных скоростей вращения от 20 до 425 об/мин. Максимальное число оборотов шпинделя n_max с учетом упругого скольжения ремня определится из выражения

об/мин.

Привод подач. Все подачи продольная, поперечная и вертикальная заимствуются от фланцевого электродвигателя мощностью 1,3 кВт, вращение от которого через шестерни 14-46-42 передается валу VI коробки подач. От вала VI вращение передается тройным подвижным блоком шестерен Б ₄ полому валу VII и далее двойным подвижным блоком шестерен Б ₅ полому валу VIII.

При выключенной муфте М ₁ вал X получает вращение от полого вала VIII через перебор, состоящий из шестерен 18-40, вала IX, проходящего сквозь полый вал VII, и шестерен 13-45. При включенной муфте М ₁ вращение от вала VIII передается непосредственно валу X. Коробка подач совместно с переборным устройством обеспечивает валу X двенадцать различных скоростей вращения, которые через промежуточные передачи могут быть сообщены продольному, поперечному и вертикальному ходовым винтам. Для сообщения движения подачи в любом направлении включается кулачковая муфта М ₆.

Продольную подачу стол получает при включении кулачковой муфты М₅. Тогда движение от вала X передается шестернями 12-44, муфтой М₆, шестернями 44-27, валом XII, коническими шестернями 16-16, валом XV, коническими шестернями 13-20 и муфтой М₅ ходовому винту XVI продольной подачи стола. При этом максимальная продольная подача стола s_max определится из выражения

мм/мин.

При включении кулачковой муфты М ₄ вращение от вала X передается поперечному ходовому винту XIV шестернями 12-44, муфтой М ₆, шестернями 44-27-78-34-34 и муфтой М ₄. Минимальная поперечная подача стола s_nmin определится из выражения

мм/мин.

При включении муфты М ₃ происходит вертикальная подача стола. Вращение от вала X через колеса 12-44, муфту М ₆, шестерни 44-27-78-34, муфту М ₃ и коническую передачу 17-29 передается ходовому винту XVII. Величина вертикальных подач примерно в два раза меньше, чем продольных.

Быстрые перемещения стола. Эти перемещения во всех направлениях производятся от электродвигателя подач через шестерни 14-46-42, вал VI, Колеса 34-44, фрикционную муфту М ₂ и далее по кинематическим цепям подач. Скорость быстрых перемещений стола S_б в продольном направлении определяется выражением

мм/мин.

Изменение направления подач и быстрых перемещений достигается за счет реверсирования электродвигателя.

Ручное установочное перемещение стола в продольном и поперечном направлениях осуществляется соответственно маховиками Мх₁ и Мх₂. Ручное вертикальное перемещение консоли совместно со столом производится рукояткой Р через вал XVIII, коническую передачу 17-29 и ходовой винт XVII с шагом t = 4 мм.

Управление станком возможно как с консоли станка (посредством кнопок "шпиндель", "стоп", "быстро"), так и со шкафа электрооборудования станка (кнопки "шпиндель", "стоп", "быстро", рукоятка подключения станка к электросети, рукоятка включения насоса подачи охлаждающей жидкости, рукоятка изменения направления вращения шпинделя).

Ручные перемещения стола и консоли осуществляются посредством маховиков.

Для автоматического выключения продольной подачи в Т-образном боковом пазу стола установлены регулируемые кулачки. С целью повышения жесткости станка при тяжелых условиях труда на станке предусмотрена возможность жесткой фиксации салазок, консоли, стола.

2. Конструкторская часть

2.1 Описание конструкции и работы коробки подач

В настоящем проекте разработана модернизированная коробка подач консольного вертикально-фрезерного станка 6Б 12. Коробка обеспечивает перемещение стола в продольном, поперечном и вертикальном направлениях.

У консольно-фрезерных станков серии Б имеется существенный недостаток, заключающийся в быстром расшатывании крепления электродвигателя подач. Для устранения этого недостатка при модернизации предусмотрена установка фланцевого электродвигателя повышенной мощности N=1,7 кВт (до модернизации - N=1,3 кВт), причем для этой цели в крышке коробки подач специально расточено отверстие диаметром 150 мм. Повышение скорости подач достигнуто за счет увеличения числа зубьев приводной шестерни на валу электродвигателя с 14 до 19.

В данном станке конструкция всего комплекса механизмов подачи стола такова, что конечным звеном подач служат кинематические пары винт-гайка. Эти пары обеспечивают преобразование вращательного движения винтов в поступательное движение гаек и, связанных с ними, деталей стола. Поэтому в расчетах пределов регулирования последним элементом является шаг винта (4,5 или 6 мм), что позволяет, при начальном значении вращения валов воб/мин, получить величины перемещения стола непосредственно в мм/мин.

Продольную подачу стол получает при включении кулачковой муфты М 5. Тогда движение от вала Х (все обозначения муфт, валов и зубчатых колес, здесь и далее, даны по кинематической схеме - рисунок 1) передается шестернями 12-44, через муфту М 6, шестерни 44-27, вал ХI, конические шестерни 16-16, вал ХV и конические шестерни 13-20 ходовому винту ХVI продольной подачи.

На рисунке 1 изображена кинематическая схема коробки подач консольного вертикально-фрезерного станка 6Б 12 после модернизации.

Рисунок 1 - Кинематическая схема коробки подач консольного вертикально-фрезерного станка 6Б 12 после модернизации

При включении муфты М 4вращение от вала Х шестернями 12-44, а также 44-27-78-34-34, передается ходовому винту ХIV. Эта цепь позволяет осуществлять поперечную подачу.

При включении муфты М 3 включается вертикальная подача стола. Вращение от вала Х через колеса 12-44, муфту М 6, шестерни 44-27-78-34 и коническую пару 17-29 передается ходовому винту ХVII.

Коробка подач имеет 12 скоростей и достаточно большой диапазон регулирования. При этом коробка имеет компактную конструкцию, минимальное количество валов, довольно высокий КПД и низкий уровень шума.

Спроектированная коробка подач встроена в отдельный корпус, который вставлен в полость консоли станка, что позволяет не только использовать корпус для размещения деталей коробки, но и разместить на этом корпусе салазки стола и непосредственно сам стол станка. Такая конструкция в данном случае наиболее рациональна. Определенные отрицательные воздействия (например, нагрев и вибрации корпуса во время работы станка), которые имеют место при такой конструкции, для обычных универсальных станков большого значения не имеют и перекрываются полученными преимуществами.

Для проектируемой коробки подач принято довольно сложное техническое решение - механизм, состоящий из трех сплошных валов, на двух из которых установлены полые валы. Такая конструкция позволяет создать, так называемый перебор, что обеспечивает на выходе (вал Х) двенадцать скоростей подач при минимальных габаритах коробки.

В качестве опор валов используем шариковые радиальные однорядные подшипники, при этом опоры полых валов установлены на сплошных валах.

Вращение от электродвигателя через шестерни Z₁-Z₂-Z₃ -19-46-42 передается на вал VI, который установлен в корпусе коробки на подшипниках №206. Диаметр вала и диаметр подшипников выбран несколько больше, чем требуется из условий прочности, для повышения жесткости вала из-за его значительной длины.

Между VI и VII валами установлен подвижный трех венцовый блок Б 4, который перемещается на валу VIпо шлицам 8Ч36Ч40 и обеспечивает передачу вращения через одну из трех зубчатых пар: 16/40, 24/32 или 20/36. Тройной блок дает три различных частоты вращения. На валу VI также установлено зубчатое колесо Z₃₂=34, которое обеспечивает быстрое перемещение стола в обход коробки подач.

Вал VII полый и установлен на валу IХна двух подшипниках №209. Шестерня Z₈=18 выполнена заодно с валомVII, т.к. диаметр зубчатого венца незначительно превышает диаметр вала. Зубчатые венцы: одиночный Z₇=40 и сдвоенный Z₉=32/Z₁₀=36 устанавливаются на вал по Ш110. Такой диаметр необходим для обеспечения установки подшипников. Для передачи вращения с зубчатых блоков на вал используются шпонки.

Шестерня Z₈=18 может входить в зацепление с колесом Z₁₂=40 из двойного блока Б 5 (Z₁₂=40/Z₁₃=26), установленного на валу VIII. Вал VIII также полый и установлен на валу Х. Опора G вала установлена на подшипнике №112, опора Е - на подшипнике особо легкой серии №1000912, для уменьшения габаритов. Блок Б 5 перемещается по валу по шлицам 10Ч102Ч108. Кроме блока Б 5 на валу VIII имеется шестерня Z₁₁=18, также выполненная заодно с валом, и полумуфта кулачковой муфты М 1. Полумуфта одевается на те же шлицы 10Ч102Ч108 и закрепляется в осевом направлении с двух сторон пружинными кольцами. Соединение полумуфты с валом неподвижное, шлицы используются здесь только для передачи крутящего момента. В данном случае такое решение будет более технологичным, чем шпонка, потому что шлицы все равно придется выполнять для установки блока Б 5.

Шестерня Z₁₁=18 входит в зацепление с колесом Z₁₄=40, которое жестко установлено на валу IХ. Этот вал установлен на подшипниках №208 и проходит сквозь вал VII. На противоположном конце от пары 18/40, на валу IХ, расположена шестерня Z₁₅=13, выполненная заодно с валом. Эта шестерня может входить в зацепление с колесом Z₁₇=45, установленным на валу Х.

Вал Х фактически выходной вал из коробки подач. На нем установлен вал VIII, муфта М1 и шестерня Z₁₆=12. На опоре Р вала Х установлен подшипник №211 легкой серии. Эта опора по расчету менее нагружена. На опоре S устанавливаем подшипник №309 средней серии, т.к. эта опора сильно нагружена. Полумуфта муфты М1перемещается по валу Х по шлицам 8Ч52Ч58. Шестерня Z₁₆=12 устанавливается на вал на двух шпонках.

Основное достоинство механизмов с передвижными блоками - простота. Колеса не участвующие в передаче рабочих нагрузок с другими колесами не имеют контакта и, следовательно, не изнашиваются.

Коробка работает следующим образом. При выключенной муфте М1 вал Х получает вращение от вала VI через одну из пар блока Б 4, вал VII, одну из пар блока Б5, перебор, состоящий из пары 18-40, вала IХ, проходящего через полый вал VIII и пары 13-45. Эта схема позволяет осуществить три скорости при смене зубчатых пар блока Б 4 и две скорости за счет смены пар блока Б5. Различные комбинации этих блоков дают шесть скоростей. Если включить муфту М1, то перебор исключается из работы. Вал VIII напрямую соединяется с валом Х, но при этом комбинации зубчатых блоков возможны и они обеспечат еще шесть скоростей без перебора.

Переключение блоков производится после полной остановки валов вручную рукоятками управления.

Переключение двухвенцового блока Б 5 производится непосредственно рычагом. Ось рычага проходит через отверстие в корпусе. С наружной стороны на оси установлена рукоятка с пластмассовым шариком на конце. Рычаг будет иметь две позиции, т.к. соединяются попеременно две зубчатых пары. На конце рычага установлена ось, на которой имеет возможность вращаться закаленный стальной диск - "камень". Соединение рычага с осью, рукоятки со ступицей и осью производится при помощи конических штифтов. Ход рычага и рукоятки относительно небольшой - 35 мм.

При переключении трехвенцового блока Б 4 необходимо осуществить ход 75 мм, что сложно выполнить непосредственно рычагом. Поэтому для переключения блока Б 4 применена реечная передача. Эта передача состоит из зубчатого колеса и рейки, установленной на ползуне. Ползун движется по оси, неподвижно закрепленной параллельно валу VI.

2.2 Определение пределов подач

В кинематическую схему коробки подач вносим изменение: заменяем шестерню Z=14 на шестерню Z=19.

Пределы регулирования подач изменятся, т.к. мы изменили число зубьев одной шестерни. Используя кинематическую схему, мы можем рассчитать значения минимальных и максимальных подач.

Значение передаточных отношений в зависимости от чисел зубьев колес заносим в таблицу 2. Принимаем КПД закрытой прямозубой зубчатой передачи з=0,97 [2,с.56].

Таблица 2 - Значение передаточных отношений в зависимости от чисел зубьев колес

Зубчатая пара	Число зубьев Z	Передаточное отношение i	Сумма зубьев УZ
Z1:Z2	Z1=19; Z2=46	i1 =0,413	19+46=65
Z2:Z3	Z2=46; Z3=42	i2 =1,095	46+42=88
Z4: Z7	Z4=16; Z7=40	i3 =0,4	16+40=56
Z5: Z9	Z5=24; Z9=32	i4 =0,75	24+32=56
Z6: Z10	Z6=20; Z10=36	i5 =0,555	20+36=56
Z8: Z12	Z8=18; Z12=40	i6 =0,45	18+40=58
Z11: Z14	Z11=18; Z14=40	i7 =0,45	18+40=58
Z9: Z13	Z9=32; Z13=26	i8=1,23	32+26=58
Z15: Z17	Z15=13; Z17=45	i9=0,288	13+45=58
Z16: Z18	Z16=12; Z18=44	i10=0,272	12+44=56
Z19: Z21	Z19=44; Z21=27	i11=1,629	44+27=71
Z22: Z27	Z22=16; Z27=16	i12=1,0	16+16=32
Z24: Z26	Z24=34; Z26=34	i13=1,0	34+34=68
Z28: Z29	Z28=13; Z29=20	i14=0,65	13+20=33

Принимаем прямозубые передачи и тогда пределы передаточных отношений будут:

; ;

Для нашего случая минимальное передаточное отношение

;

Условие выполняется.

Максимальное передаточное отношение в нашем случае также не выходит за границы допустимого интервала:

;

Структурная сетка модернизированной коробки подач приведена на рисунке 2.

Рисунок 2 - Структурная сетка модернизированной коробки подач

2.3 Кинематический расчет коробки подач

Кинематические расчеты для наглядности сводим в таблицу 3.

Таблица 3 - Кинематический расчет коробки подач

Вал	Мощность N, кВт	Минимальная частота вращения n,мин-1	Минимальная угловая скорость щ, рад/с	Максимальный вращающий момент Т, Нм
1	2	3	4	5
I	N1=Nдв=1,7 (2.1)	n1=nдв=1500 (2.11)	щ1=150,8	Т 1=N1·1000/щ1=11,3 (2.22)
II	N2=N1·з1=1,7·0,97=1,65 (2.2)	n2=n1·i1=1500·0,413=594 (2.12)	щ1=рn/30=3,14·594/30=62,2 (2.21)	Т 2=26,5
VI	N3=N2·з2=1,65·0,97=1,6 (2.3)	n3=n2·i2=594·1,095=650 (2.13)	щ2=3,14·650/30=68	Т 3=23,5
VII	N4=N3·з3=1,6·0,97=1,556 (2.4)	n4=n3·i3=650Ч0,4=260 (2.14)	щ3=3,14·260/30=27,2	Т 4=57
VIII	N5=N4·з4=1,55·0,97=1,5 (2.5)	n5=n4·i6=260·0,45=117 (2.15)	щ4=3,14·117/30=12,2	Т 5=123
IX	N6=N5·з5=1,5·0,97=1,45 (2.6)	n6=n5·i7= 117·0,45=52,6 (2.16)	щ5=3,14·52,6/30=5,5	Т 6=263
X	N7=N6·з6=1,45·0,97=1,4 (2.7)	n7=n6·i9=52,6·0,288=15,1 (2.17)	щ6=3,14·15,1/30=1,58	Т 7=880
XI	N8=N7·з7=1,4·0,97=1,36 (2.8)	n7=n6·i9=15,1·0,272=4,1 (2.18)	щ7=3,14·4,1/30=0,427	Т 8=3210
XII	N8=N7·з7=1,4·0,97=1,36 (2.9)	n8=n7·i10=4,1·1,63=6,7 (2.19)	щ8=3,14·6,7/30=0,74	Т 9=1840
XV	N9=N8·з8=1,36·0,97=1,32 (2.10)	n9=n8·i12=6,7·1=6,7 (2.20)	щ9=0,74	Т 10=1780

2.4 Расчет зубчатых зацеплений коробки подач на прочность

2.4.1 Выбор марок сталей для изготовления зубчатых колес

Для любых зубчатых зацеплений желательна как можно большая твердость рабочей поверхности зубьев колес с тем, чтобы обеспечить высокую несущую способность передачи по критерию контактной выносливости.

Поэтому выбираем для зубчатых колес-сталь 40Х ГОСТ 4543-80; заготовка в поковке проходит улучшение; твердость сердцевины НВ 270…300; после нарезки зубьев - закалка ТВЧ - твердость поверхности - 38…42 НRC.

Допускаемые контактные напряжения для расчета передачи на контактную выносливость определяются по зависимости [2, с.55]:

[]_н =, МПа, (2.23)

где _Н - предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений;

N_НО - базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости;

N_НЕ- суммарное число циклов перемены напряжений.

Суммарное число циклов перемены напряжений определяется по формуле [2, с.55]:

N_НЕ = 573··L_t,, циклов, (2.24)

где - угловая скорость вала, принимаем =68 рад/с для самого быстроходного вала VI;

L_t - суммарное время работы передачи в течение срока службы, ч;

Ресурс работы определяем по формуле [2, с.39]:

L_h=365·L_r·t_c·L_c, ч, (2.25)

где L_h - ресурс работы, ч

L_r - срок службы станка, лет; принимаем - 10лет;

t_c - продолжительность смены; принимаем 8 ч;

L_c - число рабочих смен в сутки; принимаем - 2 смены.

Тогда по формуле (2.25) ресурс:

L_h=365·10·8 2 = 58400 ч.

Принимаем время простоя агрегата 15% от ресурса, тогда суммарное время работы передачи в течение срока службы L_t:

L_t = 58400·0,85=49640 ч.

Принимаем L_t = 50·10³ = 2·10³ ч.

Подставляем значения в формулу 2.24:

N_НЕ =573·68·50000 = 2·10⁹;

Предел контактной выносливости по формуле [2, с.52]:

_Н = 14 НRC_ср+170 = 14·40+170 = 725 МПа

Суммарное число циклов перемены напряжений [2,с.55]:

N_НО =50·10⁶

Если N_НЕ>N_НО, то принимаем коэффициент долговечности

.

Все полученные значения подставляем в формулу 2.23 и получаем допускаемое контактное напряжение для зубчатых колес:

[]_Н=(МПа)

Допускаемые напряжения изгиба для расчета передачи на усталостную прочность определяются по зависимости [2,с.56]:

[]_F =, МПа, (2.26)

где _F - предел изгибной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, МПа;

N_FО - базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости, для сталей рекомендуется принимать равным 4·10⁶;

N_FЕ = N_НЕ- суммарное число циклов перемены напряжений, которое определяется по формуле (2.24) и определено выше.

Т.к. N_FЕ>N_FО, то можно принять соотношение -

Выбираем параметр _F, [2, с.52] и подставляем в формулу (2.26):

[]_F1 = МПа.

Для передач с переключением принимаем пониженное на 25% значение: []_F=277,5МПа.

2.4.2 Расчет зубчатых зацеплений на прочность

Рассматриваем первую зубчатую пару - шестерня, установленная на валу электродвигателя Z₁=19 и зубчатое колесо Z₂=46.

Межосевое расстояние определяем по формуле [2, с.61]:

, мм, (2.27)

где a_w- межосевое расстояние, мм;

K_a - вспомогательный коэффициент, для прямозубых колес K_a = 49,5;

i - передаточное отношение, принимаем для первой зубчатой пары - i = 0,413;

Т ₂ - крутящий момент на валу II, принимаем Т ₂ =26,5 Н•м;

K_Hв - коэффициент концентрации нагрузки, принимаем K_Hв = 1,05;

[у_H] - допускаемое контактное напряжение, МПа, [у_H]=725 МПа

Ш_ba - коэффициент ширины венца колеса, принимаем ш_ba=0,3.

Подставляем значения в формулу (2.27):

Определяем модуль зацепления по формуле [2, с.62]:

, мм, (2.28)

где Z_У- сумма зубьев колес.

Подставляем значения в формулу (2.28):

== 2,2 мм.

Округляем до ближайшего большего по стандартному ряду модулей и, учитывая, что первая шестерня должна иметь достаточный диаметр для установки на валу электродвигателя, принимаем для первой зубчатой пары модуль m=3 мм.

Уточнённое межосевое расстояние:

мм.

Для зубчатого колеса Z₃=42, входящего в зацепление с первой парой, принимаем также модуль m=3 мм.

Межосевое расстояние в зубчатой паре Z₂:Z₃ (между валами II иVI):

мм.

Определяем ширину венца для шестерни:

, мм, (2.29)

Подставляем значения в формулу (2.29):

=мм.

Принимаем b₃ = 20 мм, учитывая, что модуль увеличен по сравнению с расчетным.

Определяем диаметры зубчатых колес:

мм

мм,

мм,

мм.

Выполняем проверочный расчет на усталость по контактным напряжениям в соответствии с формулой [2, с.64]:

, МПа, (2.30)

где у_н - контактное напряжение, МПа;

d₁ - диаметр делительной окружности шестерни; d₁=47,5 мм;

b₂ - ширина шестерни; b₂ = 20 мм;

i - передаточное отношение; i = 0,413;

Т ₁ - момент на шестерне, Н•м; Т ₁ = 11,3 Н•м;

К_Н - коэффициент.

К_Н - коэффициент, который можно определить по формуле:

К_н= К_н·К_нv ·К_но, (2.31)

где К_но - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для прямозубых колес К_но = 1,0 [2, с. 66];

К_н - коэффициент концентрации нагрузки по контактным напряжениям; принимаем К_н= 1,0;

К_нv - коэффициент динамической нагрузки по контактным напряжениям, который определяет в зависимости от окружной скорости и степени точности зубчатого колеса К_нv= 1,08 [2, с.65].

Подставляем найденные значения в формулу (2.30) для пары Z₁:Z₂:

МПа,

для пары Z₂:Z₃:

МПа.

Условия прочности по контактным напряжениям выполняются.

Выполняем проверочный расчет по напряжениям изгиба для шестерни и колеса по формулам [2, с.24]:

_F1=2T₁·Y_F1·K_F/d₁·b₁·m₁ ? [_F]₁, МПа, (2.32)

_F2=2T₂·Y_F2·K_F/d₂·b₂·m₁? [_F]_1, МПа, (2.33)

где T₁, T₂ - крутящий момент на шестерне и колесе соответственно;

Y_F1 - коэффициент формы зуба для шестерни, в зависимости от эквивалентного числа зубьев и коэффициента смещения [2,с.67] зубчатое зацепление выполнено без смещения, т.е. Х=0;

для Z₁= 19; Y_F1 =4,07;

Z₂= 46; Y_F2 =3,66;

Z₃= 42; Y_F1=3,68;

K_F = K_Fв·K_FV=1,0 · 1,06 =1,06

- коэффициент расчетной нагрузки;

где, K_Fв=1,0 - коэффициент концентрации нагрузки;

K_FV=1,06 - коэффициент динамической нагрузки [2,с.65];

d - диаметр делительной окружности;

b₂ - ширина шестерни (мм);

m₁ - модуль.

Допускаемые напряжения изгиба: [_F]₁ = 277,5 Н/мм ².

Подставляем значения в формулы (2.32) и (2.33):

_F1 = 2·11,3·10³ ·4,07·1,06/ 57·20·3 = 21,7< 277,5 МПа;

_F2 = 2·26,5·10³ ·3,66·1,06/136·20·3 = 7,1< 277,5 МПа;

_F3 = 2·26,5·10³ ·3,68·1,06/126·20·3 = 7,9< 277,5 МПа.

Условия прочности по напряжениям изгиба выполняются.

Межцентровые расстояния зубчатых пар выполняем аналогично расчетам для пары и результаты заносим в таблицу 4.

Таблица 4 - Межцентровое расстояние зубчатых пар и проверочный расчет на прочность

Зубчатая пара	Шестерня/колесо	Передаточное отношение	Крутящий момент на шестерне, Т,Нм	Модуль, m мм	Межцентровое расстояние, aw,мм	Коэффициент расчетной нагрузки KF	Контактное напряжение, уН,МПа;	Коэффициент формы зуба, YF	Напряжения изгиба уF,МПа;
1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
Z4:Z7=16:40	Z4 =16	0,4	57	5	140	1,08	281	4,28	25,6
	Z7= 40							3,7	4,96
Z5:Z9=24:32	Z5=24	0,75	57	5	140	1,08	209	3,92	42,5
	Z9=32							3,78	27,3
Z6:Z10=20:36	Z6=20	0,55	57	5	140	1,08	236	4,07	19,5
	Z10=36							3,74	43,1
Z8:Z12=18:40	Z8 =18	0,45	123	5	145	1,08	373	4,21	96,1
	Z12=40							3,7	58
Z9:Z13=32:26	Z9=32	1,23	123	5	145	1,08	198	3,78	65,5
	Z13=26							3,88	74,9
Z9:Z13=18:40	Z9=18	0,45	263	5	145	1,08	265	4,21	75,2
	Z13=40							3,7	72,5
Z15:Z17=13:45	Z15=13	0,288	886	5	145	1,08	377	4,3	210,7
	Z17=45							3,6	174,5
Z16:Z18=12:44	Z16=12	0,272	3210	8	224	1,08	403	4,32	233,2
	Z18=44							3,65	196

Параметры зубчатых колес определяем аналогично предыдущим расчетам и заносим в таблицу 5.

Таблица 5 - Параметры зубчатых колес, полученные в результате расчетов

Вал	Зубчатое колесо	Модуль m	Ширина зубчатого венца b	Делительный диаметр dn	Диаметр вершин зубьев da	Диаметр впадин зубьев df
1	2	3	4	5	6	7
I	Z1=19;	3,0	20	57	63	49,5
II	Z2=46;	3,0	20	136	142	128,5
VI	Z3=42	3,0	20	126	132	118,5
VI	Z4=16;	5,0	30	80	90	67,5
VI	Z5=24;	5,0	30	120	130	107,5
VI	Z6=20;	5,0	30	100	110	87,5
VII	Z7=40	5,0	30	200	210	187,5
VII	Z8=18;	5,0	30	90	100	77,5
VII	Z9=32	5,0	30	160	170	147,5
VII	Z10=36	5,0	30	180	190	167,5
VIII	Z11=18;	5,0	30	90	100	77,5
VIII	Z12=40	5,0	30	200	210	187,5
VIII	Z13=26	5,0	30	130	140	117,5
IX	Z14=40	5,0	30	200	210	187,5
IX	Z15=13;	5,0	35	65	75	52,5
X	Z16=12;	8	45	96	112	76
X	Z17=45	5,0	35	225	235	212,5
XI	Z18=44	8	45	352	368	332

2.5 Проектный расчет валов коробки подач

Предварительно средний расчетный диаметр вала можно оценить по формуле [2,с.112]:

, мм, (2.34)

где T - крутящий момент на валах, Н•м;

[] - допускаемое напряжение на кручение, МПа;

По рекомендациям [2,с.110] принимаем [] = 10…20 МПа.

Тогда расчетные диаметры для вала II:

мм.

для валаVI:

для валаVII:

для валаVIII:

для валаIX:

для валаX:

Расчетные диаметры валов можно использовать при конструктивной проработке как минимальные, там, где это возможно. В тех случаях, когда конструктивно диаметры валов будут больше, можно применить облегченные серии подшипников.

В нашей коробке мы используем цилиндрические прямозубые колеса, поэтому осевые нагрузки на валах будут минимальными. В этом случае, в качестве опор можно принимать шариковые радиальные однорядные подшипники.

Для вала II принимаем шариковые радиальные однорядные подшипники №205, легкой серии по ГОСТ 8338-75, имеющий следующие характеристики:

диаметр внутреннего кольца - d=25 мм;

наружный диметр - D=52 мм;

ширина - B=15 мм;

C - динамическая грузоподъемность - 14 кН;

C₀ - статическая грузоподъемность - 6,95 кН.

Для вала VI принимаем шариковые радиальные однорядные подшипники №206, легкой серии по ГОСТ 8338-75, имеющий следующие характеристики:

диаметр внутреннего кольца - d=30 мм;

наружный диметр - D=62 мм;

ширина - B=16 мм;

C - динамическая грузоподъемность - 19,5кН;

C₀ -статическая грузоподъемность - 10 кН.

По принятой схеме вал VIII полый и его опоры расположены на валу IX.

Поэтому для VII вала по конструктивным соображениям принимаем подшипники №209: d=45 мм; D=85 мм; B=19 мм; C= 33,2кН; C₀=18,6 кН.

Для вала VIII также в связи с тем, что этот вал расположен на валу X, на опоре G используем подшипник особо легкой серии №112: d=60 мм; D=95 мм; B=18 мм; C= 30,7кН; C₀ = 19,6 кН.

Для опоры E, из-за необходимости снизить наружный диаметр, используем два подшипника сверхлегкой серии диаметров 9 - №1000912:

d=60 мм; D=85 мм; B=13 мм; C= 16,4кН; C₀ = 10,6 кН.

Для вала IX принимаем подшипник № 208:

d=40 мм; D=90 мм; B=18 мм; C= 32кН; C₀ = 17,8 кН.

Для вала X

для опоры Р принимаем подшипник № 211:

d=55 мм; D=100 мм; B=21 мм; C= 43,6кН; C₀ = 25 кН.

Для опоры S для того, чтобы обеспечить возможность сборки всего узла, диаметр необходимо уменьшить до 45 мм, поэтому используем подшипник средней серии №309:

d=45 мм; D=100 мм; B=25 мм; C= 61,8кН; C₀ = 36 кН.

2.6 Выбор шлицевых и шпоночных соединений

В таблице 6 показаны размеры шпонок, расчетное и допускаемое напряжение.

Таблица 6 - Размеры шпонок расчетное и допускаемое напряжение коробки подач.

Вал	Рабочий диаметр, мм

Подобные документы

• Модернизация привода подач станка модели 6Н10 с упрощением конструкции коробки подач

  Конструирование металлорежущих станков. Кинематический расчет коробки подач. Расчет статической прочности вала, режимов резания. Силовые расчеты и расчеты деталей на прочность. Описание системы управления и системы смазки. Расчет шлицевого соединения.
  
  курсовая работа [412,3 K], добавлен 08.09.2010
  

• Модернизация привода главного движения и привода подач вертикального фрезерного станка ВМ127М

  Разработка кинематики привода подач и привода главного движения токарно-винторезного станка. Определение назначения станка, расчет технических характеристик. Расчет пары зубчатых колес. Разработка кинематики коробки подач, редуктора и шпиндельного узла.
  
  курсовая работа [970,1 K], добавлен 05.11.2012
  

• Расчет коробки подач горизонтально-расточного станка

  Определение мощности коробки подач, частоты вращения валов и модулей зубчатых колес. Проведение расчета вала на усталость. Выбор системы смазки и смазочного материала деталей станка. Подбор электромагнитных муфт, подшипников качения, шпоночных соединений.
  
  курсовая работа [391,5 K], добавлен 22.09.2010
  

• Расчет коробки скоростей металлорежущих станков

  Выбор электродвигателя, расчет крутящих моментов на валах, механизмов винтовой передачи с гайкой скольжения, шпоночных и шлицевых соединений, подшипников и муфт с целью проектирования автоматической коробки подач горизонтально-фрезерного станка.
  
  курсовая работа [252,9 K], добавлен 22.09.2010
  

• Коробка подач радиально-сверлильного станка

  Проектирование коробки подач вертикально-сверлильного станка. Кинематика привода коробки скоростей. Кинематическая схема и график частот вращения. Определение крутящих моментов на валах. Расчет вала, подшипников, шпоночного соединения, системы смазки.
  
  курсовая работа [3,0 M], добавлен 01.05.2009
  

• Расчет коробки подач горизонально-фрезерного станка

  Технические характеристики металлорежущих станков. Оценка предельных режимов резания. Определение мощности электродвигателя главного движения. Кинематический и силовой расчет привода. Выбор электромагнитных муфт, подшипников качения и системы смазки.
  
  курсовая работа [845,5 K], добавлен 22.09.2010
  

• Модернизация широкоуниверсального фрезерного станка

  Принцип работы широкоуниверсального фрезерного станка. Кинематический расчет коробки скоростей шпинделей, зубчатых передач, валов. Определение нагрузок и напряжений. Разработка технологического процесса изготовления червяка. Расчет режимов резания.
  
  дипломная работа [2,9 M], добавлен 14.04.2013
  

• Проектирование коробки скоростей

  Модернизация коробки скоростей горизонтально-фрезерного станка модели 6Н82. Графика частот вращения шпинделя. Передаточные отношения, число зубьев. Проверка условий незацепления. Расчет зубчатых передач на ЭВМ. Спроектированная конструкция привода станка.
  
  курсовая работа [12,0 M], добавлен 08.04.2010
  

• Разработка технологического процесса ремонта коробки подач станка 1М63Н

  Характеристика токарно-винторезного станка 1М63Н, принцип работы. Его подготовка к ремонту, процесс разборки коробки подач, проведение дефектации оборудования. Разработка технологических процессов ремонта детали, изготовления заготовки и сборки узла.
  
  курсовая работа [3,7 M], добавлен 26.03.2010
  

• Проектирование привода главного движения горизонтально-фрезерного станка

  Кинематический расчет коробки скоростей привода главного движения горизонтально-фрезерного станка. Прочностной расчет зубчатых колес, их диаметров, ременной передачи, валов на статическую прочность и выносливость. Определение грузоподъемности подшипников.
  
  курсовая работа [730,7 K], добавлен 27.05.2012
  

• главная
• рубрики
• по алфавиту
• вернуться в начало страницы
• вернуться к началу текста
• вернуться к подобным работам