Операции механической обработки поверхностей детали

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Расчет режимов резания для заготовки

Рисунок 1 - Эскиз детали

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 1.1 - Деталь в объемном изображении



Рисунок 1.2 - Эскиз заготовки

Материал заготовки - СЧ30 (ГОСТ 1412-79).

Заготовка поставляется на роботизированный комплекс с предварительно подрезанными торцами L=80.

Тчерновая (Т1)=4,5мм

Тчистовая (Т2)=0,5мм

Тпрорезка (Т3)=1,3мм

Таблица 1 - Операционная карта механической обработки

I установка
№	Операция	L	T	So	V	n	Sm	N
01	Точить с O60 до O51	45	4,5	0,65	71	443,36	228,18	2,9
02	Точить с O51 до O50	45	0,5	0,7	90	573,24	401,26	2,4
II установка
03	Точить фаску 2х45° с O40 до O36	2	-	0,7	90	716,56	501,59	-
04	Точить с O50 до O41	10,7	4,5	0,65	71	551,49	358,46	2,9
05	Точить с O54 до O45	13	4,5	0,65	71	502,47	326,6	2,9
06	Точить конус с O45 до O51	10	4,5	0,65	71	443,36	288,18	2,0
07	Точить скругление R3	-	-	0,65	71	513,89	334,02	2,9
08	Точить с O41 до O40	10,7	0.5	0,7	90	716,56	501,59	2,4
09	Точить с O45 до O44	13	0,5	0,7	90	651,41	455,98	2,4
10	Точить конус с O44 до O50	10	0,5	0,7	90	573,24	401,26	2,4
11	Прорезка канавки b=1,3	-	0,5	0,18	22	194,62	35,031	-

nmin=194,62 об/мин

nmax=716,56 об/мин

Nmax=2,9 кВт

Nдв=Nmax/з=2,9/0,9=3,2кВт

По согласованию с руководителем курсовой работы принимаем:nmin=100 об/мин; nmax=1000 об/мин.

1.1 Траектория движения инструментов

Установка 1.

Рисунок 4 - Черновой проход

Рисунок 5 - Чистовой проход

Установка 2.

Рисунок 6 - Черновая обработка

Рисунок 7 - Чистовая обработка

Рисунок 8 - Прорезка канавки

Таблица 1.1 - Значение координат опорных точек, мм

Инструмент 1	Инструмент 2	Инструмент 3
№	X	Z	№	X	Z	№	X	Z
Установка 1
00	100	150	04	25	100
01	25,5	100	05	25	55
02	25,5	55	06	100	150
03	100	150
Установка 2
07	18	100	14	18	100	21	20	88
08	20,5	98	15	20	98	22	18	88
09	20,5	88	16	20	88	23	22	88
10	22,5	85	17	22	85	24	100	150
11	22,5	65	18	22	65
12	25,5	20	19	25	20
13	100	150	20	100	150

Таблица 1.2 - Ведомость управляющей программы

Номер опорн. точки	Число импульсов по координатам	Частота вращения шпинделя, об/мин	Скорость подачи, мм/мин	Номер инструмента
	Kx	Kz
00	100000	75000	-	Быстр.	1
01	25500	50000	400		1
02	25500	27500	-		1
03	100000	75000	-	Быстр.	1
04	25000	50000	630		2
05	25000	27500	-		2
06	100000	75000	-	Быстр.	2
07	18000	50000	800		1
08	20500	49000	630		1
09	20500	44000	-		1
10	22500	42500	500		1
11	22500	32500	-		1
12	25500	10000	630		1
13	100000	75000	-	Быстр.	1
14	18000	50000	800		2
15	20000	49000	630		2
16	20000	44000	-		2
17	22000	42500	500		2
18	22000	32500	-		2
19	25000	10000	630		2
20	100000	75000	-	Быстр.	2
21	20000	44000	200		3
22	18000	44000	-		3
23	22000	44000	-		3
24	100000	75000	-	Быстр.	3

1.2 Текст управляющей программы

%

N300G27T101LF

N301G58LF

N001G10X100000Z075000F70000L31LF

N002X025500Z050000S001M003LF

N003Z027500F26530LF

N004X100000Z075000F70000LF

N302T102LF

N005X025000Z050000L32S004M003LF

N006Z027500F28010LF

N007X100000Z075000F70000LF

N303T101LF

N008G10X018000Z050000L31S800M003LF

N009X020500Z049000F21592LF

N010Z044000S630M003F08910LF

N011G02X022500Z042500I007000K038000S500M003F27032

N012Z032500S001M003F25810LF

N013X025500Z010000F25810LF

N014X100000Z075000F70000LF

N304T102LF

N015G10X018000Z050000L32S800M003LF

N016X020000Z049000F21592LF

N017Z044000F21023LF

N018G02X022000Z032500I019000K03800S500M003F27350LF

N019Z032500LF

N020X025000Z010000F26510LF

N021X100000Z075000F70000LF

N304T103LF

N022X020000Z044000S200M003LF

N023X018000F21042LF

N024X022000F7000LF

N025X1000000Z075000M005LF

N305M010LF

N306M002LF

2. Выбор двигателя

По имеющимся данным режимов резания выбираем двигатель 4ПФ112S:

Nдв=4кВт

n_max=3000 об/мин

n_min=1000 об/мин

2.1 Определение диапазона регулирования

R_д=n^д_max/n^д_ном=3000/1000=3

2.2 Диапазон регулирования частот вращения на шпинделе

R_ш=n^ш_max/n^ш_min=1000/100=10

2.3 Определяем опорную частоту вращения шпинделя

n₀=n^ш_min*³vR_ш=100*2,15=215,44 об/мин

Принимаем n₀ =200 об/мин

2.4 Уточненный диапазон регулирования частот вращения на шпинделе

R_шN=n^ш_max/n₀=1000/200=5

2.5 Определяем число механических степеней коробки передач

Z_k?lg(R_шN)/lg(R_д)=lg 5/lg3=1,6/1,09=1,46

Принимаем Z_k=2

2.6 Определение передаточных чисел механических ступеней АКС и чисел зубьев колес зубчатых передач

Максимальное передаточное число равно:

i_max=n^д_max/n^ш_max=3000/1000=3

Минимальное передаточное число равно:

i_min=n^д_ном/n₀=1000/200=5

2.7 Кинематическая схема коробки скоростей

2.8 График частот вращения

Z₁+Z₂=Z₃+Z₄

Z₁=30

Z₂=i₂₁*Z₁

где: i₂₁ передаточное отношение передачи, образованной зубчатыми колесами Z₁ и Z₂,равное 2,5

Z₂=2,5*40=75

Затем определяем суммарное число зубьев, обеих соосных передач:

Z_s=Z₁+Z₂

Z_s=30+75=105

Число зубьев Z₄ находится по формуле:

Z₄=

где: i₄₃ передаточное отношение передачи, образованной зубчатыми колесами Z₃ и Z₄,равное 2.

Z₄=210/3=70

Число зубьев Z₃ находим из условия соосности:

Z₃=Z_s - Z₄

Z₃=105-70=35

Число зубьев Z₆ находится по формуле:

Z₆=

где: i₆₅ передаточное отношение передачи, образованной зубчатыми колесами Z₅ и Z₆,равное 1,26.

Z₆=132,3/2,26=60

Число зубьев Z₅ находим из условия соосности:

Z₃=Z_s - Z₄

Z₅=105-60=45

3. Выбор материала для изготовления зубчатых передач АКС

Твердость колеса примем HB_к=200(Сталь 45), твердость шестерни равна HB_ш = HB_к + 40 = 200 + 40 =240

Напряжения определяем по формулам:

[у]_H = 1,8*HB + 67

[у]_F = 1,03*HB

Напряжения колеса:

[у]_H = 1,8*200 + 67 = 427 Н/мм

[у]_F = 1,03*200=206 Н/мм

Напряжения шестерни:

[у]_H = 1,8*240 + 67 = 499 Н/мм

[у]_F = 1,03*240 =247,2 Н/мм

4. Расчет закрытой зубчатой передачи

Расчет закрытой зубчатой передачи начинается с определения главного параметра передачи - межосевого расстояния.

Межосевое расстояние:

где: - вспомогательный коэффициент, равный 49,5 для прямозубых колес;

- коэффициент ширины венца, равный для прямозубых колес 0,28- 0,36 (принимаем 0,28),

i- передаточное число зубчатой передачи;

-крутящий момент на тихоходном валу;

- допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом; -коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.

Расчет мощности на зубчатых передачах:

N₁= з_пк *N=0,99*4=3,96 кВт,

N₂ = з_зуб*N₁ *з_пк=0,99*3,96*0,99=3,88 кВт,

N₃ = N₂*з_пк*з_зуб=3,88*0,99*0,99=3,80 кВт,

Расчет передаточных чисел передач:

i₁=z₂/z₁=75/30=2,5;

i₂=z₄/z₃=70/35=2;

i₃=z₆/z₅=60/45=1,3.

Расчет частот вращения зубчатых передач:

n₁=1000 об/мин,

n₂=400 об/мин,

n₃=200 об/мин.

Расчет крутящих моментов:

T=9550* N/n.

T₁=9550*N₁/n₁=9550*3,96/1000=37,81 H*м;

T₂=9555*N₂/n₂=9550*3,88/400=92,63 H*м;

T₃=9550*N₃/n₃=9550*3,80/200=181,45 H*м.

Расчет межосевых расстояний зубчатых передач

a_w1?59,51 мм;

a_w2?133,35 мм;

a_w3?121,3 мм.

Полученное значение межосевых расстояний округляем до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров. Следовательно,a_w1=60 мм,a_w2=140 мм,a_w3=125 мм.

Определяем модуль зацепления:

где К_m - вспомогательный коэффициент, для прямозубых передач равный 6,8, делительный диаметр колеса

d₂₁=85,71 мм;

d₂₂=186,66 мм;

d₂₃=141,3 мм.

Ширина венца колес:

b₂₁=ш_a*a_w1=0,28*60=16,8 мм;

b₂₂=ш_a*a_w2=0,28*140=39,2 мм;

b₂₃=ш_a*a_w3=0,28*125=35 мм.

- допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом (Н\мм²).

m₁?1,72;

m₂?1,27;

m₃?1,13.

Полученное значение модуля округляем до ближайшего значения из стандартного ряда чисел. Следовательно,m₁=2,5;m₂=2,5;m₃=2,5.

Уточнение межосевого расстояния зубчатой передачи:

awy1=131,25;

awy2=131,25;

awy3=131,25.

Геометрические параметры зубчатого зацепления I зубчатой передачи

Параметр	Шестерня	Колесо
Делительный диаметр	d=m1*z1, d=2,5*30=75 мм	d=m1*z2, d=2,5*75=187,5 мм
Диаметр вершин зубьев	d=d+2m1, d=75+2*2,5=80 мм	d=d+2m1, d=187,5+2*2,5=192,5 мм
Диаметр впадин зубьев	d=d-2,4*m1, d=75-2,4*2,5=69 мм	d=d-2,4*m1, d=187,5-2,4*2,5=181,5 мм
Ширина венца	b=b+2=16,8+2=18,8 мм	b=a1*ш=90,3*0,28=25,28 мм

Геометрические параметры зубчатого зацепления II зубчатой передачи

Параметр	Шестерня	Колесо
Делительный диаметр	d=m2*z3, d=2,5*35=87,5 мм	d=m2*z4, d=2,5*70=175 мм
Диаметр вершин зубьев	d=d+2m2, d=87,5+2*2,5=92,5 мм	d=d+2m2, d=175+2*2,5=180 мм
Диаметр впадин зубьев	d=d-2,4*m2, d=87,5-2,4*2,5=81,5 мм	d=d-2,4*m2, d=175-2,4*2,5=169 мм
Ширина венца	b=b+2=39,2+2=41,2 мм	b=a2*ш=66,67*0,28=18,66

Геометрические параметры зубчатого зацепления III зубчатой передачи

Параметр	Шестерня	Колесо
Делительный диаметр	d=m3*z5, d=2,5*45=112,5 мм	d=m3*z6, d=2,5*60=150 мм
Диаметр вершин зубьев	d=d+2m3, d=112,5+2*2,5=117,5 мм	d=d+2m3, d=150+2*2,5=155 мм
Диаметр впадин зубьев	d=d-2,4*m3, d=112,5-2,4*2,5=106,5 мм	d=d-2,4*m3, d=150-2,4*2,5=144 мм
Ширина венца	b=b+2=35+2=37 мм	b=a3*ш=59,32*0,28=16,6

5. Проверочный расчет зубчатых передач

В ходе проверочного расчета определяются напряжения контакта и изгиба, действующие в зацеплении. Найденные зацепления сравниваются с допустимыми. В случае, если расчетное зацепление окажется больше допустимого, то необходимо увеличить модуль зацепления.

Для первой зубчатой передачи.

Контактные напряжения:

где окружная сила колес

F_i=2*T₁*10³/d₁=2*60*10³/75=1600 Н

K- вспомогательный коэффициент, равный 436,

- коэффициент нагрузки зубьев, равный 1,27.

у_H=534,06 Н;

Напряжение изгиба зубьев определяется:

у_F2=3,65*1600/25,28*2,5=92,4 Н;

;

у_F1=1,15*92,4=106,26 Н;

Для второй зубчатой передачи.

Контактные напряжения:

где окружная сила колес

F_i=2*T₂*10³/d₂=2**10³/87,5=3200 Н;

K- вспомогательный коэффициент, равный 436,

- коэффициент нагрузки зубьев, равный 1,27.

у_H=842,44 Н.

Напряжение изгиба зубьев определяется:

у_F2=3,65*3200/18,66*2,5=250,37 Н;

;

у_F1=1,15*250,37=287,93 Н.

Для третьей зубчатой передачи.

Контактные напряжения:

где окружная сила колес

Fi=2*T₃*10³/d₃=2*125*10³/150=1666,6 Н;

K- вспомогательный коэффициент, равный 436,

- коэффициент нагрузки зубьев, равный 1,27.

у_H=609,63 Н;

Напряжение изгиба зубьев определяется:

у_F2=3,65*609,63/16,6*2,5=53,61 Н;

;

у_F1=1,15*53,61=61,66 Н.

вал привод зубчатый передача

6. Расчет валов автоматической коробки скоростей

Входные валы АКС воспринимают нагрузку от крутящего момента двигателя и радиальной силы, действующей в зацеплении. Промежуточные валы испытывают более сложную систему нагрузок, поскольку на промежуточном валу может находиться в зацеплении две пары зубчатых колес.

Шпиндельный вал является самым сложнонагруженным. Помимо крутящего момента и сил в зацеплении, вал шпинделя воспринимает нагрузки, возникающие в результате действия сил резания. Поэтому метод расчета шпиндельного вала отличается от расчета обычных валов. Обязательным для шпиндельного вала является проверочный расчет на жесткость. Расчет валов целесообразно начать с определения сил, действующих в зацеплении.

Силы действующие в зубчатых зацеплениях

Передача	Сила	Значение силы
Первая прямозубая	Окружная	Ft1=Ft2	Ft1=640 Н.
	Радиальная	Fr1=Fr2	Fr2=230,4 Н.
Вторая прямозубая	Окружная	Ft1=Ft2	Ft2=1600 Н.
	Радиальная	Fr1=Fr2	Fr2=576 Н.
Третья прямозубая	Окружная	Ft1=Ft2	Ft2=1666,6 Н.
	Радиальная	Fr1=Fr2	Fr2=599,97 Н.

- угол зацепления, принимаем равным 20 градусов,

Т- крутящий момент на валу (Н*м),

d- делительный диаметр колеса (мм).

Определяем минимально допустимый диаметр для сплошного вала:

где - допускаемое напряжение кручения, для расчетов принимается равным 20 МПа.

d_min=23,88 мм.

d_ш.min=30,42 мм.

Минимально допустимая площадь поперечного сечения для шпиндельного вала:

Sш=726,42 мм²

Найденное значение минимального диаметра округляют в большую сторону до стандартного размера, следовательно, =40. Стандартный минимальный диаметр принимают в качестве диаметра входной ступени вала (для крепления полумуфты или шкива ременной передачи), если конструируется входной вал, и в качестве диаметра ступеней под установку подшипников, если конструируется промежуточный вал. Диаметры последующих ступеней вала определяются по стандартному ряду размеров.

Примем: диаметр 1 вала d₁=40,диаметр 2 вала d₂=40, диаметр шпинделя d₃=60.

Определим внутренний диаметр шпинделя

d_вн.ш=;

d_вн.ш== 39,68 мм.

Рассчитанный нами внутренний диаметр шпинделя является максимальным допустимым, поэтому примем d_вн.ш=40.

6.1 Расчет шпинделя на жесткость

Расчет шпинделя на жесткость является проверочным и выполняется после того как определена конструкция шпиндельного узла, известны геометрические размеры шпинделя, а так же силы, реакции и моменты, действующие на шпиндельный узел при расчете определяется прогиб расчетной части шпинделя Y возникающий под действием поперечной составляющей силы резания, угол наклона оси передней опоры шпинделя и, угол закручивания шпинделя ц под действием крутящего момента.

Рассчитанные величины не должны превышать допустимых, иначе шпиндельный узел окажется непригодным для использования.

Прогиб консольной части шпинделя определяется по формуле:

Y=

где: Е=22 Мпа;

l,a - расстояние между опорами шпинделя и длина консольной части (мм); I=0,05*(D-d);

D и d - внешний и внутренний диаметры шпинделя (мм);

Р - поперечная составляющая силы резания (Н); с=1/200;

Р = F - радиальная сила действующая в зацеплении (Н).

Определяется при расчете зубчатых передач.

I = 0,05 * (50 - 40) = 0,5

Y ==0,072

и = = = 0,00048

7. Определение реакций в опорах валов

Рисунок 7.1 - Реакции опор1 вала

Ray = Fr1 * (l₁ + l₂) / l₁ = 230,4 * (35 + 85) / 35 = 789,9 H

Rby * l₂ - Fr1 * l₁ = 0

Rby = (Fr1 * l₁) / l₂ = (230,4 * 35) / 85 = 94,8 H

Ft₁ * l₁ - Rbх * l₂ = 0

Rbx = (Ft₁ * l₁ )/l₂ = (640 * 35)/85 =263,5 H

Rax * l₁ - Ft₁ * (l₁ + l₂) = 0

Rax = Ft₁ * (l₁ + l₂) / l₁ = 640 * (35 + 85) / 35 = 2194,28 H

Ra = = 2218,26 H

Rb = = 280,03 H



Рисунок 7.2 - Реакции опор 2 вала

Rax * (l₁ + l₂ + l₃) - Ft₁ * (l₂ + l₁) - Ft₂ * l₃ = 0

Rax = (Ft₁ * (l₂ + l₁) + Ft₂ * l₃) / (l₁ + l₂ + l₃) = (1600* (60 + 5) + 1600 * 45) / (5 + 60 + 45) = 967 H

Rbx * (l₁ + l₂ + l₃) - Ft₂ * (l₂ + l₃) - Ft₁ * l₁ = 0

Rbx = (Ft₂ * (l₂ + l₃) + Ft₁ * l₁) / (l₁ + l₂ + l₃) = (1600 * (60 + 45) + 1600 * 5) / (5 + 60 + 45) = 851,6 H

Ray * (l₁ + l₂ + l₃) - Fr₁ * (l₂ + l₁) - Fr₁ * l₃ = 0

Ray = (Fr₁ * (l₂ + l₁) + Fr₂ * l₁) / (l₁ + l₂ +l₃) = (576 * (60 + 5) + 576 * 5) / (5 + 60 + 45) = 366,5 H

Rby = (Fr₂ * (l₂ + l₃) + Fr₁ * l₁) / (l₁ + l₂ +l₃) = (576 * (60 + 45) + 576 * 5) / (5 + 60 + 45) = 351,8 H

Ra = = 1034,12 H

Rb = =921,4 H



Рисунок 7.3 - Реакции опор 3 вала

Rax = (Ft1*l1 +Ft2*l3)/(l1+l2+l3)= (1666*5+1666*45)/(5+55+45)= 793,3 H

Ft2 * l₂ - Rbx * l₃ = 0 Rbx = Ft2 * l₂ / l₃ = 1666 * 55 / 45 = 2036,2 H

Rbz - Px = 0 Rbz = Px = 1900 H Ray * l₂ - Py * l₃ = 0

Ray = Py * l₃ / l₂ = 420 * 45 / 55 = 343,6 H

Rby * l₂ - Py * (l₂ + l₃) = 0

Rby = Py * (l₂ + l₃) / l₂ = 420 * (55 + 45) / 55 = 763,6 H

Ra = = 864,5 H

Rb = =2174,6 H

8. Расчет грузоподъемности подшипников

С_гр =

1 вал: С_гр = = 16328,8

2 вал: С_гр = = 12292

3 вал: С_гр = = 19375,2

Вал №	Тип	Серия	Условное обозначение	d	D	B	r	C	C0
1	Шар. рад. однорядные ГОСТ 8338-75	Легкая	206	30	62	16	1,5	19500	10000
2			207	35	72	17	2	25500	13700
			208	40	80	18	2	32000	17800
3	Рол. кон. Однорядные ГОСТ 333-79		7209	45	88	19	2	50000	38000
	Рол. Рад. с короткими цилиндрическими роликами двурядные с коническим отверстием (ГОСТ7634-75)	Особолегкая	3182109	45	75	23	1,5	53000	34500

9. Расчет шпонок и шлицов

Таблица 9.1 - Параметры выбранных шпонок

№ вала	Диаметр вала, d	Сечение шпонки	Фаска у шпонки, s	Глубина паза	Длина l
				вала t1	ступицы t2
		b	h
1 3	40 60	8 12	7 8	0,3 0,5	4 5	3,3 3,3	32 40

Проводим проверочный расчет подобранных шпонок на смятие

где: l_p = l - b, = 100 МПа

l_p1 = 40 - 8 = 32

l_p3 = 60 - 12 = 48

Рассчитанные шпонки удовлетворяют условиям смятия.

Таблица 9.2 - Параметры рассчитанных шлицев

№ вала	D	d	z	b	f
2 3	40 60	36 56	8 8	7 8	0,4 0,4

Проводим проверочный расчет шлицев на смятие



где: о = 1,2 коэффициент неравномерности нагрузки, = 500 МПа.

Рассчитанные шлицы удовлетворяют условиям смятия.

Заключение

В курсовой работе рассчитаны режимы резания для заданной детали, проведена разработка механической части привода главного движения управляемой машины модели ИР500ПМФ4, в том числе определена мощность привода главного движения станка, выбран двигатель удовлетворяющий условиям необходимым для обработки заданной детали, и рассчитана коробка скоростей для главного привода, в том числе все зубчатые передачи, валы, шпоночные и шлицевые соединения, подобраны подшипники удовлетворяющие заданной долговечности привода и рассчитанной грузоподъемности.

Список использованных источников

1 Методическое указание по выполнению курсовой работы по дисциплине «Механика управляемых машин». Метод. указания / ДГТУ, Ростов -на-Дону, 2004, 23 с. Составители: ст.преп. В.А. Череватенко, доц. к.т.н. Мартынов, доц. к.т.н. Д.А. Носенков

2 В.И. Гузеев, В.А. Батуев, И.В. Сурков, Режимы резания для токарных и сверлильно-фрезерно-расточных станков с числовым программным управлением, Москва «Машиностроение» 2005

3 Общемашиностроительные нормативы режимов резания для технического нормирования работ на металлорежущих станках. Часть 1. Москва «Машиностроение» 1974

4 Ю.М. Соломенцев Роботизированные технологические комплексы и гибкие производственные системы в машиностроении. Москва «Машиностроение»1989

Размещено на Allbest.ru