N₃=N₄/з_зп?з_п=14.81/0.97•0.99=15.4 кВт

Мощность на валу II:

где Mi - крутящий момент, Н•м; Ni - передаваемая валом мощность, кВт; nр - расчётная частота вращения вала, мин-1, которая для последнего вала-шпинделя большинства станков определяется из следующей зависимости:

где nmin - минимальная частота вращения шпинделя, мин-1; Rn - диапазон регулирования частот вращения шпинделя.

Расчётные частоты вращения промежуточных валов определим по графику передач привода с учётом nmin шпинделя:

Крутящий момент на валу IV:

,

Крутящий момент на валу III:

,

Крутящий момент на валу II:

,

Крутящий момент на валу I:

,

3. Определяем диаметры валов по допускаемому напряжению при кручении [ф]=25…30 МПа:

где d_i - диаметр вала, мм.

Диаметр вала I:

Диаметр вала II:

Диаметр вала III:

Диаметр вала VI:

4. Найденные расчётом диаметры валов округляются до нормализованных диаметров гладких (ГОСТ 6636-69) и шлицевых валов (по ГОСТ 1139-58). Результаты многоваловой коробки скоростей сводим в таблицу:

3.2 Расчёт модулей зубчатых колёс

Ориентировочное минимально допустимое значение модуля m, мм. определим по формуле:

где k_m - вспомогательный коэффициент; М₁ - крутящий момент на шестерне, Н•м; z₁ - число зубьев шестерни; k_Fв - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца; ш_bd - отношение ширины венца к начальному диаметру шестерни; y_F1 - коэффициент учитывающий форму зуба.

Допустимое напряжение зубьев по изгибу уFP определяют по формуле

у'_FP - допускаемое напряжение зубьев по изгибу, МПа, соответствующее базовому числу циклов перемены напряжений; k_FL - коэффициент долговечности.

Ориентировочное минимально допустимое значение модуля:

Рассчитанный по формуле модуль округляется до стандартного значения m=2. Характеристики зубчатых колёс сведём в таблицу:

3.3 Проверочный расчёт зубчатых передач

Действующие в передаче контактные напряжения определяют по формуле

где у_н - контактные напряжения, МПа; z_Н - коэффициент, зависящий от угла наклона зубьев, для x=0 применяем z_Н=1,76; z_М - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряжённых колёс, для стальных колёс z_М=275; z_е - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий:

Коэффициент торцевого перекрытия:

где z1 и z2 - числа зубьев шестерни и колеса, знак «+» принимают для наружного зацепления.

Удельную расчётную окружную силу щ_Ht определяют по формуле

где P_t - исходная окружная сила, Н:

где щ_HV - удельная окружная динамическая сила, Н/мм,

где V - окружная скорость, м/с; а_щ - межосевое расстояние, мм.

Допускаемое контактное напряжение [ун] определяем по формуле:

где - допускаемое контактное напряжение, соответствующее базовому числу циклов перемены напряжений, МПа; k_HL - коэффициент долговечности, для зубчатых колёс коробки скоростей станков k_HL=1.

Для стали 45 с улучшением =750 МПа.

Условие контактной выносливости выполняется.

Расчёт на изгибную выносливость зубьев

Действующее в передаче напряжение изгиба сравнивается с допустимыми, с учётом коэффициента долговечности.

Коэффициент y_е - учитывает перекрытие зубьев. Для прямозубых колёс применяют y_е=1. Коэффициент y_в учитывает наклон зуба. Для прямозубых применяют y_в=1.

Удельную расчётную окружную силу щFt определяем по формуле

где P_t - расчётная окружная сила в зубчатом зацеплении, Н; b_щ - рабочая ширина венца, мм

Окружная сила P_t=2•103•M₁/d₁, где M₁ - крутящий момент, Н•м; d₁ - диаметр делительной окружности, мм.

Коэффициент k_Fa учитывает распределение нагрузки между зубьями. Для прямозубых передач приметаем k_Fa=1. Коэффициент k_Fв учитывает распределение нагрузки по ширине венца, можно принять k_Fв=1.1.

Коэффициент k_Fv учитывает динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении.

где щ_FV - удельная окружная динамическая сила, Н/мм,

где V - окружная скорость, м/с; а_щ - межосевое расстояние, мм; для прямозубых передач д=0.016; коэффициент g0=47, учитывает влияние разности шагов зацепления.

Допускаемое изгибное напряжении [уF] определяется по формуле:

где - допускаемое контактное напряжение, соответствующее базовому числу циклов перемены напряжений, МПа; k_FL - коэффициент долговечности, для зубчатых колёс коробки скоростей станков k_FL=1.

Для стали Для стали 45 с улучшением у'_F=450 МПа, условие изгибной выносливости выполняется.

Условие на изгибную выносливость выполняется.

3.4 Проверочный расчёт валов

Проверочный расчёт выполним для наиболее нагруженного вала 4 коробки скоростей.

Выполним расчёт усилий нагружения вала и реакции в опорах. Согласно схеме нагружения на вал в вертикальной плоскости действует окружная сила:

H , где

T - крутящий момент,

dщ - диаметр делительной окружности колеса, мм

H, где

б- угол зацепления.

Рассчитаем нагрузки в вертикальной плоскости:

Реакции в опорах:

Направление реакций в опорах определены верно. Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости.

Рассчитаем нагрузки в горизонтальной плоскости.

Реакции в опорах:

Направления реакций в опорах определены верно. Строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости.

Осевая сила на данный вал не действует.

Строим эпюру суммарного изгибающего момента:

1)

2)

Полные реакции в опорах:

1)

2)

Определим действительные напряжения в опасных сечениях. На прочность валы рассчитывают по формуле:

где

Mпр - приведенный момент;

W - момент сопротивления в опасном сечении, мм3

[уизг] - допускаемое напряжение, МПа

Определим приведенный момент:

,где

Мизг - максимальный изгибающий момент в опасном сечении,

Действительное напряжение не превышает допускаемого, следовательно условие прочности выполняется.

Рисунок 5 Расчётная схема вала

3.5 Выбор и расчёт подшипников

Определим действительную динамическую грузоподъемную силу наиболее нагруженного подшипника на шпинделе:

Q - приведенная нагрузка на подшипники, кН;

n - частота вращения вала, мин-1;

h - требуемая долговечность (ресурс) подшипника;

? - показатель степени (для шарикоподшипников ?=10/3).

Долговечность подшипника h ориентировочно можно принимать равной 10000 ч. [ по рекомендации 5].

Приведенную нагрузку для радиальных шарикоподшипников и радиально-упорных шарико- и роликоподшипников определим по формуле [5]:

, где

R - расчётная радиальная нагрузка, действующая на подшипник, кН, равная по величине суммарной опорной реакции;

А - расчётная осевая нагрузка на подшипник, кН;

m - коэффициент приведения осевой нагрузки к радиальной; практически для основных типов подшипников, применяемых в коробках скоростей станков, можно принять m=1,5;

kд - коэффициент, учитывающий влияние характера нагрузки на подшипник (для коробок скоростей можно принять kд=1…1,2 );

kk - коэффициент вращения, равный 1 при вращении внутреннего кольца и 1,2 при вращении наружного кольца.

KT - температурный коэффициент, который равен1.

Получаем:

кН

кН

По ГОСТ 8338 подшипник 204 имеет динамическую грузоподъёмность равную 13 кН. Следовательно условие применения данного подшипника в коробке скоростей удовлетворяется.

4. Расчёт шпиндельного узла

4.1 Расчёт на кинематическую точность

В результате этого расчёта выбирают класс точности подшипников шпинделя в зависимости от его допускаемого радиального биения ?. Предполагают наиболее благоприятный случай, когда биение подшипников ?_А в передней опоре и ?_B в задней опоре направлены в противоположные стороны. При этом радиальное биение конца шпинделя определяется по формуле:

Рисунок 6 Схема к расчету шпиндельного узла на точность

Приняв

Получаем

Для проектируемого станка применяем ?=0,01 мм, l=308 мм, a=150 мм, получаем:

По полученным значениям биения подшипников выбираем требуемый класс точности. Для передней опоры выбираем подшипники с классом точности Р2, для задней опоры класс точности также Р2.

4.2 Расчёт шпинделя на жесткость

Жёсткость шпиндельного узла определяет точность его положения при воздействии нагрузок, и следовательно, точность обработки на станке.

Расчёт на жёсткость шпиндельного узла сводится к определению суммарных упругих отжатий y и углов поворота поперечных сечений и на наиболее ответственных участках шпинделя, а именно: переднем торце, посадочных местах подшипников, посадочных местах зубчатых колёс.

Фактические значения параметров y и и не должны превышать предельно допустимые.

На переднем торце шпинделя:

[y]=0,33•?P, [и]=0,001рад

В местах посадки зубчатых колёс:

[y]=0,02•m, [и]=0,001рад

Величины прогибов в подшипниках опор определяется жёсткостью и величиной сил реакции и автоматически ограничивается при выборе подшипников по коэффициенту работоспособности. Значения углов наклона внутренних колец относительно наружных должны быть проверены и не должны превышать для шарикоподшипников 0,005.

Рассчитаем углы поворота и прогиб вала в опасных точках. Нагрузка шпинделя от приводных зубчатых колёс отсутствует. Для этого построим расчётную схему вала.

Рисунок 7 Расчётная схема шпинделя

Определим прогиб шлицевого конца шпинделя при самом неблагоприятном случае (шпинделя выдвинут на максимальный ход) под воздействием нагрузки:

, где

Кy - коэффициент, учитывающий связь между точкой приложения силы и точкой, в которой определяют деформацию. По графику 6 определим Кy: x/l=60/308=0,2; c/l=290/308=0,94. Кy=0,3

мм

Определим наклон оси шлицевого конца шпинделя:

, где

- коэффициент, учитывающий связь между точкой приложения силы и точкой, в которой определяют деформацию. По графику 3 определим, что

рад

Расчётные значения не превышают допустимых, таким образом жёсткость шпинделя обеспечена.

4.3 Расчёт шпинделя на виброустойчивость

Расчёт на виброустойчивость сводится к определению критической частоты вращения и сравнению её с рабочим диапазоном частот вращения шпинделя. Считается, что опасность резонанса не возникает, если предельные скорости рабочего диапазона отличаются от критической частоты не более чем на 25%, то есть:

, где

Рисунок 8 Расчётная схема

Шпиндельный узел рассматриваем как жёсткий ротор на упругих опорах, а критическую частоту вращения определим из биквадратного уравнения:

,где

m - масса шпинделя, m=4,8;

- жёсткость соответственно первой и второй опор. В опорах находятся радиальные шарикоподшипники. По определяем жёсткость опор. Для шарикоподшипников она самая низкая и равна 50 кГ/мк=500Н/мк.

I_x,I_y - моменты инерции относительно главных осей.

Моменты инерции цилиндра равны:

Моменты относительно осей y - такие же.

a и b расстояния от центра масс до первой и второй опор. a=180 мм=0,18 м, b=128мм=0,128 м.

Сделаем замену: , тогда получим:

Решая уравнение получим один положительный корень - .

Рабочая частота вращения вала не превышает критической частоты.

5. Описание системы смазки и охлаждения

В зависимости от климатических условий масляный резервуар заполняется до нужного уровня. Уровень масла следует проверять по красной точке маслоуказателя до пуска станка или после его выключения через 10 - 15 минут (после стока масла в резервуар).

При нормальной работе насоса масло должно непрерывно поступать в контрольный глазок.

Убедившись в нормальной работе насоса и смазав все остальные смазываемые точки можно приступать к работе.

Коробка скоростей смазывается разбрызгиванием масла, подаваемого в процессе работы на зубчатые колёса плунжерным насосом.

Через 6-12 месяцев следует производить замену смазки с разборкой и промывкой сборочных единиц станка.

Смазочный материал: масло индустриальное И-20А ГОСТ 20799-75 в насос; смазка ЦИАТИМ - 201 ГОСТ 6267 - 74; смазка Солидол УС - 2 ГОСТ 1033 - 73.

6. Механизм управления подачами

Механизм коробки подач позволяет получить 6 подач с реверсированием подач через конические шестерни и кулачковую муфту. Реверс осуществляется рукояткой 8. Переключение подач производится рукоятками 4.

Включение подачи осуществляется перемещением рукояток 13 на себя. При этом стержень с конусом 10 раздвигает кулачки 9 и включает фрикционную муфту 11 с червячным колесом 12.

Автоматическое отключение подачи шпинделя после достижения определённой заранее установленной по лимбу 5 величины перемещения производится упором 6. Последний отключает муфту.

Заключение

привод шпиндельный металлорежущий станок

В данном курсовом проекте был спроектирован координатно-расточной станок в соответствии со станком прототипом 2А430. Спроектированный станок предназначен для обработки легированных и углеродистых сталей, и чугунов, а также алюминиевых сплавов. На станке можно выполнять следующие виды работ: сверление, рассверливание, растачивание, чистовое фрезерование.

По рассчитанным режимам и силам резания была спроектирована коробка скоростей, обеспечивающая диапазон регулирования частот вращения 100-3150 об/мин и имеющая 4 механические ступеней регулирования и 4 с помощью ЭД постоянного тока. Валы и зубчатые колёса рассчитывались и подвергались проверочным расчетам.