Размещено на http://allbest.ru

Оглавление

Введение

1. Кинематический расчёт привода главного движения

1.1 Разработка кинематической схемы привода, выбор электродвигателя и значений ряда частот вращения шпинделя

1.2 Построение диаграммы частот вращения валов и определение передаточных отношений всех передач привода

1.3 Определение чисел зубьев шестерён

1.4 Определение фактических частот вращения шпинделя и их отклонений от проектных значений

2. Описание конструкции разработанного узла

3. Расчёты деталей и механизмов привода главного движения

3.1 Динамический расчет привода

3.2 Расчет зубчатых колес

3.3 Определение диаметров валов

3.4 Выбор, обоснование и расчёт опор валов и шпинделя

3.5 Расчёт шпинделя на жёсткость

4. Описание системы смазки

Заключение

Список использованных источников



Введение

При проектировании новых моделей станков необходимо учитывать повышение технологических возможностей металлорежущего инструмента с применением минералокерамики, твердых сплавов с износостойким покрытием, абразивных инструментов из синтетического алмаза, эльбора и др. Решение стоящей перед станкостроением задачи требует развития науки о станках и подготовки высококвалифицированных специалистов в данной области.

Проектирование сложных агрегатов, какими являются современные металлорежущие станки, производится, как правило, на основе имеющихся прототипов или аналогичных конструктивных решений. При создании нового станка используются отработанные и всесторонне испытанные конструкции почти всех его основных узлов.

Конструирование станка начинают с подбора необходимы для выполнения проекта чертежей, технических испытаний и других архивных материалов.

Одним из основных требований, которые предъявляются к современным металлорежущим станкам, является точность их работы, т.е. стабильность обеспечения станком заданной геометрической формы обработанной детали, качества ее поверхности, определяющих основные параметры формы.

Проектирование металлорежущего станка начинается с разработки его принципиальной схемы, которая должна определить принимаемый метод обработки, возможность обработки с одной установки и ее последовательность, а также необходимость и возможность применения многоинструментной обработки.

Теория металлорежущих станков - это, прежде всего, практическая наука, направление её развития формируют технические требования к деталям машин, которые выдвигает практика, с решением задач высокой производительности и экономичности технологических операций. В связи с этим появилось много научных подходов к исследованию процессов обработки металлов, конструкторских решений в проектных работах по созданию новых и модификации существующего металлорежущего оборудования, направлений развития станкостроения в целом, из них основные это, прежде всего, разработка методов кинематического расчёта станков, методов оценки и расчёта точности станков, методов исследований в области жёсткости станков и элементов станка, методов расчёта механизмов и деталей станков; разработка теории производительности и автоматизации станков, исследование и разработка научных основ по динамике станков, исследования в области программного, в том числе адаптивного управления станками, разработки методов расчёта станков на надёжность, долговечность и износостойкость.

Задание: Спроектировать на базе станка модели 6А54 привод главного движения по следующим данным:

пределы частот вращения

Число скоростей Z-9.

Мощность электродвигателя N=5,5 кВт.

1. 

1. Кинематический расчёт привода главного движения

1.1 Разработка кинематической схемы привода, выбор электродвигателя и значений ряда частот вращения шпинделя

Показатель геометрического ряда чисел оборотов шпинделя подсчитывается по формуле:

,

где

n_max - максимальная частота вращения шпинделя;

n_min - минимальная частота вращения шпинделя;

z - число скоростей.

В нашем случае: z = 9, n_max = 750, n_min = 45.

Согласно стандарту и рекомендациям [2], принимаем знаменатель прогрессии ряда:

= 1,41

Принимаем ряд частот вращения шпинделя:

;

	Расчетные	Табличные
n1	45,0	45
n2	63,5	63
n3	89,5	90
n4	126,1	125
n5	177,9	180
n6	250,8	250
n7	353,6	355
n8	498,6	500
n9	703	710

Определим структуру коробки скоростей на основе элементарных двухваловых передач с двойными и тройными передвижными блоками в группах.

Число ступеней z частот вращения шпинделя при настройке последовательно включающимися групповыми передачами равно произведению чисел передач p_k в каждой группе [2]:

,

где - число передач в каждой группе; m - число групп передач.

где - число передач в a группе; - число передач в b группе.

Промежуточные значения передаточных отношений или чисел оборотов шпинделя могут быть получены путем различных комбинаций передач в группах P₁,P_2,P₃…P_n в зависимости от принятого порядка перемещений групп передач, т.е. от того, какая группа передач принята основной, какая первой умножающей, какая второй умножающей и т.д.

Передаточные отношения в коробках скоростей строятся по закону геометрического ряда.

Передаточные отношения в каждой группе передач также образуют геометрический ряд, но с показателем ц^x, где x - у каждой группы передач свой.

Для основной группы передач x = x₀ = 1; для первой умножающей x = x₁ = P₀·P₁, т.е. числу ступеней основной группы передач; для второй умножающей x = x₂ = P₀·P₁·P₂·…·P_k-1.

На основании изложенного составим для конкретных условий развернутые структурные формулы, отражающие различный порядок переключения групп передач.

Общий вид формулы:

z = P₁(x₁)·P₂(x₂)·P₃(x₃)·…·P_n(x_n)

Не все варианты структурных сеток позволяют получить при разработке коробки скоростей компактное конструктивное решение.

Это зависит от наибольшего значения показателя ряда, допускаемого той или иной сеткой.

Для коробок скоростей установлены рекомендуемые значения передаточных отношений для любой группы передач: i_min = , i_max = 2.

При выполнении этих условий получаем выражение для ц_max

ц_max = ,

где x_max - число интервалов по сетке между двумя крайними лучами последней умножающей группы.

Строим структурную сетку



Выберем Z=3₁ 3₃ =9

Электродвигатель выбирается по заданной мощности из единой цепи электродвигателей А. вращение вал шпиндель кинематический

При этом учитываются условия, в которых будет работать двигатель, а также конструктивные и экономические факторы.

Выбор числа оборотов двигателя существенно зависит верхнего предела оборотов шпинделя и от конструктивных особенностей привода. Исходя из этого по ГОСТу 13859-68 выбираем электродвигатель АИР132М8 (мощность P = 5.5 кВт частота вращения n₁ = 750 об/мин).

1.2 Построение диаграммы частот вращения валов и определение передаточных отношений всех передач привода

При построении графика чисел оборотов шпинделя наиболее быстроходные валы расположены ближе к электродвигателю, а максимальные передаточные отношения приходятся на валы, расположенные ближе к шпинделю.

Рис 3. График частот.

Определим передаточное отношение отдельной передачи согласно выражению: где k - число интервалов между горизонталями, перекрёстных лучами, соединяющими отметки частот вращения на соседних валах [6].

- для повышающей передачи k > 0,

- для понижающей k < 0,

- для передачи с

Таким образом, по графику частот вращения (рисунок 3) определим передаточные отношения с учётом ограничений по предельно допустимым значениям предельных отношений для прямозубых передач [6]: i_min ? 1/4; i_max ? 2:

По изобретенной на рис.3 диаграмме строим схематический вид коробки скоростей вертикально - фрезерного станка.

Рис 4.Кинематическая схема.



Для того чтобы разместить все передачи вводим промежуточные шестерни z15,z16 с I=1.

1.3 Определение чисел зубьев шестерён

Числа зубьев не коррегированных колёс, исходя из условия отсутствия подрезания при их изготовлении и из конструктивных соображений, не следует принимать менее

Z_min=(17-)20-22.

Числа зубьев в группе передач, содержащей шестерни одинакового модуля, можно определить различными способами, и в том числе:

- способом наименьшего общего кратного;

- упрощенным способом;

- с помощью логарифмической линейки;

- по специальным таблицам.

Рассчитаем число зубьев каждой в программе Design

Имеем. Блок Б1:



Блок Б2:

Передача от электродвигателя:

Получаем:

z₁=47 z₂=70 z₃=36 z₄=51 z₅=29 z₆=58

z₇=23 z₈=64 z₉=80 z₁₀=40 z₁₁=50 z₁₂=70

z₁₃=24 z₁₄=96 z₁₅=20 z₁₆=20

где z_i - число зубьев на i-ой шестерне.



1.4 Определение фактических частот вращения шпинделя и их отклонений от проектных значений

Составим уравнение кинематического баланса и произведём проверку частот вращения шпинделя, по конкретно принятой частоте вращения электродвигателя:



Определим предельно допустимое отклонение скорости от стандартного значения:

Для удобства сравнения, сведем полученные данные в таблицу

Таблица 1. Отклонения частот вращения валов

Стандартная частота вращения	Действительная частота вращения	Относительное отклонение	Допустимое относительное отклонение
nСТ, об/мин	nШП , об/мин		nдоп, %
45	45,24	0,54%	±4,1
63	62,95	-0,09%
90	88,87	-1,26%
125	129,26	3,41%
180	179,85	-0,09%
250	253,90	1,56%
355	361,94	1,96%
500	503,57	0,71%
710	710,92	0,13%



2. Описание конструкции разработанного узла

Коробка скоростей вертикально-фрезерного станка состоит из четырёх валов.

На первом валу крепится шестерня Z1, получающий крутящий момент от электродвигателя. Через шестерню Z2, закрепленного на втором валу при помощи призматической шпонки, движение поступает непосредственно на коробку скоростей. С внутренней стороны на втором валу с помощью шлицов крепится блок-тройка основной группы.

На третьем валу расположены три зубчатых колеса основной группы, закрепленные призматической шпонкой, а также шестерня прямой передачи.

На четвертом валу закреплено зубчатое колесо прямой передачи, и блок-тройка первой множительной группы.

Все неподвижные колеса закреплены втулками и стопорными кольцами для исключения перемещения колес по валу.



3. Расчёты деталей и механизмов привода главного движения

3.1 Динамический расчет привода

Определим минимальные частоты вращения каждого вала коробки скоростей, при которых развиваются максимальные вращающие моменты:

В соответствии с этим выбираем расчетную цепь.

Расчетная цепь:

Определим мощности на каждом валу коробки скоростей с учётом потерь в каждой кинематической паре:

Максимальные вращающие моменты на валах, определим по формуле [6]:

,

где Р_i - мощность на каждом валу, кВт; n_i - частота вращения вала, мин^-1.



3.2 Расчет зубчатых колес

Модули зубчатых колёс рассчитываем, исходя из прочности зуба на изгиб и усталости поверхностных слоёв по формулам:

;

,

где: k = k_д • k_к • k_р = 2,4 - коэффициент, учитывающий изменение нагрузки по сравнению с номинальной от действия различных факторов,

где: k_д ? 2 - коэффициент динамичности нагрузки;

k_к ? 1,2 - коэффициент концентрации нагрузки;

k_р ? 1 - коэффициент режима.

N - номинальная передаваемая мощность вала с шестерней;

n - минимальная частота вращения шестерни;

z - число зубьев шестерни;

y = (0,1 …0,13) - коэффициент формы зуба;

ш = (6 … 10) - коэффициент ширины;

i - передаточное отношение пары;

у_доп - допускаемое напряжение контактной нагрузки;

R_в - допускаемое напряжение изгибной нагрузки.

Первоначально предполагая, что зубчатые колёса изготовлены из стали 40Х (у_в = 900 МПа, у_т = 750 МПа), со средней твёрдостью шестерни НRC_ср = 45 (улучшение и закалка ТВЧ), по известным из курса «Детали машин» формулам [2] примем у_доп и R_в равными :



МПа

Мпа

Из полученных модулей выбираем наибольший и округляем его до ближайшего стандартного значения и принимаем для всех пар данной групповой передачи.

Первая ступень (зацепление 47:70, валы I - II):

Принимаем m =2

Вторая ступень (зацепление 23:64, валы II - III):

Принимаем m = 4

Третья ступень (зацепление 20:20, валы III - IV):

Принимаем m = 6,5

Четрвертая ступень (зацепление 24:96, валы IV - V):

Принимаем m = 8

Определим делительный диаметр зубчатых колёс по формуле [6]:

- зубчатые колёса изготавливаются прямозубыми.

Определим диаметр окружностей вершин и впадин зубьев колёс по формулам [6]:

диаметр вершин зубьев; диаметр впадин зубьев; коэффициент смещения.

Ширина шестерён ступени:

;

Полученные данные сведем в таблицу.

Колеса	Делительный Диаметр dw	Диаметр вершин da	Диаметр впадин df	Ширина венца b	Модуль m
47	94	98	89	23,4	2
70	140	144	135	23,4
36	144	152	134	34,8	4
51	204	212	194	34,8
29	116	124	106	34,8
58	232	240	222	34,8
23	92	100	82	34,8
64	256	264	246	34,8
20	130	143	113,75	26,0	6.5
20	130	143	113,75	26,0
80	640	656	620	96,0	8
40	320	336	300	96,0
50	400	416	380	96,0
70	560	576	540	96,0
24	192	208	172	96,0
96	768	784	748	96,0

3.3 Определение диаметров валов

Диаметры валов рассчитываем приближённо по формуле:

,

М = Т - крутящий момент, равный вращающему моменту на валу;

[ф] - допускаемое напряжение на кручение

МПа

Вал I:

мм

Принимаем d = 25 мм

Вал II:

мм

Принимаем d = 30 мм

Вал III:

Принимаем d = 40 мм

Вал IV:

мм

Принимаем d = 40 мм

Вал V:

мм

Принимаем d = 60 мм

3.4 Выбор, обоснование и расчёт опор валов и шпинделя

Пригодность выбранных подшипников определяем сопоставлением расчётной динамической грузоподъёмности С_rр с базовой С_r gпо условию [1]:

Расчётную динамическую грузоподъёмность определим по формуле [1]:

где: m = 3 - показатель корня для конических роликоподшипников;

щ - угловая скорость вращения рассматриваемого вала;

L_h = 10000 ч - ресурс работы для зубчатых передач;

R_E - суммарная реакция подшипника, определяемая по формуле:



Где: V = 1 - коэффициент вращения;

R_r - суммарная реакция подшипника;

K_б = 1,3 - коэффициент безопасности для металлорежущих станков;

K_т = 1 - температурный коэффициент.

Вал I

а) Опора А: подшипник 7205 (С_r = 23900 Н, лёгкая серия [2])

Н

Н < 23900 Н

Данный подшипник пригоден

б) Опора В: подшипник 7205 (С_r = 23900 Н, лёгкая серия [2])

Н

Н < 23900 Н

Данный подшипник пригоден

Вал II

а) Опора А: подшипник 7206 (С_r = 29800 Н, лёгкая серия [2])

Н

Н < 29800 H

Данный подшипник пригоден

б) Опора В: подшипник 7205 (С_r = 29800 Н, лёгкая серия [2])

Н

Н < 29800 Н

Данный подшипник пригоден

Вал III

а) Опора А: подшипник 7206 (С_r = 29800 Н, лёгкая серия [2])

Н

Н < 29800 Н

Данный подшипник пригоден

б) Опора В: подшипник 7205 (С_r = 29800 Н, лёгкая серия [2])

Н

Н < 29800 Н

Данный подшипник пригоден

Вал IV

а) Опора А: подшипник 7208 (С_r = 42400 Н, лёгкая серия [2])

Н

Н < 42400 Н

Данный подшипник пригоден

б) Опора В: подшипник 7208 (С_r = 42400 Н, лёгкая серия [2])

Н

Н < 42400 Н

Данный подшипник пригоден

3.5 Расчёт шпинделя на жёсткость

При расчётах на жёсткость будем учитывать горизонтальную составляющую силы резания - Р_у:

Н



Допускаемое смещение переднего конца шпинделя:

где l - расстояние между опорами (мм);

Жёсткость переднего конца шпинделя:

где Е = 2,1•10⁵ Н/мм² - модуль Юнга для стали;

а - расстояние от конца шпинделя до первой опоры;

момент инерции переднего конца шпинделя

;

приведённый диаметр переднего конца шпинделя

.

Тогда смещение переднего конца шпинделя будет равно:

12мм

y < [y] - условие выполняется.



Расчёт шпинделя на виброустойчивость: При расчёте шпинделей на виброустойчивость сравнивают частоту собственных колебаний шпинделя и частоту вынужденных колебаний с целью избежать явления резонанса [3].

коэффициент расстройства системы

,

где: Щ - вынужденные колебания системы;

щ - собственные колебания системы.

колеб/с

где: n = 2190 - максимальная частота вращения шпинделя;

колеб/с

где: g - ускорение свободного падения [см/с²];

y - смещение переднего конца шпинделя;

Тогда:

щ > Щ, следовательно явления резонанса не произойдёт.

Расчёт подшипников в шпиндельном узле: Упорный подшипник в т. В будет воспринимать только осевую нагрузку Р_х:



Радиальные подшипники в т. А и В будут воспринимать осевую нагрузку Р_у:

Статическая грузоподъёмность радиальных подшипников шпиндельного узла:

Опора A: подшипник 207 (С_r = 20100 Н, лёгкая серия [2])

Н

Н < 20100 Н

Данный подшипник пригоден

Опора В: подшипник 207 (С_r = 20100 Н, лёгкая серия [2])

Н

Н < 20100 Н

Данный подшипник пригоден



4. Описание системы смазки

Для подшипников в шпиндельном узле используем циркуляционный способ смазки. Смазка подается через специальные каналы в корпусе. На зубчатые колеса смазка так же подается принудительно.

Отвод осуществляется через специальные отверстия в корпусе у нижней опоры шпинделя.

Подшипники и зубчатые колеса в коробке скоростей смазываются разбрызгиванием и масляным туманом. Вязкость смазки 12-23 сст при 50С. Данной вязкостью обладает масло И-20А.



Заключение

Итогом выполненного курсового проекта стала спроектированная коробка скоростей привода главного движения вертикально-фрезерного станка модели 6А54.

В курсовом проекте были проработаны все поставленные вопросы и задачи, методом их решения стала проектно-технологическая часть.

В проекте представлена оптимальная версия компоновки всех элементов, входящих в коробку скоростей привода главного движения. Представлены расчетно-графоаналитические методы решения поставленных задач.

В ходе выполнения курсового проекта были получены знания по расчёту коробки скоростей токарно-винторезного станка станка, выбору механизма переключения передач. В процессе проектировки использовались достижения вычислительной техники при проведении ряда расчетов таких как: расчет чисел зубьев групповых зубчатых передач, расчет модуля прямозубой цилиндрической зубчатой передачи, расчет валов на прочность и выносливость и т.д., также были использованы знания по расчёту ремённых и зубчатых передач, валов и подбор подшипников, выбору сорта масла и расчёт системы охлаждения. При выполнении курсового проекта использовались ГОСТы и справочная литература. А также использовался ЭВМ, программы такие, как КОМПАС, Design и Excel.

Основным итогом проектировки курсового проекта стало приобретение конкретных практических навыков проектирования металлорежущих станков, выработка самостоятельных решений ряда задач, получение инженерных навыков, закрепление ранее изученных теоретических знаний и т.д.



Список использованных источников

1. Г.А. Тарзиманов. Проектирование металлорежущих станков. -М.:Машиностроение.1972.

2. А.И. Лурье, В.К. Зальцберг. Металлорежущие станки. Учебное пособие. Пермь. :ППИ,1977.

3. А.И. Лурье В.К. Зальцберг. Приложение к учебному пособию “Металлорежущие станки” Пермь. :ППИ,1978.

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

5. В.И. Анурьев. Справочник конструктора-машиностроителя.Т.1 - М.: Машиностроение, 1992.

6. В.И. Анурьев. Справочник конструктора-машиностроителя.Т.2 - М.: Машиностроение, 1992.

7. В.И. Анурьев. Справочник конструктора-машиностроителя.Т.3 - М.: Машиностроение, 1992.

8. А.М. Кучер, М.М. Киватицкий, АА Покровский. Металлорежущие станки. (Альбом общих видов, кинематических схем и узлов) М.: Машиностроение,1965.

Размещено на Allbest.ru