Модернизация широкоуниверсального фрезерного станка

Введение

Станкостроение — крупная отрасль машиностроения. Станки занимают особое место среди таких машин-орудий, как текстильные, транспортные, машины легкой промышленности и другие, так как они предназначены для изготовления деталей других машин, т. е. для производства, что является во всем мире самым прогрессивным видом деятельности.

Современные металлорежущие станки — это высокоразвитые, включающие большое число механизмов и использующие механические, электрические, электронные, гидравлические, пневматические и другие методы осуществления движений и управления циклом.

Выполнение дипломного проекта — завершающий этап обучения студента в ВУЗе, позволяющий проверить умение студента применять полученные знания к решению инженерных задач, связанных с проектированием металлорежущих станков, автоматических линий, роботизированных участков и комплексов, инструментов и разработкой прогрессивных технологических процессов с использованием ЭВМ.

Основными задачами дипломного проектирования является проверка знаний общетехнических и специальных дисциплин, предусмотренных учебным планом, способности студента использовать полученные знания для решения практических задач, связанных с разработкой прогрессивных конструкций режущих инструментов и технологических процессов их изготовления, основанных на современных достижениях отечественной и зарубежной науки и техники; конструирование станочных и контрольных приспособлений, средств механизации и автоматизации; проведение научно-исследовательских работ и использованию их результатов в производстве; использование ЭВМ при проектировании конструкций и разработке технологических процессов.

1. Исходные данные Исходными данными при проектировании данного дипломного проекта являются:

Тема дипломного проекта:

Станок фрезерный широкоуниверсальный

а) для конструкторской части

1. Станок фрезерный широкоуниверсальный

2.Класс точности станка — П б) для технологической части

1. Деталь — Червяк;

2. Материал детали — легированная сталь 40Х;

3. Программа выпуска — 10 000 деталей в год.

2. Конструкторская часть

2.1 Обзор существующих конструкций широкоуниверсальных фрезерных станков отечественного и зарубежного производства Обзор существующих конструкций фрезерных станков начнем с Дмитровского завода фрезерных станков.

Широкоуниверсальный консольно-фрезерный станок МОД.6К81Ш и 6К82Ш

Предназначены для выполнения всех видов фрезерных работ, сверления, зенкерования и растачивания отверстий на деталях из черных и цветных металлов, их сплавов и пластмасс в условиях единичного, мелкосерийного и серийного производства. Наличие, наряду с горизонтальным, вертикального поворотного шпинделя, имеющего возможность установки под различными углами в двух взаимно перпендикулярных плоскостях, механизма зажима инструмента и ряда дополнительных приспособлений и принадлежностей позволяет существенно расширить технологические возможности станков.

Дополнительно поставляемые приспособления

1. Тиски станочные.

2. Стол поворотный круглый.

3. Накладная фрезерная головка.

4. Накладная долбёжная головка Рисунок 2.1 Широкоуниверсальный консольно-фрезерный станок МОД.6К81Ш

Широкоуниверсальный консольно-фрезерный станок мод. 6М81Ш-1 и 6М82Ш-1

Предназначены для выполнения всех видов фрезерных работ, сверления, зенкерования и растачивания отверстий на деталях из черных и цветных металлов, их сплавов и пластмасс в единичном, мелкосерийном и серийном производстве. Возможность обработки деталей в автоматическом цикле, наличие, наряду с горизонтальным. вертикального поворотного шпинделя, имеющего возможность установки под различными углами в двух взаимно перпендикулярных плоскостях, механизма зажима инструмента и ряда дополнительных приспособлений и принадлежностей позволяет существенно расширить технологические возможности станков.

Дополнительно поставляемые приспособления

1. Тиски станочные.

2. Стол поворотный круглый.

3. Накладная фрезерная головка

4. Накладная долбёжная головка Рисунок 2.2 Широкоуниверсальный консольно-фрезерный станок мод. 6М81Ш-1 и 6М82Ш-1

Оборудование из Литвы Станки фрезерные широкоуниверсальные.

67К25ПР — станок с ручным управлением и отсчетом по лимбам.

67К25ПФ1 — станок с ручным управлением и цифровой индикацией.

67К25ПФ2 — станок с системой позиционного ЧПУ и предназначен для обработки деталей по трем координатам.

67К25ПФЗ — станок с системой контурного ЧПУ «Не1аеппа1п» предназначен для обработки деталей любой конфигурации с одновременным перемещением по трем координатам. Оснащен автоматической коробкой передач.

Рисунок 2.3 Станки фрезерные широкоуниверсальные 67К25ПР, 67К25ПФ1.

Оборудование из Болгарии

Станки фрезерные широкоуниверсальные FUV251M, FPU251M

Рисунок 2.4 Станки фрезерные широкоуниверсальные FUV251M, FPU251M

Фрезерные станки компонуются из унифицированных сборочных единиц, основными из которых являются: базовые корпусные узлы — станины, стойки, кронштейны; узлы главного движения и подачи — силовые головки, силовые столы, фрезерные, расточные, сверлильные бабки и другие устройства для перемещения обрабатываемых деталей — поворотные и прямолинейные делительные столы, транспортеры, манипуляторы. Кроме того, в конструкции фрезерных станков и автоматических линий входит группа специальных узлов, которые проектируются применительно к каждому станку, однако содержат значительную долю унифицированных элементов — отдельных подузлов, механизмов и деталей. К специальным узлам относятся зажимные приспособления с кондукторными плитами, многошпиндельные коробки, инструментальная оснастка, электрои гидрооборудование, узлы смазки, охлаждение режущего инструмента и другие.

Серийный выпуск основных унифицированных сборочных единиц налажен на специализированных заводах по нормали машиностроения. В Республике Беларусь и ближнем зарубежье.

Оборудование из Республики Беларусь Оршанский станкозавод «Красный борец» выпускает плоскошлифовальные и фрезерные станки различных моделей и их модификаций уже более 40-ка лет. Его известность шагнула далеко за пределы Беларуси. Станки, выпускаемые заводом, работают на всех континентах, практически во всех индустриально развитых странах.

Сегодня в масштабе Содружества Независимых Государств и республиканском производстве станкостроительный завод «Красный борец» является крупным изготовителем прецизионных оборудования. Завод располагает достаточной производственной базой для выпуска высококачественного прецизионного оборудования, отвечающего требованиям мирового рынка. Постоянное повышение технического уровня продукции, внедрение прогрессивных технологических процессов, обеспечивающих точность и долговечность работы станков, у потребителей стали надежным залогом успехов заводского коллектива. Продукция завода получила признание и высокую оценку на многих международных выставках, и соответствует европейским требованиям СЕ. Станки завода с 1961 г. поставляются на экспорт и работают в более чем 100 странах мира. Основными зарубежными торговыми партнерами завода являются: организации и фирмы Германии, Испании, Австралии, Франции, Норвегии, Египта, Италии, Турции, Финляндии, Чехии, Великобритании, США, Канады, Ирана, стран Балтии, Российской Федерации и другие.

Оршанский станкозавод «Красный борец» также освоил и серийно выпускает фрезерные станки и пресса различных моделей.

В 2000 году завод первым из станкостроительных предприятий Республики Беларусь успешно прошел аттестацию на соответствие станочного и кузнечно-прессового производства международному стандарту ISO-9001−96.

В настоящее время завод имеет сертификаты на соответствие станочного и кузнечно-прессового производства международным стандартам ISO-9001−2000 и ISO-9001−2001. Качество — ключ к успеху и конкурентоспособности — таков девиз завода.

Продукция Оршанского станкозавод «Красный борец» принимает активное участие в большинстве специализированных и международных выставках связанных с машиностроением и металлообработкой, где специалистами завода выявляется спрос на продукцию завода её конкурентоспособность, определяются дополнительные рынки сбыта, заключаются договора на продажу продукции завода проявившим интерес фирмам (потребителям).

Рисунок 2.5.Широкоуниверсальный консольно-фрезерный станок Орша-Ф32Ш.

2.2 Описание базовой модели станка, принципа работы Широкоуниверсальный фрезерный станок Ф32Ш повышенного класса точности спроектированный и изготовленный на высоком техническом уровне.

Широкоуниверсальный фрезерный станок соответствует основным требованиям безопасности следующих Директив Европейского Нового Глобального Подхода: 98/37/EC, 73/23/EEC, 89/336/EEC, стандартам EN 13 128:2001, EN 60 204−1:1997, а также ГОСТ 12.2.009−99, ГОСТ 7599–82, ГОСТ МЭК 60 204−1-2002.

Показатели надёжности и долговечности данного оборудования могут быть обеспечены только при условии выполнения правил транспортирования, хранения, монтажа, эксплуатации, технического обслуживания и ремонта, которые изложены в руководстве по эксплуатации.

Назначение: Станок предназначен для выполнения разного вида фрезерных работ на деталях из чугуна, стали или других металлических и неметаллических материалов цилиндрическими, торцевыми, концевыми, фасонными и другими фрезами с охлаждением или без охлаждения в условиях единичного, мелкосерийного и серийного производств.

2.3 Описание сборочных единиц станка

1 Станина.

Станина представляет собой отливку коробчатой формы в расточках которой располагаются валы коробки скоростей привода горизонтального фрезерного шпинделя и сам горизонтальный шпиндель.

На передней стенке станины выполнены вертикальные прямоугольные направляющие перемещения консоли, а сверху — направляющие типа «ласточкин хвост» базирования и переустановки хобота (ползуна).

На правой стенке станины крепится электрошкаф, на левой — механизм переключения скоростей вращения горизонтального шпинделя, сзади — привод горизонтального шпинделя.

2 Основание.

Основание представляет чугунную отливку и служит опорой станка. К верхней поверхности основания жёстко закреплена станина и опора вертикального винта. Внутренняя полость основания служит ванной для охлаждающей жидкости.

3 Хобот (Ползун).

Хобот и ползун представляют собой чугунную балку коробчатой формы, которая на направляющих типа «ласточкин хвост» может переустанавливаться по верхней плоскости станины.

Переустановка хобота или ползуна осуществляется реечной передачей, вал которой с шестерней смонтирован в расточке станины.

В передней части ползуна на конусных втулках установлена ось поворота широко универсальной фрезерной головки, которая может поворачиваться в двух плоскостях. Поворот осуществляется с помощью червячной передачи.

4 Механизм переключения.

Механизм устанавливается на левой стенке станины и представляет собой чугунный корпус, в котором смонтированы две скалки с закрепленными вилками переключения зубчатых колес коробки скоростей. Переключение осуществляется поворотом двух рукояток, каждая из которых имеет два фиксированных положения, определяющих три ступени передач коробки скоростей привода горизонтального шпинделя.

Перед переключением рукоятки должны быть расфиксированы нажатием в направлении стенки станины, после чего рукоятки можно поворачивать во второе фиксированное положение.

Переключение каждой рукоятки может осуществляться только при условии, когда вторая рукоятка занимает вертикальное положение — таким образом выполнена блокировка, исключающая одновременное включение двух ступеней коробки скоростей.

5 Суппорт.

Литой корпус суппорта несет сверху направляющие типа «ласточкин хвост» продольного перемещения стола, снизу — две П-образные направляющие поперечных перемещений суппорта. Справа снизу закреплен кронштейн, к которому крепятся гайки поперечной винтовой пары. Снизу суппорта, в опорах качения, размещена удлиненная шестерня, постоянно находящаяся в зацеплении, при поперечных перемещениях суппорта с выходным зубчатым колесом механизма продольных перемещений в консоли.

Удлиненная шестерня через кинематическую цепь, размещенную в расточках суппорта, связана с коническим зубчатым колесом привода вращения винта продольных перемещений стола.

На верхних платиках суппорта закреплен корпус с двумя гайками продольного перемещения стола. Гайки кинематически связаны между собой механизмом автоматической выборки люфта в винтовой передаче продольного перемещения стола при попутном фрезеровании.

При встречном фрезеровании, когда усилие резания противоположно направлению перемещения стола, сила резания и осевое усилие винта направлены в одну сторону и воспринимаются одной из гаек, которая передает это усилие через буртик и упорный подшипник на корпус. Трение резьбы винта в этой гайке стремится провернуть ее так, чтобы реечный механизм провернул вторую гайку в направлении, освобождающем ее резьбу от осевого контакта с резьбой винта — выбор люфта здесь не нужен, и вторая гайка освобождает винт от дополнительного трения.

При попутном фрезеровании, когда усилие резания совпадает с направлением перемещения стола, трение в резьбе проворачивает гайку, воспринимающую осевое усилие резания от винта и передающую его через упорный подшипник на торец корпуса, в направлении, при котором вторая гайка проворачивается навстречу вращению винта, прижимаясь своим буртом через упорный подшипник к торцу корпуса, при этом вторая гайка проворачивается до тех пор, пока ее резьба не начнет контактировать с резьбой винта, таким образом резьбовая часть винта оказывается как бы «запертой» между резьбовыми частями двух гаек, что и обеспечивает безлюфтовую работу винтовой передачи при попутном фрезеровании.

Зазоры в направляющих стола и боковые зазоры в П-образных направляющих суппорта регулируются клиньями. Снизу суппорта имеются рычаги и винтовые упоры с рукоятками зажима суппорта на направляющих консоли.

6 Стол.

Стол представляет собой чугунную отливку, на верхней базовой плоскости которой выполнены Т-образные пазы крепления обрабатываемых деталей, а снизу — направляющие продольного перемещения стола типа «ласточкин хвост».

На нижней плоскости между направляющими установлен на опорах качения винт продольного перемещения стола.

7 Шпиндель.

Шпиндель монтируется в гильзе на коническом роликовом подшипнике — передняя опора и двух замкнутых радиально-упорных подшипниках — задняя опора, воспринимающих осевые усилия.

Гильза со шпинделем устанавливается в расточке станины, а хвостовик шпинделя при помощи шпонки связан с выходным валом коробки скоростей.

8 Консоль.

Консоль является базовым узлом механизмов подач станка и представляет собой литой чугунный корпус, который перемещается по вертикальным направляющим станины. На верхней поверхности консоли расположены поперечные направляющие, по которым перемещается суппорт.

К передней поверхности консоли прикреплён корпус с электродвигателем привода подач. Передача крутящего момента от электродвигателя к редуктору подач осуществляется через ременную передачу.

Редуктор подач представляет собой двухступенчатый редуктор с двумя встроенными электромагнитными муфтами, переключение которых меняет передаточное отношение и скорости перемещений по всем трем координатам. На первом валу редуктора устанавливается предохранительная муфта.

От редуктора подач вращение посредством зубчатых колес передается на:

— винт поперечной подачи с установленной на нем электромагнитной муфтой поперечной подачи;

— средний вал с установленной на нем электромагнитной муфтой продольной подачи, передающей вращение посредством зубчатых колес на удлиненную шестерню суппорта и далее на винт продольных перемещений стола;

— левый вал с установленной на нем электромагнитной муфтой вертикальной подачи, передающий вращение на редуктор подъема.

Редуктор подъема представляет собой двухступенчатый редуктор с конической и цилиндрической зубчатыми передачами, передающими вращение на винт вертикальных перемещений.

Автоматическая продольная, поперечная и вертикальная подачи осуществляются поочередно при включении соответствующих электромагнитных муфт.

Для осуществления ручной подачи необходимо вставить рукоятку в отверстие соответствующего лимба. Далее нажать до упора рукоятку вместе с лимбом, после чего вращением рукоятки возможно осуществить ручную подачу по желаемому направлению.

9 Головка фрезерная широкоуниверсальная.

Корпус головки базируется на торец поворотного сектора с Т-образными пазами.

В расточках корпуса головки размещены:

— пиноль со шпинделем, установленным на высокоточных радиально-упорных шарикоподшипниках (три подшипника в передней опоре и два — в задней);

— вал и шлицевая втулка зубчатых передач трехступенчатой коробки скоростей;

— винт осевого перемещения пиноли;

— опоры конической зубчатой передачи ручного привода перемещения пиноли;

— опоры зубчато-червячного редуктора ручного привода поворота головки в плоскости, перпендикулярной оси горизонтального шпинделя;

— механизм переключения скоростей трехступенчатой коробки.

Сверху корпуса, на плите устанавливается электродвигатель привода фрезерного шпинделя и механизм зажима инструмента.

Привод фрезерного шпинделя осуществляется от электродвигателя с частотным регулированием через поликлиновую ременную передачу и трехступенчатую коробку скоростей.

Снизу головки крепится фланец с торцевым кольцевым Т-образным пазом для крепления накладной поворотной горизонтальной фрезерной головки.

10 Механизм подъема.

Механизм подъема представляет собой стойку, закрепленную на основании, в верхней части которой закреплена гайка с винтом вертикальных перемещений.

Верхний конец винта закреплен в ступице зубчатого колеса редуктора подъема консоли.

11 Механизм зажима инструмента.

Механизм состоит из захвата, осуществляющего захват головки винта конусной оправки с инструментом. В захват ввинчена тяга, которая с помощью пакета тарельчатых пружин осуществляет зажим инструмента.

Разжим инструмента происходит подачей масла в гидроцилиндр.

Перемещаясь, поршень гидроцилиндра толкает тягу с захватом, выталкивая (не полностью) конусную оправку из конусного отверстия шпинделя.

Для съема конусной оправки с инструментом из фрезерного шпинделя ее необходимо развернуть на 90, до совпадения лысок винтов конусной оправки с пазами захвата, затем вытащить оправку из шпинделя.

Возврат поршня и, соответственно, захвата в исходное положение происходит под воздействием пружин, при этом в исходном положении поршня (положение зажима инструмента) срабатывает конечный выключатель, по разрешающей команде которого становится возможным включение вращения фрезерного шпинделя.

Важно помнить, что разжим инструмента из шпинделя широкоуниверсальной фрезерной головки, возможен только в крайнем верхнем положении пиноли.

2.3.1 Основные технические данные и характеристики

Рисунок 2.6- Общий вид широкоуниверсального фрезерного станка Ф32Ш.

Таблица 2.1 Техническая характеристика станка

2.4 Кинематическая часть станка Привод горизонтального шпинделя осуществляется от электродвигателя М1.

Частота вращения шпинделей меняется изменением передаточного отношения коробки скоростей (3 ступени) и бесступенчато, регулированием частоты тока (скорости вращения электродвигателя главного привода) — внутри каждой ступени.

Вращение от электродвигателя передается на вал I с помощью ременной передачи 1−2 и далее по одной из трех пар зубчатых колес 3−4, 5−6 или 7−8 к шпинделю, Передача 7−8 сообщает движение шпинделю по цепи 11−10, 9−4.

Привод подач, включающий цепи рабочих подач и ускоренного хода, осуществляется от электродвигателя М2. Редуктор подач обеспечивает две ступени рабочих пода стола с бесступенчатым регулированием рабочих подач в пределах каждой ступени по координатам X, Y, Z.

Электродвигатель М2 с помощью ременной передачи 35−36 вращает вал V редуктора подач, на котором установлены предохранительная механическая и электромагнитная муфты. При включении последней движение передается через зубчатую пару 38−45 шестерне 44. При выключенной электромагнитной муфте на валу VI движение шестерне 44 передается по цепи 42−41, 39−40, 38−45 — осуществляется уменьшение величины подач за счет увеличения передаточного отношения редуктора.

Для передачи движения по координатам X, У, Z в каждой цепи установлены электромагнитные муфты.

Включение муфты на валу VII сообщает валу вращение и далее по цепи 51−52−32, 31−30, 29−28−27,26−25, на ходовой винт 18. который через гайки 22 осуществляет перемещение стола по координате X. Выборка люфта в паре винт-гайка производится рейками 24 и колесом 23.

Перемещение стола по координате Z осуществляется при включенной муфте на валу VIII по цепи 46−47, 48−49 на ходовой винт 50.

Перемещение стола по координате Y осуществляется при включенной муфте на ходовом винте 53 (вал IX), через зубчатую пару 44−37 на ходовой винт 53.

При включении механического перемещения стола начало движения происходит с выдержкой времени 2с.

Привод шпинделя головки фрезерной широкоуниверсальной станка модели Орша-Ф32Ш осуществляется от электродвигателя М3.

Вращение от электродвигателя М3 через ременную передачу 72−73 и зубчатую пару 75−77 передается на вал II. При перемещении зубчатого колеса 77 до сцепления с шестерней 76, шпиндель получает вращение по цепи 75−74, 76−77, а при сцеплении зубчатого колеса 78 с шестерней 79 — по цепи 75−74, 79−78. Шпиндель головки накладной фрезерной горизонтальной получает вращение от шпинделя головки фрезерной широкоуниверсальной посредством зубчатых колес 100−99.

Двойной поворот головки фрезерной широкоуниверсальной относительно ползуна осуществляется в одной плоскости при помощи червяка 67 и сектора зубчатого колеса 68, в другой — при помощи червячной пары 83−84 и зубчатых колес 85−66,

Кинематическая схема станка представлена на рисунке 2.7

Рисунок 2.7 — Схема кинематическая принципиальная

2.5 Расчет режимов резания для горизонтального шпинделя

Наибольшая ширина фрезерования

(2.1)

По табл.26[1] находим наибольшую глубину резания

По табл.26[1] находим наименьшую глубину резания

По таблицам 2 и 3[1] выбираем наибольшую подачу на зуб

при и .

Наименьшая скорость резания при фрезеровании:

(2.2)

м/мин, Наибольшая главная составляющая силы резания, Н рассчитывается по формуле из /2/

(2.3)

где Ср — постоянный коэффициент;

tглубина резания;

Szподача на зуб;

Bширина фрезерования;

zчисло зубьев фрезы;

D-диаметр фрезы;

n-частота вращения фрезы;

Kмрпоправочный коэффициент Kмр=1;

— показатели степеней;

;; ;; ;

;; ;; ;

Наибольший крутящий момент на шпинделе ,

(2.4)

Наибольшая мощность, потребляемая на резание, кВт

(2.5)

где — наибольшая главная составляющая силы резания, Н;

— наименьшая скорость резания, м/мин.

kВт Мощность электродвигателя главного движения

(2.6)

где — коэффициент повторно-кратковременной перегрузки электродвигателя;

— приближенный КПД.

кВт По рассчитанной мощности подбираем электродвигатель серии АИР132S4 n=1500 мин^-1, N=7,5 кВт, исполнение по степени защиты IP44, способ охлаждения ICA0141.

2.6 Кинематические расчеты

2.6.1 Кинематический расчет коробки скоростей горизонтального шпинделя Исходные данные:

Z=3; n _min= 25 мин^-1;

Строим график частот вращения Рисунок 2.8. График частот вращения горизонтального шпинделя

Таблица 2.2. Механика главного движения шпинделя

Кинематическая схема привода представлена на рисунке 2.9.

Рисунок 2.9.Кинематическая схема привода главного движения.

По графику частот вращения находим передаточное отношение всех передач

Для зубчатых передач:

;(2.7)

;

;

;

Таблица 2.3

2.7 Силовые расчеты и расчеты деталей на прочность

2.7.1 Определение расчетных нагрузок Определение мощности на валах:

N_Д=7,5кВт;

N₁=N_д· _муф=7,5·0,99=7,425 кВт;

N₂= N₁· ₁·₄ =7,425· 0,99·0,95=6,983кВт;

N₃= N₂· ₁·₃ =6,983· 0,99·0,975=6,740кВт;

N₄= N₂· ₁²·₂·₃=6,740·0,99²·0,97·0,975=6,25кВт;

где = 0,99 — КПД пары подшипников качения,

=0,97 — КПД прямозубых цилиндрических колес,

= 0,975 — КПД косозубых цилиндрических колес,

= 0,95 — КПД клиноременной передачи.

Определяем частоту на валах при различном зацеплении зубчатых колес:

(2.8)

(2.9)

Определение крутящих моментов на валах:

T₁= 9550· (N₁/n₁) =9550· (7,425/1440)=49,24 Нм; (2.10)

T₂= 9550· (N₂/n₂) =9550· (6,983/504)=132,32 Нм;

T₃= 9550· (N₃/n₃) =9550· (6,74/163,64)=393,35 Нм;

T₄= 9550· (N₄/n₄) =9550· (6,25/982,15)=60,77 Нм;

T₄₍₁₎= 9550· (N₄/n₄₍₁₎) =9550· (6,25/59,99)=994,95 Нм;

T₄₍₂₎= 9550· (N₄/n₄₍₂₎) =9550· (6,25/235,2)=253,77 Нм;

Результаты расчетов сводим в таблицу 2.4

Таблица 2.4. Расчетные нагрузки.

2.8 Расчёт поликлиноременной передачи горизонтального привода Расчет ведем по методике изложенной в [5]

Исходные данные:

Передаваемая мощность р₁ = 7,425кВт;

Частота вращения вала двигателя n_э = 1440 мин^-1;

Частота вращения 2-го вала n =504 мин^-1;

Передаточное число передачи u_p = n_э/n = 1440/504 = 2,857.

По рисунку 8.21 при моменте Т₂=132,32 Нм на ведомом шкиве выбираем ремень сечения Л.

Диаметры шкивов (таблица 8.17 [5]) D₁, мм

D₁= 70

Диаметр ведомого шкива D₂, мм

D₂= u_p D₁ (2.11)

D₂ = 2,85 770 = 199,89 мм По таб.8.20[5] принимаем стандартные значения D_2, мм

D₂ =200

Рисунок 2.10. Сечение поликлинового ремня Фактическое передаточное число u_p определяем по формуле

u_p= (2.12)

где = 0,01 — коэффициент упругого скольжения.

u_p = = 2,886;

Скорость ремня V, м/с

V=D₁n_э/(601 000) (2.13)

V = 3,14 701 440/(601 000) = 5,28

Межосевое расстояние а, мм

2(D₁+D₂)а0,55(D₁+D₂)+ (2.14)

2(70+200)а0,55(70+200) + 9,5

540а158(принимаем, а = 500мм)

Расчётная длина ремня L, мм таблица3.1

L=2а+(D₁+D₂)+(D₂-D₁)²/4а (2.15)

L = 2500 + (70+ 200) + (200−70)²/4500 = 1432,35

Ближайшая стандартная длина ремней таблица 8.13 [5]

L = 1500 мм Определение необходимого числа клиньев ремня рисунок 8.22 [5]

Z=30

Условное обозначение ремня: 1500 Л 30 38−40 528−74 РТМ Уточнённое межосевое расстояние а, мм по формуле

а= (2.16)

а= =534

При надевании ремня минимальное межосевое расстояние а_min, мм а_min=а-0,015L (2.17)

а_min = 534 — 0,151 500 = 512

Для компенсации вытяжки ремня максимальное межосевое расстояние а_max, мм

а_max=а+0,03L (2.18)

а_max = 534+ 0,31 500 = 579

Угол обхвата таблица 9.1

(2.19)

= 165,4⁰

Условие 120⁰ выполняется.

Усилие, действующее на вал:

(2.20)

где для сечения ремня Л, таблица 8.18 [5]

Ширина шкивов таблица 8.17,рисунок 8.18 [5]

(2.21)

2.9 Проектный расчет зубчатых передач

2.9.1 Выбор материалов и термообработки В качестве материала для изготовления всех зубчатых колес принимаем сталь 20Х ГОСТ 4543–71, с термообработкой — цементация плюс закалка (35…40HRC). Обработка зубчатого венца т.в.ч. с последующим низким отпуском. (56…63НRC). Механические свойства материала:

— для колеса: =650 МПа, =400 МПа, 52HRC

— для шестерни: =850 МПа, =650 МПа, 60HRC

2.9.2 Определение допускаемых напряжений Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса определяем по формуле:

(2.22)

где, МПа — базовый предел контактной выносливости зубьев, определяемый для шестерни и колеса:

_ш=17· HRC+200=17·60+200=1220 МП (2.23)

_к=17· HRC+200=17·52+200=1084 МПа,

= 1,2 — коэффициент безопасности для зубчатых колес с поверхностным упрочнением зубьев,

— коэффициент долговечности,

K_HL=(2.24)

=30· НВ^2.4=30·500^2.4=8·10⁷ — базовое число циклов нагружения,

=60· n_т· - эквивалентное число циклов перемены напряжений, при:

n_т= 25 мин^-1— частота вращения тихоходного вала,

=L· 365·K_год·24·К_сут=5·365·0.6·24·0.3=7884ч — число часов работы передачи за расчетный срок службы, где К_год, К_сут — коэффициенты использования передачи в году и в сутках, L, годы — срок службы;

=60· n_т·=60·25·7884=1,18·10^{7 ;}(2.25)

==1,37;

Тогда допускаемое контактное напряжение для колеса составит:

=1084· 1,37/1.2 = 1237,56 МПа (2.26)

Так как передача является косозубой, то дальнейший расчет будем производить по 1237,56 МПа Допускаемые напряжения изгиба колеса и шестерни определяем по формуле:

(2.27)

где — базовый предел выносливости зубьев при изгибе, определяемый для шестерни и колеса:

= 0.8 — коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (для НВ> 350 и реверсивной передачи),

=· =1·2=2 — коэффициент безопасности, где =2 — коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса и ответственность зубчатой передачи,

=1 — коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса,

— коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагружения (по аналогии с принимаем =1, при базовом числе циклов перемены напряжений = 4· 10⁶ — для стали).

Тогда допускаемые напряжения изгиба колеса составят:

=1220· 0,8·½ = 488 МПа

=1084· 0,8·½ = 433,6 МПа

2.9.3 Определение размеров передач и зубчатых колес Ориентировочное значение делительного межосевого расстояния пары Z₇-Z_8, определяем по формуле:

;(2.30)

где К_а=495,

К_HB=1,06 — выбирается по графику [ ] в зависимости от

=(2.31)

T3=393,35 H· м;

Определяем модуль, пологая его одинаковым для обеих пар колес:

m=2a/Z, (2.32)

где Zсуммарное число зубьев колес,

a — межосевое расстояние,

m=(2· 153,97)/102=3,01

По ГОСТ 9563–60 принимаем модуль m=3

Уточняем межосевое расстояние а=m· Z/2 (2.33)

a=3· 102/2=153мм.

Определяем размеры венцов колес при X₁=X₂=0.

Делительные диаметры:

d=m· Z/ cosв; (2.34)

d_Z7=m· Z₇/cosв=3·25/11°15'35''=76,472 мм;

d_Z8=m· Z_8/ cosв =3· 77/11°15'35''= 235,534 мм;

Диаметры вершин:

d_a=d_Z+2m; (2.35)

d_a7=d_Z7+2m=76,472 +2· 3=82,472 мм;

d_a8=d_Z8+2m=235,534 +2· 3=241,534 мм;

Диаметры впадин:

d_f=d_Z-2,5m; (2.36)

d_f7=d_Z7-2,5m=76,472−2,5· 3=68,972 мм;

d_f8=d_Z8-2,5m=235,534−2,5· 3=228,034 мм;

Ширина венцов колес:

; (2.37)

мм;

принимаем ширину колеса b_к =30мм;

ширину шестерни b_ш=35мм;

Аналогично определяем геометрические параметры остальных зубчатых передач этой же и последующих групп. Результаты расчетов сводим в таблицу.

Ориентировочное значение делительного межосевого расстояния пары Z₃-Z_4, Z₉ определяем по формуле:

;

где К_а=495,

К_HB=1,06 — выбирается по графику [ ] в зависимости от

=

T4(1)=994,95 H· м;

.

Определяем модуль, пологая его одинаковым для обеих пар колес:

m=2a/Z,

где Zсуммарное число зубьев колес,

a — межосевое расстояние,

m=(2· 182,27)/88=4,14

По ГОСТ 9563–60 конструктивно принимаем модуль m=4

Уточняем межосевое расстояние а=m· Z/2

a=4· 88/2=176мм.

Определяем размеры венцов колес при X₁=X₂=0.

Делительные диаметры:

d=m· Z;

d_Z3=m· Z₃=4·28=112 мм;

d_Z4=m· Z₄=4·60=240 мм;

d_Z9=m· Z₉=4·28=112 мм;

Диаметры вершин:

d_a=d_Z+2m;

d_a3=d_Z3+2m=112+2· 4=120 мм;

d_a4=d_Z4+2m=240 +2· 4=248мм;

d_a9=d_Z9+2m=112+2· 4=120мм.Диаметры впадин:

d_f=d_Z-2,5m;

d_f3=d_Z3-2,5m=112−2,5· 4=102 мм;

d_f4=d_Z4-2,5m=240−2,5· 4=230мм;

d_f9=d_Z9-2,5m=112−2,5· 4=102 мм.

Ширина венцов колес:

;

мм;

принимаем ширину колеса b_к =35 мм;

ширину шестерни b_ш=40мм;

Ориентировочное значение делительного межосевого расстояния пары Z₁₀-Z₁₁ определяем по формуле:

;

где К_а=495,

К_HB=1,06 — выбирается по графику [ ] в зависимости от

=;

T₂=518,68 H· м;

.

Определяем модуль, пологая его одинаковым для обеих пар колес:

m=2a/Z

где Zсуммарное число зубьев колес,

a — межосевое расстояние,

m=(2· 126,19)/100=2,52

По ГОСТ 9563–60 принимаем модуль m=3

Уточняем межосевое расстояние а=m· Z/2

a=3· 100/2=150 мм.

Определяем размеры венцов колес при X₁=X₂=0.

Делительные диаметры:

d=m· Z/ cosв;

d_Z10=m· Z₁₀/cosв=3·56/cos15°56'32''=174,72 мм;

d_Z11=m· Z₁₁/ cosв =3· 44/ cos15°56'32''=137,28 мм;

Диаметры вершин:

d_a=d_Z+2m;

d_a10=d_Z10+2m=174,72+2· 3=180,72 мм;

d_a11=d_Z11+2m=137,28+2· 3=143,28 мм;

Диаметры впадин:

d_f=d_Z-2,5m;

d_f10=d_Z10-2,5m=174,72−2,5· 3=167,22 мм;

d_f11=d_Z11-2,5m=137,28−2,5· 3=129,78 мм;

Ширина венцов колес:

;

мм;

принимаем ширину колеса b_к =30мм;

ширину шестерни b_ш=35 мм

Таблица 2.5 Размеры зубчатых колес

2.9.4 Проверочный расчет прямозубой передачи Произведем проверочный расчет по контактным напряжениям и напряжениям изгиба для самой нагруженной передачи, которой является зубчатая пара Z₅-Z₆

а) Проверочный расчет на контактную выносливость Расчетное контактное напряжение для зубчатого колеса:

=,(2.38)

где =1,77cosв = 1,77· cos11°27' = 1,73 — (для косозубых зубчатых колес) коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления,

=275 МПа^½ — (для стальных зубчатых колес) коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес,

= ==0.76

— (для косозубых цилиндрических передач) коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, где=(1.88−3.2· (1/Z₅+1/Z₆))cosв=(1.88−3.2· (1/76 + 1/39)) cos11°27'=1.723 — коэффициент торцового перекрытия,

=2000/=2000· 704,31/99,32=14 182,6Н — окружная сила на начальной окружности,

=· ··=1.25·1.04·1.05·1,08=1,474 — коэффициент нагрузки, где =1.25 — коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку,

=1.04 — коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении (в зависимости от окружной скорости:

= 10,39 м/c и степени точности зацепления -7)

=1,05 — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца,

=1,08 — (для косозубых колес) Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями,

b = 34 мм — рабочая ширина венца зубчатой передачи,

d₁= 99,32 мм — делительный диаметр шестерни,

U =1,948 — передаточное отношение.

== 718,32 МПа То есть =1106,7 МПа < =1237,5 МПа — условие прочности на контактную выносливость соблюдается.

б) Проверочный расчет по напряжениям изгиба Определим расчетное напряжение изгиба по формуле:

=(2.39)

где = 3.93 — коэффициент формы зуба (в зависимости от значения числа зубьев шестерни Z₆=39,

= 3.7 — коэффициент формы зуба (в зависимости от значения числа зубьев колеса Z₅= 76),

= 488 МПа — допускаемое напряжение изгиба для шестерни,

= 433,6 МПа — допускаемое напряжение изгиба для колеса, определяем менее прочное звено:

/=488/3.93=124,17

/=433,6/3.7=117,18

расчет будем производить по колесу;

=1 — (предварительно) коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев,

=1-в/140=0,92 — (для косозубой передачи) коэффициент, учитывающий наклон зуба,

=2000· /=2000·46,43/193,55 =479,7Н — окружная сила на начальной окружности,

b =29 мм — рабочая ширина венца зубчатой передачи,

m = 2,5 мммодуль зацепления,

=· ··=1.25·1.01·1.2·1,35=2,045 — коэффициент нагрузки, где =1.25 — коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку,

=1.01 — коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении (в зависимости от окружной скорости):

=0,253 м/c и степени точности зацепления -9)

=1.2 — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца (в зависимости от),

=1,35 — (для косозубых колес) коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, Таким образом:

== 46,05 МПа То есть =46,05 МПа много меньше =433,6 МПа, следовательно условие соблюдается.

2.10 Расчет валов

2.10.1 Проектный расчет валов Определим диаметры валов, мм, по формуле:

(2.40)

где — рассчитываемый диаметр — го вала, мм;

— крутящий момент на — том валу, ;

— допускаемые напряжения на кручение, МПа.

Получим:

Округляем диаметры валов в соответствии с ГОСТ 1139–80:

Дальнейший расчет будем производить для IV — го вала, который является наиболее нагруженным.

Исходными данными для расчета будут являться:

диаметр вала ;

крутящий момент на валу ;

делительные диаметры зубчатых колес, находящихся в зацеплении; ;

Определим силы, возникающие в зацеплении:

Окружные силы, , определяем по формуле [4, ч. 1, стр. 106]:

(2.41)

;

Радиальные силы, , определяем по формуле[4, ч. 1, стр. 106]:

(2.42)

где — угол зацепления.

;

Определим усилия, возникающие в опорах, для этого разложим реакции на горизонтальные и вертикальные составляющие. Тогда реакции опор от сил в вертикальной плоскости составят:

:

;

;

Рисунок 2.11 — Эпюры изгибающих и крутящих моментов В горизонтальной плоскости:

:

;

;

По полученным значениям реакций опор и из эпюр изгибающих моментов в вертикальной и горизонтальной плоскостях определяем значения суммарных изгибающих моментов, , из выражения:

(2.43)

где — суммарный изгибающий момент, ;

— изгибающие моменты в горизонтальной плоскости, ;

— изгибающие моменты в вертикальной плоскости, .

Определим значение эквивалентного момента, :

;(2.44)

Из построения эпюры суммарных крутящих моментов определяем, что наиболее опасным является сечение вала под колесом, где суммарный крутящий момент является максимальным. Дальнейший расчет вала будем производить по данному опасному сечению.

2.10.2 Расчет вала на усталостную прочность Расчет будем производить по суммарному изгибающему и крутящему моментам в наиболее опасном сечении, где их значения составляют соответственно:, .

В качестве материала для изготовления вала примем сталь 45 ГОСТ 1050– — 88, с механическими свойствами в нормализованном состоянии:

=600 МПа, =355 МПа, 260…285 НВ.

Для обеспечения достаточной усталостной прочности, необходимо выполнение следующего условия [5, стр. 264]:

=,(2.45)

где S — общий коэффициент запаса прочности,

[S]=1,5 — допустимый коэффициент запаса прочности.

Коэффициент запаса по нормальным напряжениям, определяется согласно источнику [5, стр. 264]:

=,(2.46)

где — предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба, МПа, [5, стр. 264] для конструкционной стали:

МПа Амплитуда цикла нормальных напряжений,, МПа, определяется по формуле [5, стр. 264]:

=;(2.47)

.

Эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений,, [5, стр. 266, табл. 15.1]:

Масштабный фактор, определяем из [5, стр. 265, рис. 15.5]:

Коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности,, [5, стр. 265, рис. 15.6]:

=0,93

Коэффициент, корректирующий влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости,, [5, стр. 264]:

Среднее напряжение цикла изменения нормальных напряжений,, МПа:

=0.

Коэффициент запаса по касательным напряжениям,, определяем по формуле [5, стр. 264]:

=,(2.48)

где — предел выносливости стали при симметричном цикле кручения, МПа, согласно источнику [5, стр. 264]:

МПа Амплитуда цикла касательных напряжений, МПа, определяется по формуле [5, стр. 264]:

;(2.49)

=.

Эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений,, [5, стр. 266, табл. 15.1]:

Масштабный фактор для касательных напряжений,, [5, стр. 266, рис. 15.5]:

=0,87.

Коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности,, [5, стр. 265, рис. 15.6]:

Коэффициент, корректирующий влияние постоянной составляющей цикла касательных напряжений на сопротивление усталости,, определим из источника [5, стр. 264]:

=0,05

Среднее напряжение цикла изменения касательных напряжений,, МПа, определяется согласно источнику [5, стр. 264 ]:

==31,08 МПа.

Тогда:

=;

=.

Таким образом, общий коэффициент запаса прочности, :

=.

Таким образом, =2,25 >[S] = 1,5, то есть запас сопротивления усталости обеспечен.

Статическую прочность вала подсчитываем по эквивалентным напряжениям, МПа, которые определяются из выражения [5, стр. 265]:

=,(4.50)

где — наибольшее напряжение изгиба в рассматриваемом сечении,

=;(4.51)

=

Наибольшее напряжение кручения в рассматриваемом сечении,, МПа, определяется по формуле:

=;(2.52)

=.

Тогда:

=.

Значение =45,1 МПа < =355 МПа, при этом коэффициент запаса составляет:

== .

Таким образом, статическая прочность вала обеспечена.

2.11 Выбор и расчет подшипников Расчет подшипников для определения правильности их выбора проводим на примере подшипников наиболее нагруженного вала (IV).

Исходные данные:

— номинальный диаметр отверстия внутреннего кольца, мм;

— номинальный диаметр наружной цилиндрической поверхности наружного кольца, мм;

n = 60 мин-1 — расчетная частота вращения вала;

Ресурс Lh = 20 000 ч Определим радиальные составляющие реакций опор, Н:

=, (2.53)

где , — значения радиальной составляющей реакции опоры соответственно в горизонтальной и вертикальной плоскостях, Н. Тогда:

=;

;

=;

=.

Произведем расчет данного подшипника для опоры В данного вала. Осевая составляющая :

Определим значение следующего соотношения :

= (2.54)

где V =1 — (при вращении внутреннего кольца по отношению к нагрузке) коэффициент вращения.

Так как =0,21<, то значения коэффициентов в формуле для эквивалентной динамической нагрузки составят: Y = 0, X=1.

Определим эквивалентную динамическую радиальную нагрузку, Н, из выражения [6, стр. 106,]:

(2.55)

kт=1 — температурный коэффициент ;

kД — динамический коэффициент.

Для определения пригодности выбранного подшипника, определим расчетную динамическую грузоподъемность подшипника для данных условий нагружения и сравним со стандартной аналогичной грузоподъемностью выбранного подшипника.

Расчетная динамическая радиальная грузоподъемность, Н, [5, стр. 292]:

=,(2.56)

где =3853,2 Н — эквивалентная динамическая радиальная нагрузка,

p = 3,33 — для шариковых подшипников,

= 20 000 ч — продолжительность работы подшипника (долговечность),

n =60 мин-¹ -частота вращения вала, тогда

=.

То есть С =78 кН > =13,9 кН, что говорит о пригодности выбранного подшипника.

Таблица 2.6 — Подбор подшипников

2.12 Расчет шпоночного соединения Передача крутящего момента с первого вала на второй, происходит с помощью зубчатого колеса Z, которое крепится на валу шпинделя с помощью призматической шпонки.

Диаметр вала для посадки зубчатого колеса составляет d = 90 мм, для которого по ГОСТ 23 360– — 78 выбираем призматическую шпонку с размерами:

Сечение шпонки

b=14мм — толщина шпонки,

h=9мм — высота шпонки,

K=3,8мм — выступ шпонки от шпоночного паза.

Длину шпонки примем = 250 мм Материал шпонки сталь 45 ГОСТ 1050– — 88, с допускаемым напряжением смятия [] = 22…45 МПа.

Принимая нагружение шпонки по длине равномерным, произведем расчет на смятие. Условие прочности на смятии имеет вид

=< (2.57)

где, Нм — наибольший допускаемый вращающий момент;

=90 мм — диаметр вала под установку шпонки;

K=3,8 мм — выступ шпонки от шпоночного паза;

L= 95 мм — рабочая длинна шпонки;

T=977,3 Нм — крутящий момент на 4-ом валу;

[] = 22…45 МПа — допускаемое напряжение смятия.

Тогда

= 0,5· 90·3,8· 120· 45·10^-3=923,4 Нм, т. е. =923,4 Нм < T_V=977,3 Нм Таким образом, условие прочности выполняется.

Рисунок 2.12 — Шпоночное соединение

2.13 Расчет режимов резания при фрезеровании

Наибольшая ширина фрезерования

(2.58)

По табл.26[1] находим наибольшую глубину резания

По таблицам 2 и 3[1] выбираем наибольшую подачу на зуб

при и .

Наименьшая скорость резания при фрезеровании:

(2.59)

м/мин, Наибольшая главная составляющая силы резания, Н рассчитывается по формуле из /2/