Проектировка коробки скоростей привода главного движения горизонтально фрезерного станка модели 6Н81

Федеральное агентство по образованию ГОУ ВПО Тульский государственный университет Кафедра: «Автоматизированные станочные системы»

Курсовой проект по дисциплине «Металлорежущие станки»

Проектирование привода главного движения токарно-затыловочного станка модели 1А81

Пояснительная записка Выполнил: ст. гр.630 101 Панченко Н.В.

Тула 2012

Аннотация курсового проекта по металлорежущим станкам студента группы 630 101 Павлов В.С.

Данный курсовой проект посвящен расчету и проектированию коробки скоростей горизонтально-фрезерного станка модели 6Н81. В ходе работы должны быть проработаны следующие вопросы:

— разработка кинематической схемы привода,

— кинематический расчет передач привода,

— силовые (динамические) расчеты деталей привода,

— гидропривод переключения скоростей.

Для упрощения расчетов используются программы ЭВМ. При проектировании выбираются стандартные детали для удешевления и упрощения конструкции привода и его сборки.

Введение

Металлорежущие станки — машины, включающие большое число механизмов и использующие механические, электрические, электронные, гидравлические и другие методы осуществления движения и управления циклом.

Высокую производительность процесса обработки современные станки обеспечивают за счет быстроходности, мощности, широкой автоматизации.

Конструкции станков постоянно совершенствуются с учетом все возрастающих требований к их техническим характеристикам и, прежде всего, к точности и производительности.

Целью данного курсового проекта является подробное ознакомление с токарно-затыловочным станком модели 1А81, закрепление и углубление знаний, полученных при изучении дисциплины «Металлорежущие станки», а также приобретение навыков конструкторской работы.

1. Кинематический расчет привода

1.1 Определение показателя геометрического ряда чисел оборотов 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 = 12, n_max = 2500, n_min = 10.

Тогда получим: =1,63.

Примем стандартные значения показателя ряда ц = 1.6. Запишем для него 19 нормальных значений чисел оборотов шпинделя: n₁ = 16,

n₂ = 25; n₃ = 40, n₄ = 63, n₅ = 100, n₆ =160, n₇ = 250, n₈ = 400, n₉ = 630,

n₁₀ = 1000, n₁₁ = 1600, n₁₂ = 2500

1.2 Выбор структуры привода

1.2.1 Структурная формула Применяемой кинематической схеме соответствует структурная формула, показывающая как разбито общее количество вариантов чисел оборотов между отдельными группами передач, т. е.

z = P₁· P₂·P₃·…·P_n,

где

P₁ — число скоростей первой группы передач,

P_n — число скоростей n-ой группы передач.

В нашем случае имеем:

18 = 3•2•2

1.2.2 Развернутые структурные формулы 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)

Для нашего случая: 18 = 3(1) · 2(3) · 2(6),

18 = 3(2) · 2(1) · 2(6).

1.2.3 Построение структурных сеток С целью наглядного представления и выбора оптимальной структуры привода изобразим некоторые возможные структурные сетки для принятой кинематической схемы.

Рис. 1

1.2.4 Анализ структурных сеток 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.

Для сетки № 1 x_max = 6, ц_max = =1,41;

Для сетки № 2 x_max = 6, ц_max = =1,41.

Значит, для двух сеток можно разработать конструкцию коробок скоростей со стандартными значениями показателей — 1,06; 1,12; 1,19; 1,26; 1,3; 1,41.

Все рассмотренные сетки не отвечают условию ц? ц_max — условию компактного исполнения привода.

Из двух вариантов выбираем наилучший по конструктивным соображениям. Наиболее оптимальной является сетка № 1, т.к. в приводах главного движения происходит уменьшение чисел оборотов от ведущего вала к ведомому. При применении данной сетки в области высоких чисел оборотов работает большое количество шестерен, т.к. главная редукция осуществляется на последующей ступени. Скоростные шестерни и валы имеют меньшие габариты, т.к. при данной мощности они будут придавать меньшие крутящие моменты, а следовательно привод будет более компактным, чем в других случаях.

1.3 Определение абсолютных величин передаточных отношений

1.3.1 Выбор электродвигателя Электродвигатель выбирается по заданной мощности из единой цепи электродвигателей А. 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 выбираем электродвигатель модели 4А 112 МВ8 У3 с n_max = 750 мин^-1; n_ном = 700 мин^-1, N = 3кВт.

привод станок зубчатый передача

1.3.2 Определение общего минимального передаточного отношения привода Отношение минимального числа оборотов шпинделя к числу оборотов двигателя соответствует минимальному передаточному отношению привода I_min. Оно выражается через принятый знаменатель ряда чисел оборотов.

I_min=,

где m — число интервалов между n_min и n_дв. по нормальному ряду чисел оборотов с принятым знаменателем ц.

В нашем случае n_min = 25 мин^-1, n_дв.= 1450 мин^-1, ц = 1,26.

I_min=

1.3.3 Разбивка минимального передаточного отношения и определение передаточных отношений Общее минимальное передаточное отношение распределяется между одиночными передачами и теми передачами, которые в каждой группе имеют наименьшее относительное значение передаточного отношения.

I_min=,

где m = m₁+ m₂+…+ m_k

или I_min= = I₁· I₂·…·I_k.

Произведем разбивку I_min.

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

Для основной группы 3(1) возможны варианты:

i_min= i_min= i_min= i_min=

i_max= i_max=1 i_max= i_max=

Для первой множительной группы 2(3):

i_min= i_min= i_min=

i_max=1 i_max= i_max=

Для второй множительной группы 2(6):

Выберем для основной группы вариант с i_min=, для первой множительной — i_min=, для второй множительной — i_min=.

Таким образом:

I_min=.

Диаграмма чисел оборотов, построенная по данному выражению будет иметь вид: 12 = 3(1)· 2(3)·2(6)

Рис 3

где D₁: D₂ — отношение делительных диаметров шкивов клиноременной передачи,

z₁:z₂,… — отношения чисел зубьев передач.

По изобретенной на рис. 3 диаграмме строим схематический вид коробки скоростей горизонтально — фрезерного станка.

Рис.4

1.4 Расчет чисел зубьев групповых зубчатых передач Данный расчет производится при помощи ЭВМ. Необходимо подготовить исходные данные:

— количество одиночных передач в группе,

— передаточные отношения каждой передачи,

— минимальная сумма зубьев,

— максимальная сумма зубьев.

Минимальная сумма зубьев принимается равной 72, максимальная 105.

Число рассчитанных зубьев должно быть не менее 19. В противном случае необходимо увеличить минимальное число зубьев.

Передаточные отношения считаются десятичной дробью из пункта 1.3.3.

Для основной группы:

Чтобы обеспечить соответствие частот вращения выбранным, найдем передаточные отношения для основной группы из соотношения i=, где n_дв — номинальная частота вращения выбранного двигателя, n_треб — частота, с которой должно вращаться колесо по ДВЧ.

i₁ = = 0,357; i₂ = = 0,571; i₃ = = 0.9.

Для первой множительной группы:

i₄= = 0,25; i₅= 1

Для второй множительной группы:

i₇= = 0,25; i₈=ц³.=4

В результате расчета получаем распечатку с количеством зубьев ведущих и ведомых колес для всех передач привода.

Для первой передачи второй множительной группы примем ведущее число зубьев равным 20, ведомое 80. Для второе передачи примем ведущее число зубьев 80, ведомое 40.

2. Описание конструкции разработанного узла Коробка скоростей горизонтально-фрезерного станка модели 6Н81 состоит из четырёх валов.

На первом валу крепится шкив клиноременной передачи малого диаметра, получающий крутящий момент от электродвигателя. Через шкив большого диаметра, закрепленного на втором валу при помощи призматической шпонки, движение поступает непосредственно на коробку скоростей. С внутренней стороны на первом валу с помощью шлицов крепится блок-тройка основной группы.

На втором валу расположены три зубчатых колеса основной группы, закрепленные призматической шпонкой, а также блок-тройка первой множительной группы, перемещающийся по шлицам. Перемещение осуществляется с помощью «гидравлического узла»

На третьем валу закреплены при помощи призматической шпонки пять зубчатых колеса первой множительной группы и два колеса второй множительной группы.

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

На пятом валу закреплено колесо вспомогательной группы, с помощью которого движение передается рабочему органу.

В опорах валов установлены радиальные шариковые однорядные подшипники. Характеристики подшипников (размеры, динамическую и статическую грузоподъемность) определили при помощи ЭВМ. В опорах подшипники зажимаются крышками и за счет переходных диаметров.

3. Динамический расчет деталей привода главного движения

3.1 Расчет модуля прямозубой цилиндрической зубчатой передачи С помощью программы производится проектировочный расчет цилиндрических зубчатых передач.

Исходные данные:

Т — крутящий момент на шестерне, Н· м;

n — расчетная частота вращения шестерни, мин^-1;

у_нр — допускаемое контактное напряжение для зубьев шестерни при базовом числе циклов, МПа;

у_fp — допускаемое изгибное напряжение для зубьев шестерни при базовом числе циклов, МПа;

ш — отношение ширины венца к начальному диаметру шестерни;

z₁ — число зубьев шестерни;

z₂ — число зубьев колеса;

Степень точности зубчатой передачи по ГОСТ 1643–72(примем седьмую степень точности);

КОД — код расположения передачи относительно опор.

Номинальный крутящий момент Т определим по номинальной мощности N приводного электродвигателя и расчетной частоты вращения n: T = 9550·, где з — к.п.д. кинематической цепи передачи от электродвигателя до рассчитываемой шестерни.

К.п.д. каждой зубчатой передачи с учетом потери на трение примем равным 0,98.

Тогда при расчете крутящего момента на валах получим:

T₁ = 9550· Н· м,

T₂ = 9550· Н· м,

T₃ = 9550· Н· м,

T₄ = 9550· Н· м,

Частоту вращения шестерни примем по построенной диаграмме.

Отношение ширины венца к начальному диаметру шестерни ш лежит в интервале 0,2−0,6. По результат распечаток расчета модулей прямозубых цилиндрических зубчатых передач и расчета чисел зубьев определим делительные диаметры колес и шестерен по формуле:

d_w = m· z,

где m — модуль передачи, z — число зубьев.

Необходимо сделать пометку о том, что модуль колес, относящихся к первой множительной группе, из конструкторских соображений был взят равным трем, а не четырем как было рассчитано на ЭВМ.

В результате получим:

d_w1= 29· 2,5 = 72,5 мм, d_w2 =81· 2,5 = 202,5 мм,

d_w3= 40· 2,5 = 100 мм, d_w4 =70· 2,5 = 175 мм,

d_w5= 52· 2,5 = 130 мм, d_w6 =58· 2,5 =145 мм,

d_w7= 18· 5,5 = 99 мм, d_w8 =72· 5,5= 396 мм,

d_w9= 45· 5,5 = 247,5 мм, d_w10 =45· 5,5 = 247,5

d_w11= 20· 3,5 = 70 мм, d_w12 =80· 3,5 = 280 мм,

d_w13= 80· 3,5 = 280 мм, d_w14 =40· 3,5 = 140 мм.

d_a=d_{w +} 2· m.

d_a1 =77,5 мм, d_a2 =207,5 мм, d_a3 =105мм, d_a4 =180 мм, d_a5 =135мм,

d_a6 =150мм, d_a7 =110 мм, d_a8 =407мм, d_a9 =258 мм,

d_a10 =258,5 мм, d_a11 =77 мм, d_a12=287 мм, d_a13 =287 мм, d_a14=147 мм.

Диаметр впадин рассчитывается по формуле d_f = d_w -2,5· m.

d_f1=66,25 мм, d_f2=196,25 мм, d_f3=93,75 мм, d_f4=168,75 мм, d_f5=123,75 мм, d_f6=138,75 мм,

d_f7 =85,25 мм, d_f8=382,25 мм, d_f9=233,75 мм, d_f10=266,25 мм,

d_f11=61,25 мм, d_f12=271,25 мм, d_f13=271,25 мм, d_f14=131,25 мм.

3.2 Расчет опор валов Для расчета опор двухопорного вала необходимо определить значение и направление сил, действующих на вал. Направления действия сил определим из чертежа поперечного разреза привода и схемы свертки валов, выполненной в масштабе для кинематической цепи привода, по которой передается полная мощность. Для первого вала:

Для второго вала:

Для третьего вала:

Для четвертого вала:

; ,

где P₀ и Q₀ — окружные составляющие, Н. P₀ и Q₀ определяем по формулам

;, где Т — крутящий момент на валу, Н· м;

d_w — делительный диаметр колеса или шестерни, мм.

Тогда получим:

P₁ = Н; Q₁ = 0 H;

P₂ = 603,37 H; Q₂ = 2413,49 H;

P₃ = 3318,76 H; Q₃ =13 275 H; P₄ = 0 Н, Q₄ = 4356 H;

Исходные данные для расчета:

А — расстояние от опоры до силы Р, мм;

В — расстояние от опоры до силы Q, мм;

L — расстояние между опорами, мм;

P, Q — силы, действующие на вал, H;

б — угол между действующими силами P и Q, град.(рис.6);

n — частота вращения вала, мин^-1.

Определим углы б по рис.6:

б = 90є, б = 4є, б= 32є.

В результате расчета на грузоподъемность подшипников подбираем тип подшипников и их размеры.

Для всех валов берем шариковые однорядные подшипники легкой серии.

Все размеры и характеристики подшипников берем по справочнику[1].

3.3 Расчёт валов на прочность и выносливость Для расчета валов на прочность и выносливость необходимо произвести предварительный расчет наименьшего диаметра по формуле:

Для расчета валов на прочность и выносливость необходимо произвести предварительный расчет наименьшего диаметра по формуле:

d =, где [ф] лежит в пределах 2,5−3 кГ/мм²; 25−30 Н/мм²

d₁ = = 19,6 мм; примем d = 20 мм;

d₂ = = 27,4 мм; примем d = 30 мм;

d₃ = = 43,2 мм; примем d = 40 мм;

d₄ = = 31,4 мм; примем d = 32 мм По рассчитанным параметрам подбираем в опасных сечениях валов параметры шпонок и шлицов.

Исходные данные для расчета:

М_и — изгибающий момент в сечении вала, Н· м;

Т — крутящий момент в сечении вала, Н· м;

у_в — предел прочности материала вала, МПа;

D, d — максимальный и минимальный диаметры шлицевого вала, мм;

b — ширина шлица или шпонки, мм;

t — глубина шпоночной канавки, мм;

z — число шлицев или шпонок в сечении.

Пользователь: Панченко Н. В. 630 101

Дата: 21 декабря 2012 года РАСЧЕТ ВАЛОВ НА ПРОЧНОСТЬ И ВЫНОСЛИВОСТЬ

И с х о д н ы е д, а н н ы е:

Обозначение вала: 1

Обозначение проверяемого сечения: A-A

Изгибающий момент в проверяемом сечении (Hєм):527.66 Крутящий момент в проверяемом сечении (Hєм):40 Марка стали: 45Х Код марки стали:50

Предел прочности (МПа):1370

Термообработка: Отпуск Твердость (HB): 400

Концентратор напряжений — шпоночная канавка Способ получения — КОНЦЕВОЙ ФРЕЗОЙ Диаметр d (мм):20

Ширина шпонки b (мм):10

Глубина шпоночного паза t (мм):3

Количество шпонок:1

Р е з у л ь т, а т ы р, а с ч е т а:

Пользователь: Панченко Н. В. 630 101

Дата: 21 декабря 2012 года РАСЧЕТ ВАЛОВ НА ПРОЧНОСТЬ И ВЫНОСЛИВОСТЬ

И с х о д н ы е д, а н н ы е:

Обозначение вала: 1

Обозначение проверяемого сечения: A-A

Изгибающий момент в проверяемом сечении (Hєм): 527.66 Крутящий момент в проверяемом сечении (Hєм): 63 Марка стали: 40ХН Код марки стали:35

Предел прочности (МПа):900

Термообработка: Отпуск Твердость (HB): 270

Концентратор напряжений — галтель Диаметр d (мм):30

Диаметр D (мм):35

Радиус галтели r (мм):2

Р е з у л ь т, а т ы р, а с ч е т а:

Пользователь: Панченко Н. В. 630 101

Дата: 21 декабря 2012 года РАСЧЕТ ВАЛОВ НА ПРОЧНОСТЬ И ВЫНОСЛИВОСТЬ

И с х о д н ы е д, а н н ы е:

Обозначение вала: 2

Обозначение проверяемого сечения: A-A

Изгибающий момент в проверяемом сечении (Hєм): 687 Крутящий момент в проверяемом сечении (Hєм): 297 Марка стали: 45Х Код марки стали: 50

Предел прочности (МПа): 1470

Термообработка: Отпуск Твердость (HB): 400

Концентратор напряжений — шпоночная канавка Способ получения — КОНЦЕВОЙ ФРЕЗОЙ Диаметр d (мм): 32

Ширина шпонки b (мм):10

Глубина шпоночного паза t (мм):3

Количество шпонок:2

Р е з у л ь т, а т ы р, а с ч е т а:

Пользователь: Панченко Н. В. 630 101

Дата: 21 декабря 2012 года

4. Способ смазки механизмов привода

4.1 Способ смазки механизмов привода Коробка скоростей смазывается с помощью применяемого метода распыления, чтобы избежать разлива масла предусмотрены в конструкции масло сдерживающие прокладки.

4.2 Преимущества разработанной модели по сравнению с базовой Проектировка коробки скоростей велась на основе базовой модели станка горизонтально фрезерного 6Н81 и исходных данных на курсовой проект, приведенных в задании. Спроектированная коробка скоростей имеет ряд преимуществ, таких как: простота конструкции, использование максимального количества деталей в коробке, взаимозаменяемость деталей и механизмов в целом, сокращение количества валов, за счет переработки ДЧВ, уменьшение доли ручного труда, за счет применения гидропривода для переключения скоростей, уменьшение применяемых опор подшипников качения, сокращение числа зубчатых колес, использование двухскоростного асинхронного электродвигателя и т. д.

5. Мероприятия, обеспечивающие безопасную работу на станке Безопасность работы на вертикальном фрезерном станке — основное условие его успешного функционирования и эксплуатации.

Безопасность работы обеспечивается, в первую очередь конструкторскими мероприятиями: применение в данной модели станка ограждений, блокировок, создана удобная система управления механизмами станка, хорошее освещение рабочей зоны, разработана максимальная механизация и т. д.

При проектировании было использовано все конструкторские возможности для создания безопасного механизма.

К работе на станке могли допускаться лица ознакомленные с характером выполняемых работ, с системой управления станка и прошедшие курс по технике безопасности.

Заключение

Итогом выполненного курсового проекта стала спроектированная коробка скоростей привода главного движения горизонтально фрезерного станка модели 6Н81.

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 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.

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.

1. Ачеркан Н. С. «Расчет и конструирование металлорежущих станков». Машгиз, 1952

2. Ананьин С. Г. Ачеркан Н.С. «Металлорежущие станки», Машгиз, 1957

3. Ачеркан Н. С. и др. «Металлорежущие станки», т.2, Машиностроение, 1965

4. Анурьев В. И. Справочник конструктора машиностроения в 3-х томах, т.2. М. Машиностроение, 1982, — 584 с.

5. Курсовое проектирование деталей машин / Соловьев В. Д. — Тула: ТулГУ, 1997; 401c

6. Решетов Д. Н. Детали машин. — М: Машиностроение, 1975

7. Решетов Д. Н. Расчеты подшипников качения, установленных по два в опоре. Сборник «Расчеты и исследования некоторых деталей машин», МВТУ выпуск 33, 1955