Проектирование коробки скоростей фрезерного станка

Федеральное государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования Курсовой проект по предмету: «Металлорежущие станки»

Проектирование коробки скоростей фрезерного станка Н. Тагил

2011 г.

• Введение
• Кинематический расчет
• Расчет крутящих моментов и мощности
• 1. Выбор электродвигателя
• 2. Расчет модулей для прямозубых колес
• 3. Расчет межосевых расстояний
• 4. Расчет ширины венцов колес
• 5. Ориентировочный расчет диаметров валов
• 6. Определение модуля подгрупп по напряжениям изгиба
• 7. Расчет диаметров колес
• 8. Расчет подшипников для 2-х опорных валов
• 9. Подбор подшипников
• Система смазки
• Переключение скоростей
• Библиографический список
• Введение
• Проект по курсу «Металлорежущие станки» является важнейшим этапом проектно-конструкторской подготовки.
• Назначение курсового проекта в том, чтобы научить студентов правильно использовать теоретические знания в практической конструкторской работе. В курсовом проекте студент решает вопросы выбора и оптимизации технических характеристик современного станка, исследует новые технические решения, производит технико-экономическое обоснование выбранных вариантов. Требования при проектировании:
• 1) обеспечение технологических характеристик станка;
• 2) разработка рациональной схемы механизма привода главного движения;
• 3) разработка компактной и надежной конструкции узлов привода главного движения;
• 4) обеспечение технологичности изготовления деталей и сборки проектируемых узлов.
• Дано:
• Максимальная скорость: V_max=1000 об/мин
• Минимальная скорость: V_min=50 об/мин
• Количество ступеней: Z=16
• Максимальная подача: S_{z max}=0,050 мм
• Глубина резания: t_max=8 мм
• Максимальный диаметр фрезы: d _{фр. max}= 180 мм
• Максимальная ширина фрезы: b _{фр. max}= 20 мм
• Механические свойства обрабатываемой стали: HB=302, C_Pz=54
• Задание:
• Спроектировать коробку скоростей

Кинематический расчет

1. Станок должен обеспечивать скорости резания от до

Исходя из V, найдем n.

Рассчитаем максимальную и минимальную частоты вращения:

2. Принимаем частоту вращения шпинделя (min/max):

3. Зная n_max и выбрав ц, находим ступени n_i вплоть до n_min, используя формулу:, задано число ступеней Z=16.

4. Диапазон регулирования:

График чисел оборотов

Позволяет определить конкретные величины передаточных отношений всех передач привода и частоты вращения всех его валов. Число ступеней частоты вращения шпинделя при наладке последовательно включенными групповыми передачами равно произведению числа передач в каждой группе. При заданном числе ступеней ряда частоты вращения шпинделя число групп передач, число передач в каждой группе и порядок расположения групп можно выбирать различным. Этот выбор определяет конструкцию коробки скоростей.

Следует подумать, какую структурную сетку выбрать:

— Если на валу много ступеней (6 или более) то одно или некоторые зубчатые колеса будут очень большими по диаметру, а другие — малыми.

— Следует принимать такую структурную сетку, в которой передаточные отношения i приблизительно одинакова в разных группах (на разных валах)

— Для последнего вала — шпинделя следует принимать небольшие передаточные отношения.

Примем для Z=16 наиболее благоприятныq расклад структурной сетки:

Z=16=1(0)х4(1)х2(4)х2(8)

Основная группа (с нее начинается построение структурной сетки) — она же первая — в ней частота вращения отличается от n в ц раз.

Остальные группы называются переборными (или просто переборами).

5. Построение структурной сетки:

Принимаем типичный асинхронный двигатель. Между валом двигателя и коробкой скоростей зубчатая передача.

Определим n₀ — частоту вращения вала с зубчатым колесом на входе в коробку скоростей.

Рассчитываем частоты вращения валов с зубчатыми колесами при различных вариантах зацепления колес:

Так как полученные результаты не удовлетворяют требованиям, построим другую структурную сетку:

Посчитаем числа оборотов:

Примем двигатель с n=1500 (об/мин).

6. Подбор чисел зубьев (У=90):

7. Уравнение кинематического баланса:

Ошибка должна быть 2,6%

Вывод: так как ошибка во всех случаях получилась меньше 2,6%, то число зубьев у всех колес подобранно верно.

Расчет крутящих моментов и мощности

1. Выбор электродвигателя

Фрезерование производится дисковыми фрезами.

Сила P_z (вертикальная составляющая силы резания):

Принимаем: Сталь, НВ=302, t=8 мм, S=0,050 мм

Это чистовое фрезерование стали, прошедшей термообработку.

Скорость резания:

Где n=1800 (об/мин)

d_фр=180(мм)

Крутящий момент на последнем валу:

Эффективная мощность при выбранном режиме:

Принимаем

Мощность электродвигателя:

Где — общий КПД коробки

m — общее количество пар трения

— каждая из пар трения, действующих при работе станка:

— зубчатые зацепления 0−1, 1−2, 2−3, в каждом

— подшипники качения на 2х валах (ориентировочно), всего 18 шт, в каждой

Мощность двигателя:

В таблице из интернет ресурсов принимаем двигатель АИР180М4, N=30 (кВт), n=1500 (об/мин).

Рассчитаем :

Расчет крутящих моментов валов:

У любого (iго) вала:

Отсюда:

Для каждого вала расситаны n_i, чтобы получить следует взять n_imin.

Для вала «0»: =1134

В зубчатом зацеплении з_зз=0,97;

Для 4х подшипников качения з_пк=0,99⁴=0,9606; ;

Мощность на входе равна:

;

Для вала «1» :

Из 4х выбираем нименьший =714 (об/мин).

з_зз=0,97² — от вала «0» и собственное;

Для вала «2» :

=178 (об/мин);

з_зз=0,97³

з_пк=0,99¹²

Для вала «3» :

=56 (об/мин);

з_зз=0,97⁴

з_пк=0,99¹⁶

При полном использовании 30 кВт и 29,428 Н низких частот вращения могут быть очень большие крутящие моменты, больше чем 4000 кгс*см

2. Расчет модулей для прямозубых колес

Проводится 2 расчета:

— На напряжение изгиба:

— На контактную прочность:

фрезерный станок привод электродвигатель

Затем из 2х вбирается то значение, которое больше (входящие в формулы величины рассматриваем далее). Полученные значения модуля следует округлить до стандартных величин: m=2;2,5;3;4;5;6;8;10;13;16 (мм)

Не следует брать m<2.

Исходные данные для расчетов модуля:

— эффективная мощность, передаваемая i-м зацеплением;

— передаточное число зубчатой пары,

=1/i, где iпередаточное отношение ;

знак «+» при наружном зацеплении;

знак «-» при внутреннем зацеплении;

— - коэффициент формы зуба (табл. 4.4.1);

— (табл. 4.1.1.) принимаем =8

— - допускаемое напряжение изгиба (табл. 4.2.1.), принимаем (если m<6), (если m>7), ожидаем что m<6;

— - допускаемое контактное напряжение (табл. 4.2.1.), принимаем ;

— n_р— расчетная частота вращения шестерни;

— К₀ — коэффициент характера нагрузки:

— - динамический коэффициент, учитывающий дополнительные нагрузки от ошибок в шаге зубьев колес:, принимаем =1,15;

— - коэффициент перегрузки, =1…1,25, принимаем =1,15;

— -коэффициент неравномерности нагрузки, =1…1,25, принимаем =1,1;

— К — коэффициент долговечности службы колес:

Коэффициент долговечности имеет реальный смысл в пределах К=0,3…1

Если К<0,3, то принимается К=0,3.

Если К>1. то принимается К=1.

— - коэффициент, учитывающий использование мощности (табл. 4.4.2. в части 1 Матод. рук-во к выполнению курс. проекта, 1999 г.), выбираем =0,65;

— - коэффициент, характеризующий работу передачи на разных частотах вращения (рис. 4.4.2.), выбираем =1,58, т.к. =0,65, а R_v=n_max/n_min=10…40 для всех передач данной коробки;

— Т — долговечность работы передачи, Т=10…12 тыс. часов, выбираем Т=11 000 часов;

— x — число передач в элементарной коробке (у нас x=4);

— N₀ — базовое число циклов перемены напряжений для материала зубчатых колес (шестерен) (табл. 4.2.1.), выбираем 40Х с ТВЧ, N₀=20*10⁷ циклов.

— n_min — минимальное число оборотов шестерен, об/мин.

Рассчитываем:

Расчет модуля с учетом предельного напряжения изгиба:

Зацепления между валами «0−1» :

y=0,114 (табл. 4.4.1.) — коэффициент формы зуба

n_p=714 (об/мин)

Z_ш=57

Принимаем =3(мм)

Принимаем для зацепления между валами «0−1» модуль m=3.

Лимитирует напряжение изгиба.

Зацепления между валами «1−2» :

y=0,138 (табл. 4.4.1.) — коэффициент формы зуба

n_p=178 (об/мин)

Z_ш=72

Принимаем =4 (мм)

Принимаем для зацепления между валами «1−2» модуль m=4.

Лимитирует напряжение изгиба.

Зацепления между валами «2−3» :

y=0,138 (табл. 4.4.1.) — коэффициент формы зуба

n_p=56 (об/мин)

Z_ш=69

Принимаем =5 (мм)

Принимаем для зацепления между валами «2−3» модуль m=5.

Лимитирует напряжение изгиба.

3. Расчет межосевых расстояний

Зная модуль и число зубьев Z₁ и Z₃ находим межосевое расстояние a_w:

— Межосевое расстояние между валами «0−1» :

— Межосевое расстояние между валами «1−2» :

— Межосевое расстояние между валами «2−3» :

4. Расчет ширины венцов колес

— Если лимитирует напряжение изгиба:

— Если лимитирует контактная прочность:

Значение округляют до целого числа.

Минимально значение b=6мм

Во всех парах в проектируемой коробке лимитирует напряжение изгиба.

— Зацепления между валами «0−1» :

y=0,114

n_p=714 (об/мин)

Z_ш=57

m=3 (мм)

— Зацепления между валами «1−2» :

y=0,138

n_p=178 (об/мин)

Z_ш=72

m=4 (мм)

— Зацепления между валами «2−3» :

y=0,138

n_p=56 (об/мин)

Z_ш=69

m=5 (мм)

5. Ориентировочный расчет диаметров валов

Ориентировочно, только из расчета на кручение, т.к. пока еще нет данных о расстояниях между опорами и размещении зубчатых колес, определяем диаметры валов по формуле:

(3.2)

где .

6. Определение модуля подгрупп по напряжениям изгиба

По программе определяется модуль передачи и ширина зубчатого колеса. После чего необходимо округлить эти значения до стандартных в большую сторону, поскольку программа выдает минимальные допустимые значения, удовлетворяющие заданным условиям работы.

7. Расчет диаметров колес

Делительный диаметр

Диаметр окружности впадин

Диаметр окружности вершин

Расчет проводим с помощью компьютерной программы. Программа вычисляет передаточное отношение зубчатого зацепления, как отношение числа зубьев колеса к числу зубьев шестерни. Таким образом, нет необходимости считать каждую пару зубчатых колес в коробке, а найти значения параметров наиболее нагруженных передач в каждой группе и принять эти размеры для всей группы передач.

8. Расчет подшипников для 2-х опорных валов

9. Подбор подшипников

1. Выбираем подшипники шариковые радиальные однорядные 7204 по ГОСТ 27 365–87.

.

е=0,42 (стр 110 П. Ф. Дунаев, О.П.Леликов)

Суммарные реакции в опорах:

Второй подшипник нагружен сильнее, дальнейший расчет по второму подшипнику.

где V=1 — коэффициент, учитывающий вращение колец Х=1; Y=0

К_Б=1,3 — коэффициент динамичности нагрузки [Дунаев, табл. 9.19, с. 214]; К_Т=1 — температурный коэффициент [Дунаев, табл. 9.20, с. 214

Расчетная долговечность подшипника:

С_r =26 кН — базовая радиальная динамическая грузоподъемность

m — показатель степени, m=3 — для шарикоподшипников;

Подшипник подобран правильно.

2. Выбираем подшипники шариковые радиальные однорядные 7205 по ГОСТ 27 365–87.

.

е=0,42 (стр 110 П. Ф. Дунаев, О.П.Леликов) Суммарные реакции в опорах:

Второй подшипник нагружен сильнее, дальнейший расчет по второму подшипнику.

где V=1 — коэффициент, учитывающий вращение колец Х=1; Y=0

К_Б=1,3 — коэффициент динамичности нагрузки [Дунаев, табл. 9.19, с. 214];

К_Т=1 — температурный коэффициент [Дунаев, табл. 9.20, с. 214

Расчетная долговечность подшипника:

С_r =29,2 кН — базовая радиальная динамическая грузоподъемность

m — показатель степени, m=3 — для шарикоподшипников;

Подшипник подобран правильно.

3. Выбираем подшипники шариковые радиальные однорядные 7206 по ГОСТ 27 365–87.

.

е=0,42 (стр 110 П. Ф. Дунаев, О.П.Леликов) Суммарные реакции в опорах:

Второй подшипник нагружен сильнее, дальнейший расчет по второму подшипнику.

где V=1 — коэффициент, учитывающий вращение колец Х=1; Y=0

К_Б=1,3 — коэффициент динамичности нагрузки [Дунаев, табл. 9.19, с. 214];

К_Т=1 — температурный коэффициент [Дунаев, табл. 9.20, с. 214

Расчетная долговечность подшипника:

С_r =38 кН — базовая радиальная динамическая грузоподъемность

m — показатель степени, m=3 — для шарикоподшипников;

Подшипник подобран правильно.

4. Выбираем подшипники шариковые радиальные однорядные 7212 по ГОСТ 27 365–87.

.

е=0,42 (стр 110 П. Ф. Дунаев, О.П.Леликов) Суммарные реакции в опорах:

Второй подшипник нагружен сильнее, дальнейший расчет по второму подшипнику.

где V=1 — коэффициент, учитывающий вращение колец Х=1; Y=0

К_Б=1,3 — коэффициент динамичности нагрузки [Дунаев, табл. 9.19, с. 214];

К_Т=1 — температурный коэффициент [Дунаев, табл. 9.20, с. 214

Расчетная долговечность подшипника:

С_r =91,3 кН — базовая радиальная динамическая грузоподъемность

m — показатель степени, m=3 — для шарикоподшипников;

Подшипник подобран правильно.

Система смазки

Для повышения долговечности, уменьшения трения и как следствие — износа, увеличение КПД передач, а так же уменьшение шума и вибраций в коробке скоростей предусмотрена система смазки.

Смазывание зубчатых колес, находящихся в зацеплении в коробке скоростей осуществляется централизованной системой смазки поливанием маслом без давления.

В паспорте станка рекомендуется употреблять веретенное масло марки «З» ГОСТ 1837–42. Масло, применяемое для смазки, должно быть чистым, бескислотным, не должно содержать воды и твердых частиц.

Подача масла осуществляется плунжерным насосом, подоющим масло их специального масляного разервуара. Для распределения масла по всей коробке и обеспечения равного подвода к зубчатым зацеплениям установлен маслораспределитель. От расходятся трубки к зонам контакта зубчатых колес.

На корпусе коробки скоростей вмонтирован маслоуказатель для отслеживания уровня масла. Также имеется пробка, для слива и последуещей смены масла.

Переключение скоростей

Коробка скоростей приводиться от электродвигателя, закрепленного на верхней части станка, через муфту и зубчатую передачу.

Восемь различных чисел оборотов шпинделя осуществляется передвижением двух двойных блоков шестерен.

Переключение шестерен осуществляется при помощи вилок, управляемых двумя рукоятками, расположенными на стенке корпуса коробки.

Переключение скоростей в данной коробке скоростей осуществляется установкой определенной комбинации положений рукояток.

Рукоятка поворачивается и вращает Г-образный рычаг, который входит в паз на ползуне. Ползун, представляет собой подвижную в осевом направлении вилку, перемещается по оси и передвигает блок шестерен в нужное зацепление. Из-за того, что валы вертикальные и существует опасность самопроизвольного перемещения блока шестерен под действием силы тяжести, предусмотрено стопорение рукояток в каждом положении включения.

Библиографический список

1.Дунаев П. Ф. Леликов О.П. // Констуирование улов и деталей машин. Изд. 9-е, 2006 год.

2. Леликов О. П. // Основы расчета и проектирования деталей и узлов. «Высшая школа», 1968, стр. 431.

3. Методическое руководство к выполнению курсового проекта по металлорежущим станкам для студентов всех видов обучения специальности 0501 — Технология машиностроения, металлорежущие станки и инструмент. Ч. 1 и Ч. 2. Изд. УПИ, Свердловск, 1978.

4. Программа для расчетов mclspro.