Проектирование привода главного движения вертикально-сверлильного станка

Курсовая работа По дисциплине «Металлорежущие станки»

на тему: «Проектирование привода главного движения вертикально-сверлильного станка»

1. Кинематический расчет привода главного движения со ступенчатым регулированием Таблица 1.

Определяем мощность двигателя

=4кВт з= з^к_з.п* з^m_п.к* зⁿ_п.с* з_р.п=0,98⁴*0,99⁴*0,96⁰*0,99¹=0,88

з_з.п =0,98 -Коэффициент полезного действия зубчатой передачи

k=4 количество пар зубчатых колес участвующих в зацеплении

з_п.к =0,99 -Коэффициент полезного действия подшипников качения

m=4 количество пар подшипников качения участвующих в зацеплении

з_п.c =0,96 -Коэффициент полезного действия подшипников скольжения

n=0 количество подшипников скольжения участвующих в зацеплении

з_р.п =0,99 -Коэффициент полезного действия ременной передачи

=0,98⁴*0,99⁵*0,96⁰*0,99¹=0,88

принимаем N_двиг = 7,5 кВт т. к при сопоставлении с аналогичными станками этой группы рекомендуемая N_дв = 7,0−14 кВт (1, стр.277).

Двигатель АИР132М6 ТУ 16−525.564−84 n = 1000 об/мин.

Определяем диапазон регулирования чисел оборотов шпинделя по формуле где n_max, n_min — соответственно максимальное и минимальное числа оборотов шпинделя.

Определение знаменателя ряда.

где Z — число скоростей;

R — диапазон регулирования Расчетную величину знаменателя округляем до стандартного значения (2, стр. 9). При сопоставлении с аналогичными станками этой группы предпочтительный знаменатель ряда 1,41, принимаем ц = 1,41. По стандартному знаменателю ряда принимаем частоты вращения (3, стр.1): 45; 63; 90; 125; 180; 250; 355; 500; 710; 1000.

Структурная сетка.

Z=1x5x1x2=10 — структурная формула Рис. 1

Из рассмотренных возможных вариантов этот (с веерообразной структурой) является наиболее выгодным, т.к. обеспечивает наибольшую простоту коробки, наименьшее количество передач, малые радиальные и осевые габариты и малый вес коробки.

Построение картины чисел оборотов Картина является модификацией структурной сетки и показывает абсолютное значение частных придаточных отношений и абсолютные значения чисел оборотов.

Наибольшее число клеток, которое может пересекать один луч:

— для понижающих передач:

— для повышающих передач:

Рис. 2

i₁₁ = z₁/z₂ = ц^-4 = 0,25 = ¼;

i₁₂ = z₃/z₄ = ц^-3 = 0,358 19/53;

i₁₃ = z₅/z₆ = ц^-2 = 0,5 = ½;

i₁₄ = z₇/z₈ = ц^-1= 0,714 5/7

i₁₅ = z₉/z₁₀ = ц⁰ = 1;

i₂ = z₁₁/z₁₂ = ц^-2 = 0,5 = ½;

i₃₁ = z₁₃/z₁₄ = ц^-3 = 0,358 19/53;

i₃₂ = z₁₅/z₁₆ = ц² = 1,19 2;

Расчет чисел зубьев в групповых передачах.

I. a₁ + b₁ = c₁; a₂ + b₂ = c2; a₃ + b₃ = c₃; a₄ + b₄ = c₄; a₅ + b₅ = c₅.

c₁ = 5, c₂ = 72 (отбрасываем в соответствии с [2, стр.18]),

c₃ = 3, c₄ = 12.

S_z = A*m,

где: S_z — сумма чисел зубьев для данной передачи.

А — наименьшее общее кратное для с₁, с₃, c₄

m — простой множитель.

S_z = НОК (5, 3, 12)*6 = 120.

II. c₁; = 3.

S_z = А*30 = 90.

III. c₁; = 72, c₂; = 3.

S_z = НОК (72,3)*1 = 72.

Определяем диаметр шкивов Т1=(30*Nд*10³)/(р*nд)_ =(30*7,5*10³⁾/(3,14*960)=74,6

d1=4*=168мм

d2=(d1*0.985/i)=159мм

i=1000/960=1,042

Рис. 3 Кинематическая схема привода главного движения.

Проверка кинематического расчета.

Уравнения кинематического баланса для всех ступеней скорости Определим предельно допустимое отклонение скорости от стандартного значения:

Для удобства сравнения, сведем полученные данные в таблицу 2.

Таблица 2.

Определение модулей групповых передач (по методике стр.34)

Для изготовления колес и блоков коробки применим материал — Сталь 45 с характеристиками: []_И=32 кг/мм²; []_Н=145 кг/мм²;

Для стальных прямозубых цилиндрических колес величина модуля рассчитывается по формулам:

мм;

мм где [у]_и; [у]_к — допускаемые напряжения на изгиб и контактную прочность, кг/мм² (3, стр. 3, табл.4);

N_i = N_i-1? з — номинальная передаваемая мощность, кВт;

з — КПД передачи от двигателя до рассчитываемой шестерни;

n — расчетная частота вращения шестерни, 1/мин;

y_F — коэффициент прочности зуба по местным напряжениям;

z — число зубьев шестерни (малого колеса);

u — передаточное число (u? 1);

ш_m, ш_d — коэффициенты ширины зуба;

К — коэффициент нагрузки, учитывающий изменение нагрузки от действия различных факторов по сравнению с номинальной.

Назначаем расчетную кинематическую цепь рис. 2.

Вал I: N_I=7,5*0,99*0,98²=7,13 кВт; z=25; n=1000 об/мин;; ;; К = 1,3.

Принимаем стандартный модуль m = 2 мм.

Вал II:

N_I=7,5*0,99*0,98³=6,98 кВт; z=50; n=710 об/мин;; ;; К = 1,3.

Принимаем стандартный модуль m = 2 мм.

Вал III:

N_I=7,5*0,99*0,98⁵=6,71 кВт; z=30; n=355 об/мин;; ;; К = 1,3.

Принимаем стандартный модуль m = 3 мм.

Определение диаметров валов.

Первоначально диаметры валов рассчитывают без учета изгибающих моментов из условия прочности на кручение:

=> d_пI = 32 мм;

=> d_пII = 35 мм;

=> d_пIII = 45 мм;

Материал IV вала: сталь 40ХН. (с целью уменьшения габаритов коробки) Поэтому

=> d_пIV = 50 мм;

где []=2,25кг/мм².

Таблица 3. Определение диаметров колес.

2. Определение реакций опор вала III

Крутящий момент:

Н?м.

Силы в зацеплении на колесе z₁₂ = 60:

Н;

Н;

Силы в зацеплении на колесе Z₁₅ = 48:

Н;

Н;

Вертикальная плоскость Строим эпюры изгибающих моментов относительно оси Х:

I М_Х = R₁₁z = -274,92z;

II М_Х = R₄₁z = -422,12z.

Горизонтальная плоскость

Строим эпюры изгибающих моментов относительно оси Y:

Строим эпюры крутящих моментов

.

Определяем суммарные радиальные реакции в опорах.

Определяем суммарный изгибающий момент:

3. Расчет шлицевого соединения

Шлицевое соединение на III валу.

Шлицевое соединение проверяют на смятие (5, стр.769):

где Т_III — наибольший крутящий момент, передаваемый соединением, Н? мм;

Ш = (0,7…0,8) — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения усилий по рабочим поверхностям зубьев;

F — площадь всех боковых поверхностей зубьев с одной стороны на 1 мм длины, мм²;

l — рабочая длина зуба, мм;

r_ср — средний радиус закругления, мм;

[у_см] - допускаемое напряжение на смятие, [у_см] = 100…140 Н/мм² (5, стр. 769, табл. 40)

где z — число зубьев;

D_B — наружный диаметр зубьев вала, мм;

d_a — диаметр отверстия шлицевой втулки, мм;

f — размер фаски, мм;

r — радиус закругления, мм.

— условие прочности выполнено.

4. Расчет шпоночного соединения

Призматические шпонки, применяемые в проектируемых коробках скоростей, проверяют на смятие.

Условие прочности:

где [s]_СМ =110−190 МПа — допускаемое напряжение на смятие;

А_CM = (0,94h-t₁)l_p — площадь смятия;

Т — вращающий момент на валу;

d — диаметр вала;

Исходные данные: b = 14 мм; h = 9 мм; c = 0,4 мм; t₁ = 5,5 мм; t₂ = 3,8 мм; l_p = 36 мм; T = 492,44 Hм; d = 50 мм;

F_t = 2*492,44*10³/50 = 19 697,6 Н;

А_CM = (0,94*9−5,5)36= 106,56 мм²;

Условие прочности:

s_СМ < [s]_СМ — Шпонка пригодна.

5. Расчет III вала на прочность

Расчет на сопротивление усталости

Исходные данные: шлицевый вал из стали 45

у_-1= 410 Н/мм², ф_-1= 230 Н/мм², у_в = 900 Н/мм², ш_ф = 0,10, у_Т = 650 Н/мм² ([1] стр 273).

Для опасного сечения B вычисляем коэффициент запаса прочности S

где S — фактический запас прочности;

Sу, Sф — коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям;

[S] - допускаемый коэффициент запаса [S] =1,5…2,5; (7, стр. 169)

; ;

у_-1, ф_-1 — пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и при кручении, Н/мм²;

К_уd, К_фd — коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения;

у_а, ф_а — амплитуды напряжений, Н/мм²;

у_м — средне напряжение у_м =0;

ш_ф — коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла, ш_ф =0,10;

К_у, К_ф — эффективные коэффициенты концентрации напряжений, К_у=1,7, К_ф=2,65 (7, стр. 171, табл. 10.12);

К_уd, К_фd — коэффициент влияния формы сечения, К_уd=0,72, К_фd=0,72;(7, стр. 170, табл. 10.7);

Kу_F, Kф_F — коэффициент влияния шероховатости; Kу_F = 0,89, Kф_F = 0,93 (7, стр. 170, табл. 10.8);

K_V — коэффициент влияния поверхностного упрочнения, K_V=1.7 (7, стр. 170, табл. 10.9);

где М — изгибающий момент в опасном сечении B, М = 269,1 Н? м;

Т — крутящий момент в опасном сечении B, Т = 180,5 Н? м;

W, W — осевой и полярный момент сопротивления сечения для шлицевого вала при изгибе и кручении, мм³ (7, стр. 166);

— условие прочности выполнено.

6. Проверка подшипников на динамическую грузоподъемность

Расчет подшипников проводится на заданный ресурс:

Подшипник 307 ГОСТ 8338–75 С_0r = 18 кH, С_r = 33,2 кН;

Исходные данные: R_A = 1099,3H, R_a = F_a = 0, п_Б = 355об/мин, L'_10h = 20 323,2ч.

Расчет на на заданный ресурс.

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку:

R_E = VR_AK_sK_T;

гдеV = 1 — коэффициент вращения кольца;

K_s — 1,7 — коэффициент безопасности;

К_Т = 1 — температурный коэффициент принимаем в зависимости от рабочей температуры;

R_E = 1*1099,3*1,7*1 = 1868,81 Н;

где а₁ = 1 — коэффициент долговечности в функции необходимой надежности;

а₂₃ = 0,8 — коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств материала деталей подшипника и условий его эксплуатации.

Так L_10h > L'_10h то ресурс подшипника достаточный и, следовательно, Подшипник 205 ГОСТ 8338–75 пригоден.

7. Проектирование ременной передачи привода

Исходные данные

Р_ном = 7,5 кВт — номинальная мощность двигателя;

п_ном = 960 об/мин — частота вращения двигателя;

n_Iв = 1000 об/мин — частота вращения I вала ;

Т_дв = 74,6 Нм — момент на валу двигателя.

Выбор сечения ремня производится в зависимости от мощности передаваемой ведущим шкивом Р₁ = Р_ном = 7,5 кВт и его частоты вращения п = п_ном = 960 об/мин.

Для проектируемой клиноременной передачи принимаем нормальное сечение Б.

Определим минимально допустимый диаметр ведущего шкива в зависимости от вращающего момента на валу двигателя и выбранного сечения ремня:

d_1min = 160 мм;

Выбираем из стандартного ряда размеров диаметр увеличивая его на два, три порядка:

d₁ = 168 мм;

Определим диаметр ведомого шкива:

d₂ = d₁*u_p*(1-e) = 168*0,96(1−0,01) = 159,6 мм;

Округлим до ближайшего стандартного

d₂ = 160 мм;

где e = 0,01 — коэффициент скольжения;

u_p = п_ном /n_Iв = 1000/960 = 1,042- передаточное число ременной передачи.

Фактическое передаточное число определим по формуле:

u_ф = d₂/(d₁*(1-e)) = 160/(168*(1−0,01)) = 0,962;

отклонение от заданного не должно превышать 3%:

Du = |u_ф-u_р|/u_р*100% = |0,962−0,96|/0,96*100% = 0,21% < 3%;

Ориентировочно межосевое расстояние принимают по формуле:

a 0,55*(d₁+d₂)+H;

где H = 8 мм — высота сечения клинового ремня:

а = 0,55*(168+160)+8 = 188,4 мм,

a = 190 мм;

Определим расчетную длину ремня по формуле:

l = 2*a+p/2*(d₁+d₂)+(d₁+d₂)²/(4*a);

l = 2*190+3,14/2*(168+160)+(168+160)²/(4*190) = 521,56 мм;

округлим до стандартного: l = 500 мм;

Уточним значение межосевого расстояния по стандартной длине ремня:

Угол обхвата ремнем ведущего шкива определяется по формуле:

a₁ = 243−57*(d₂-d₁)/a = 243−57*(168−160)/243 = 178;

Скорость ремня определяется по формуле:

V = pd₁n10^-3/60 = 3,14*168*960*10^-3/60 = 8,4 м/с [V];

где d₁ = 168 мм — диаметр ведущего шкива,

n = 960 об/мин — частота вращения вала,

[V]= 40 м/с — допускаемая скорость для клиновых ремней.

Частота пробегов ремня определяется по формуле:

U = V/l = 8,4/0,75 = 11,2 с^-1 [U]

где [U] = 30 c^-1 — допускаемая частота пробегов;

Соотношение U < [U] условно выражает долговечность ремня и его соблюдение гарантирует срок службы — 1000…5000 ч.

Допускаемая мощность, передаваемая одним клиновым ремнем, определяется по формуле:

[Pn] = [P₀]*cp*ca*cl;

где [Р₀] = 19,5 кВт — допускаемая приведенная мощность, передаваемая 10 клиновыми ремнями, выбирается в зависимости от типа ремня, его сечения, скорости ремня, и диаметра шкива; с_р = 0,9 — коэффициент динамичности нагрузки и длительности работы; с_a = 0,88 — коэффициент угла обхвата на меньшем шкиве; с_l = 0,99 — коэффициент влияния отношения расчетной длины ремня к базовой;

[P_n] = 7,5*0,9*0,88*0,99 = 5,88 кВт.

Количество клиновых ремней определяется по формуле:

z = 10*P_ном/[P_n] = 7,5/5,88 =1,27; Округлим в большую сторону до целого числа: z = 2.

8. Способ смазки узлов коробки скоростей

Для проектируемой коробки примем общую систему смазки с приводом. Для подшипников в передней опоре используем циркуляционный способ смазки. Смазка подается через специальные каналы в корпусе. Отвод лишнего масла осуществляется через специальные отверстия в корпусе. Остальные подшипники смазываются разбрызгиванием и масляным туманом. Вязкость смазки для примененных подшипников 12−23 сст при 50С. Данной вязкостью обладает масло И-20А.

привод вал ременной кинематический

Список использованных источников

1 Г. А. Тарзиманов. Проектирование металлорежущих станков. — М.: Машиностроение, 1980.

2 А. И. Лурье, В. К. Зальцберг. Металлорежущие станки. Учебное пособие. Пермь. :ППИ, 1991.

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

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

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

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

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

8 А. И. Лурье. Расчет привода подач станка с ЧПУ. Методические указания по выполнению курсового проекта. — ППИ. Пермь, 1992.

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

10 В. Э. Пуш. Металлорежущие станки: Учебник для машиностроительных втузов. — М.:Машиностроение, 1985.

11 В. В Бушуев. Основы конструирования станков. — М. :Станкин, 1992.