Проектирование привода главного движения горизонтально-фрезерного станка

Федеральное агентство по атомной энергии Снежинская Государственная Физико-Техническая академия Кафедра ТМ Курсовой проект по курсу «Металлорежущие станки»

Тема проекта: «Проектирование привода главного движения горизонтально-фрезерного станка»

Снежинск

2008 г.

Содержание Техническое задание

1. Кинематический расчет коробки скоростей

1.1 Исходные данные

1.2 Определение общего диапазона регулирования

1.3 Выбор структурной формулы и построение структурной сетки

1.4 Построение графика частот вращения

1.5 Определение чисел зубьев шестерен

1.6 Построение кинематической схемы

1.7 Расчет моментов на валах

2. Разработка конструкции коробки скоростей

2.1 Прочностной расчет зубчатых колес

2.2 Расчет диаметров колес

2.3 Предварительный расчет диаметров валов коробки скоростей

2.4 Расчет ременной передачи

2.5 Выбор подшипников

2.6 Расчет валов Заключение Спецификация

1. Кинематический расчет коробки скоростей

1.1 Исходные данные Станок горизонтально-фрезерный, мощность 2,2 кВт;

число скоростей шпинделя z_n=16;

минимальная частота вращения шпинделя n_min=80 мин-¹;

ц=1,26

1.2 Определение общего диапазона регулирования

R_n=¹⁵=1,26¹⁵=32,03

n_max= R_n* n_min=32,03*80=2562

Принимаем промежуточные значения чисел оборотов для знаменателя геометрического ряда =1,26 из отраслевого стандарта станкостроения ОСТ HI 1−1-72.

n₁=n_min=80; n₂=*n₁=1,26*80=100; n₃=*n₂=1,26*101=125;

n₄=*n₃=1,26*127=160; n₅=*n₄=1,26*160=200; n₆=*n₅=1,26*202=250;

n₇=*n₆=1,26*254=320; n₈=*n₇=1,26*320=400; n₉=*n₈=1,26*403=500;

n₁₀=*n₉=1,26*508=640; n₁₁=*n₁₀=1,26*640=800; n₁₂=*n₁₁=1,26*807=1000; n₁₃=*n₁₂=1,26*1017=1280; n₁₄=*n₁₃=1,26*1281=1600; n₁₅=*n₁₄=1,26*1614=2000;

n₁₆=*n₁₅=1,26*2034=2560.

Соответственно выбираем двигатель: мощностью — 2,2 кВт, n_д = 1280 об/мин

1.3 Выбор структурной формулы и построение структурной сетки Выбираем структурную формулу z_n=р₀р₁р₂р₃р₄=12 222=16 и принимаем вариант структурной сетки с диапазонами регулирования групповых передач: R₁=²; R₂=³; R₃=⁶ и общим диапазоном R_n=¹⁵, которые удовлетворяют знаменателю геометрического ряда =1,26.

1.4 Построение графика частот вращения Построение выполняется в соответствии с предельно допустимыми передаточными отношениями групповых передач? U 2 для знаменателя =1,26 и U₁>U₃>U₅>U₇

Рисунок 1 — График частот вращения привода.

Из графика частот вращения передаточные отношения зубчатых колес составляют:

в группе Р₁: U₁=z₁/z₂=1/1,26=0,794; U₂=z₃/z₄=1/1,26⁰=1;

в группе Р₂: U₃=z₅/z₆=1/1,26=0,794; U₄=z₇/z₈=1/1,26=0,794;

в группе Р₃: U₅=z₉/z₁₀=1/1,26³=0,5; U₆=z₁₁/z₁₂=1/1,26=0,794;

в группе Р₄: U₇=z₁₃/z₁₄=1/1,26⁶=0,25; U₈=z₁₅/z₁₆=1/1,26²=0,63;

В группе передач от вала I₀ к валу I передаточное отношение составляет U₀=D₁/D₂=1/1,26=0,794. По этому передаточному отношению проектируется ременная передача.

1.5 Определение чисел зубьев шестерен При определении чисел зубьев колес необходимо не только получить передаточные отношения, но и обеспечить постоянную сумму зубьев в пределах двухваловой передачи, например, для группы Р₁: _z=z₁+z₂= z₃+z₄=const. Решая систему уравнений U и _z в каждой группе передач, получим числа зубьев колес всего привода. Для этой цели в каждой группе передач назначаем числа зубьев меньших колес z₁=40, z₅=38, z₉=35, z₁₃ =19 и определяем остальные. Результаты расчета сведены в таблицу 1.

Таблица 1

При определении чисел зубьев колес их дробные величины округлялись до ближайших целых.

1.6 Построение кинематической схемы Кинематическая схема (рис. 2) построена в полном соответствии с графиком частот вращения (рис. 1), требованиями ГОСТ 2.770−68 по условным изображениям элементов кинематических цепей и ГОСТ 2.701−2.703−68 по правилам оформления кинематических схем. Правильность расчета зубчатых передач и построения кинематической схемы привода устанавливается после составления уравнений кинематического баланса цепей. При этом расчетные частоты вращения шпинделя n_р должны быть выдержаны по отношению к нормальному ряду n_нр в пределах =±4,1%. Уравнения кинематического баланса для z_n=16 сведены в таблицу 2.

Рисунок 2 — Кинематическая схема привода.

Таблица 2

1.7 Расчет моментов на валах За расчетную частоту вращения шпинделя принимается частота:

Определим мощность из соотношения .

;

;

;

;

;

.

Определим крутящие моменты на валах по формуле .

;

;

;

;

.

кинематический привод зубчатый станок

2. Разработка конструкции коробки скоростей

2.1 Прочностной расчет зубчатых колес Зубья изготовляются из стали 40ХН; обработка — закалка ТВЧ, твердость 48…52 HRC.

Допускаемое контактное напряжение для зубьев шестерни у_НР=1000 МПа, допускаемое изгибное напряжение для зубьев шестерни у_FР=320 МПа.

Отношение ширины венца к начальному диаметру шестерни ш_bd=b/d_W1=0,4.

Степень точности зубчатой передачи по ГОСТ 1643–72 — 7.

Расчет производится в программе ZUB.

1 вал

t1= 19.4 (hm) n1= 1000.0 (1/min)

sigmhp= 1000.00(мра) sigmfp= 320.00 (мра) psibd= .40

z1= 45. z2= 45. ct= 7 kod= 2

результат расчетн. модуль по контактн. напряжен.= .748(мм) расчетн. модуль по изгибн. напряжен. = 1.182 (мм) стандартн. модуль по ГОСТ 9563–60 = 1.25 (мм)

aw= 56.25 (мм)b= 13.46 (мм) vokr= 1.762(м/с)

2 вал

t1= 18.8 (hm) n1= 1000.0 (1/min)

sigmhp= 1000.00(мра) sigmfp= 320.00 (мра) psibd= .40

z1= 38. z2= 48. ct= 7 kod= 2

результат расчетн. модуль по контактн. напряжен.= .846(мм) расчетн. модуль по изгибн. напряжен. = 1.314 (мм) стандартн. модуль по ГОСТ 9563–60 = 1.50 (мм)

aw= 64.50 (мм)b= 12.86 (мм) vokr= 1.683(м/с)

3 вал

t1= 22.8 (hm) n1= 800.0 (1/min)

sigmhp= 1000.00(мра) sigmfp= 320.00 (мра) psibd= .40

z1= 46. z2= 58. ct= 7 kod= 2

результат расчетн. модуль по контактн. напряжен.= .742(мм) расчетн. модуль по изгибн. напряжен. = 1.229 (мм) стандартн. модуль по ГОСТ 9563–60 = 1.25 (мм)

aw= 65.00 (мм)b= 13.66 (мм) vokr= 1.431(м/с)

4 вал

t1= 17.7 (hm) n1= 1000.0 (1/min)

sigmhp= 1000.00(мра) sigmfp= 320.00 (мра) psibd= .40

z1= 19. z2= 75. ct= 7 kod= 2

результат расчетн. модуль по контактн. напряжен.= 1.485(мм) расчетн. модуль по изгибн. напряжен. = 2.117 (мм) стандартн. модуль по ГОСТ 9563–60 = 2.50 (мм)

aw= 117.50 (мм)b= 11.28 (мм) vokr= 1.477(м/с)

2.2 Расчет диаметров колес По найденным значениям модулей определяются диаметры колес .

;

;

;

;

;

;

;

;

;

;

;

;

;

;

;

.

2.3 Предварительный расчет диаметров валов коробки скоростей Предварительный расчет диаметров валов выполняют только с учетом нагрузки на кручение, так как еще отсутствуют, необходимые для расчета на изгиб, данные о расстояниях между опорами и о размещении зубчатых колес на валу.

где: диаметр рассчитываемого вала, мм;

при расчете диаметра вала в месте установки зубчатого колеса;

момент на валу, Нм.

;

;

;

;

.

Зная размеры зубчатых колес и предварительные диаметры валов делается прорисовка коробки скоростей для определения остальных геометрических параметров.

2.4 Расчет ременной передачи Компоновка привода заключается в выборе механизма передачи вращения от двигателя к входному валу коробки скоростей. Расчет производится в программе REMEN.

Исходные данные для расчета:

P₁ — мощность на ведущем шкиве, кВт;

n₁ — частота вращения ведущего шкива, об/мин;

U' - требуемое передаточное число;

а' - требуемое межосевое расстояние (мм);

С_р — коэффициент динамичности нагрузки и режима работы клиноременной передачи (для передач, используемых в приводах главного движения принимается равным 1);

Z_max — максимально допустимое число ремней.

Исходя из передаточного отношения и межосевого расстояния выбирается следующий ремень с параметрами:

2.5 Выбор подшипников Вычисление опорных реакций, статической и динамической грузоподъемности подшипников, изгибающих моментов вала.

Исходные данные:

A — расстояние от левой опоры до силы P, мм;

B — расстояние до силы Q, мм;

L — расстояние между опорами L, мм;

P, Q — силы действующие на вал, H;

— угол между плоскостями действия внешних сил, град;

n — частота вращения вала, мин^-1.

Исходные данные вводятся с учетом схем нагружения двухопорных валов.

Расчет производится в программе OPORA.

где — угол зацепления.

1 вал Рисунок 3 — Нагрузки расстояние от левой опоры до сил и между опорами

A= 119.50(MM) B= 334.00(MM) L= 293.00(MM)

усилия на вал P= 251.00(H) Q= 341.00(H)

угол между плоскостями сил P и Q, ALFA= .0 (ГРАД.)

частота вращения вала N=1000.0(1/мин) РЕЗУЛЬТАТ:

реакции в опорах: R= 100.91(H) S= 491.09(H)

статическая грузоподъемность подшипников

CO1= 100.91(H) CO2= 491.09(H)

динамическая грузоподъемность подшипников

C1= 1021.28(H) C2= 4970.02(H)

изгибающие моменты на валу (НМ) (x от левой опоры вала)

X=-119.50 M= -29.995

X= 334.00 M= -20.135

2 вал Рисунок 4

расстояние от левой опоры до сил и между опорами

A= 173.50(MM) B= 45.00(MM) L= 293.00(MM)

усилия на вал P= 240.00(H) Q= 190.00(H)

угол между плоскостями сил P и Q, ALFA= 180.0 (ГРАД.)

частота вращения вала N=1000.0(1/мин) РЕЗУЛЬТАТ:

реакции в опорах: R= 62.94(H) S= 112.94(H)

статическая грузоподъемность подшипников

CO1= 62.94(H) CO2= 112.94(H)

динамическая грузоподъемность подшипников

C1= 636.93(H) C2= 1142.95(H)

изгибающие моменты на валу (НМ) (x от левой опоры вала)

X=-173.50 M= -41.640

X= 45.00 M= 28.008

3 вал Рисунок 5

расстояние от левой опоры до сил и между опорами

A= 248.00(MM) B= 45.00(MM) L= 293.00(MM)

усилия на вал P= 229.00(H) Q= 289.00(H)

угол между плоскостями сил P и Q, ALFA= .0 (ГРАД.)

частота вращения вала N= 800.0(1/мин) РЕЗУЛЬТАТ:

реакции в опорах: R= 279.78(H) S= 238.22(H)

статическая грузоподъемность подшипников

CO1= 279.78(H) CO2= 238.22(H)

динамическая грузоподъемность подшипников

C1= 2628.48(H) C2= 2237.94(H)

изгибающие моменты на валу (НМ) (x от левой опоры вала)

X=-248.00 M= -56.792

X= 45.00 M= 59.077

4 вал Рисунок 6

расстояние от левой опоры до сил и между опорами

A= 248.00(MM) B= 319.00(MM) L= 403.00(MM)

усилия на вал P= 271.00(H) Q= 69.00(H)

угол между плоскостями сил P и Q, ALFA= 180.0 (ГРАД.)

частота вращения вала N=1000.0(1/мин) РЕЗУЛЬТАТ:

реакции в опорах: R= 89.85(H) S= 112.15(H)

статическая грузоподъемность подшипников

CO1= 89.85(H) CO2= 112.15(H)

динамическая грузоподъемность подшипников

C1= 909.31(H) C2= 1135.02(H)

изгибающие моменты на валу (НМ) (x от левой опоры вала)

X=-248.00 M= -67.208

X= 319.00 M= 9.421

Для валов с 1 по 4 выбираются шариковые радиальные однорядные подшипники легкой серии (рис. 7).

Рисунок 7 — Эскиз подшипника.

Таблица 3

Для шпинделя выбираются роликовые конические однорядные подшипники повышенной грузоподъемности средней серии (рис. 8).

Рисунок 8 — Эскиз подшипника.

Таблица 4

2.6 Расчет валов Производится расчет сечений сплошного вала на статическую прочность и выносливость. В результате расчета определяется запас статической прочности, запас усталостной прочности в сечении сплошного вала при изгибе, кручении и совместном действии изгиба и кручения.

Исходные данные для расчета:

М_изг — изгибающий момент в проверяемом сечении, Нм;

М_кр — крутящий момент в проверяемом сечении, Нм;

_в — предел прочности материала вала, МПа;

D, d — диаметры в сечении вала, мм;

b — ширина шлица, шпонки, мм;

R — радиус галтели или выточки, мм;

t — высота шпонки, мм;

R — радиус выточки, мм;

C — код марки стали;

X — признак концентратора напряжений в сечении вала.

1 вал Рисунок 9 — Изгибающие моменты Рисунок 10 — Крутящие моменты

2 вал Рисунок 11 — Изгибающие моменты Рисунок 12 — Крутящие моменты

3 вал Рисунок 13 — Изгибающие моменты Рисунок 14 — Крутящие моменты

4 вал Рисунок 15 — Изгибающие моменты Рисунок 16 — Крутящие моменты

Заключение

В курсовом проекте был спроектирован привод главного движения горизонтально-фрезерного станка. Спроектированная коробка скоростей имеет 16 частот вращения шпинделя: 80, 100, 125, 160, 200, 250, 320, 400, 500, 640, 800, 1000, 1280, 1600, 2000, 2560 мин-¹. Коробка компактная и имеет следующие габариты: 534×352×493 мм.

Спроектировав и исследовав привод главного движения горизонтально-фрезерного станка, можно сделать вывод, что данный механизм пригоден для эксплуатации.