Модернизация коробки скоростей универсального вертикально-сверлильного станка 2Н125

Тип работы:
Курсовая
Предмет:
Производство и технологии


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

Министерство образования и науки Украины

Кафедра «Технологии машиностроения»

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

к курсовому проекту по дисциплине:

«Оборудование и транспорт механико-обрабатывающих цехов»

Разработал студент гр. ТМН-07

Скамьянов С. О

Никополь 2011г

РЕФЕРАТ

Пояснительная записка к курсовому проекту: 68с., 13 рисунков, 4 таблицы, 7 чертежей.

Объект разработки: коробка скоростей универсального вертикально сверлильного станка 2Н125.

Цель разработки: модернизация коробки скоростей универсального вертикально-сверлильного станка 2Н125.

Графоаналитическим расчетом коробки скоростей определены действительные передаточные отношения в каждой группе передач привода, подобраны числа зубьев, после чего определены крутящие моменты на всех валах привода и мощность электродвигателя.

В силовом расчете привода станка определенны модули зубчатых колес всех множительных групп, диаметры делительных окружностей и ширины венцов. Проведен расчёт валов, определены посадочные размеры. Рассчитаны и выбраны подшипники.

КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ, КОРОБКА СКОРОСТЕЙ, СИЛА РЕЗАНИЯ, ПЕРЕДАТОЧНЫЕ ОТНОШЕНИЯ, ВАЛ, ЗУБЧАТОЕ КОЛЕСО.

ВВЕДЕНИЕ

Курсовой проект состоит в расчёте и разработке конструкции коробки скоростей вертикально — сверлильного станка.

Станки такого типа часто встречаются на промышленных предприятиях и проектирование коробки скоростей такого типа станков охватывает большинство вопросов, которые решаются при проектировании большинства типовых станков.

Кроме того, робота способствует развитию навыков использования справочной литературы и нормативно-технической документации при оформлении рабочих чертежей.

1. ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ

1.1 Назначение и область применения станка

Универсальный вертикально-сверлильный станок предназначен для сверления, рассверливания, зенкерования и развертывания отверстий в различных деталях, а также для торцевания и нарезания резьб машинными метчиками в условиях единичного и мелкосерийного производства.

1.2 Основание для разработки

Основанием для разработки ТЗ является задание на курсовой проект.

1.3 Цель и назначение разработки

Модернизация привода главного движения вертикально-сверлильного станка модели 2Н125 должна быть проведена для увеличения технических возможностей станка: увеличение максимально возможного диаметра обрабатываемого отверстия до 25 мм, обеспечение более экономичной работы станка (уменьшение знаменателя геометрического ряда до 1. 26 и увеличение числа ступеней скоростей привода главного движения Z до 16) снижению потребляемой электроэнергии (уменьшения мощности электродвигателя) и увеличения хода шпинделя до 300 мм.

1.4 Источники разработки

Источником разработки ТЗ является руководство к вертикально-сверлильному станку модели 2Н125 [1].

1.5 Технические требования

1.5.1 К составу продукции

Наименование, количество и назначение основных узлов станка:

— Колонна, стол, плита.

Колонна станка — чугунная отливка, внутри которой размещается противовес шпиндельного узла. По направляющим колонны типа «ласточкин хвост» вручную перемещаются сверлильная головка и стол. Стол станка имеет три Т-образных паза. На плите фундаментной установлен электронасос, внутри плиты — резервуар с отстойником для охлаждающей жидкости.

— Коробка скоростей, привод.

Коробка скоростей сообщает шпинделю 16 различных чисел оборотов при помощи передвижных блоков. Коробка скоростей приводится во вращение вертикально расположенным электродвигателем через ременную передачу. Последний вал коробки имеет шлицевое отверстие, через которое передается вращение шпинделю. Через шестеренчатую пару вращение передается на коробку подач.

Смазка механизма коробки скоростей как и всех узлов сверлильной головки производится от плунжерного насоса.

— Механизм переключения скоростей.

Переключение блоков шестерен коробки скоростей осуществляется рукоятками.

— Коробка подач.

Механизм коробки подач смонтирован в отдельном корпусе и устанавливается в сверлильной головке. За счет перемещения двух тройных блоков шестерен осуществляется девять различных подач.

— Механизм переключения подач.

Переключение подач производится рукояткой, расположенной на лицевой стороне сверлильной головки, через рычажную систему, которая перемещает вилки связанные с блоками шестерен.

— Сверлильная головка.

Сверлильная головка представляет собой чугунную отливку коробчатого сечения, в которой монтируются все основные узлы станка: коробка скоростей, коробка подач, шпиндель и механизм подачи.

— Шпиндель.

Шпиндель смонтирован на двух шарикоподшипниках. Осевое усилие подачи воспринимается нижним упорным подшипником, усилие при выбивке инструмента — верхним.

1.5.2 К надежности станка

При работе станок должен обеспечить простоту, легкость и удобство ремонта; безотказность в работе, долговечность работы.

1.5.3 К технологичности станка

Необходимо, чтобы станок соответствовал своему назначению, обеспечивая возможность применения его в технологических процессах, обеспечивать низкую себестоимость при изготовлении деталей.

1.5.4 К уровню унификации и стандартизации

Необходимо обеспечить возможность параллельной, независимой сборки узлов в различных цехах завода-изготовителя.

1.5.5 К безопасности, чистоте, охране окружающей среды

Требования безопасности:

Необходимо обеспечить безопасность при монтаже, эксплуатации, обслуживании, ремонте; обеспечить допускаемый уровень шума не более 85ДцБ.

Требования к охране окружающей среде:

Необходимо обеспечить установку вентиляционной системы в цехе, предусмотреть правильное удаление стружки, СОЖ.

1.5.6 К обслуживанию и ремонту

Ремонт станка должен осуществляться на заводе-потребителе в соответствии с «Единой системой планово-предупредительного ремонта и эксплуатации технологического оборудования машиностроительных предприятий». Техническая документация по ремонту станков оформляется заводами-потребителями в соответствии с указанной «Единой системой ППР».

При эксплуатации станка должны соблюдаться следующие основные правила обслуживания:

1. Система смазки станка должна обслуживаться строго в соответствии с указаниями по смазке.

2. Перед началом сверления необходимо убедиться, в том, что выступающие части приспособлений и обрабатываемых деталей при перемещениях не заденут за выступающие части станка.

3. Категорически запрещается переключение скоростей шпинделя на ходу, ввиду возможной поломки шестерен. Переключение производить только после полной остановки шпинделя.

4. Запрещается использование регулятора подач для получения ускоренных установочных перемещений.

5. Зажимы стола должны использоваться только для неподвижной фиксации стола. Использовать зажимы для выбора люфта в направляющих не допускается.

6. При переходе с механической подачи на ручную и наоборот необходимо предварительно установить в соответствующее положение рукоятки переключения.

1.5.7 К распаковке и транспортировке

При транспортировке необходимо следить за тем, чтобы канатами не помять кожуха, крышки и др. выступающие детали. В соответствующих местах устанавливать под канат подкладки.

При распаковке станка надо следить за тем, чтобы не подредить выступающие детали распаковочным инструментом, для чего в начале снимается верхний щит упаковочного ящика, затем — боковые.

1.6 Экономические показатели

Экономические показатели модернизированного станка определяются в процессе экспериментальной работы станка.

1.7 Порядок контроля

Контроль за модернизацией станка осуществляется при защите курсовой работы.

2. ТЕХНИЧЕСКОЕ ОПИСАНИЕ СТАНКА-АНАЛОГА

2.1 Назначение и область применения станка

Универсальный вертикально-сверлильный станок 2Н125[1] предназначен для сверления, рассверливания, зенкерования и развертывания отверстий в различных деталях, а также для торцевания и нарезания резьб машинными метчиками в условиях единичного и мелкосерийного производства.

2.2 Кинематическая схема станка-аналога

Коробка скоростей сообщает шпинделю 12 различных чисел оборотов, что осуществляется при использовании одной 3-х скоростной множительной группы и двух 2-х скоростных множительных групп (рис. 2. 1). Уравнение конечных перемещений цепи главного движения имеет вид:

(2. 1)

Формула настройки цепи главного движения имеет вид:

(2. 2)

Привод коробки подач связывает вращение шпинделя с его поступательным перемещением. Девять подач обеспечиваются двумя 3-х скоростными множительными группами (рис. 2. 1). Уравнение конечных перемещений цепи движения подач имеет вид

(2. 3)

Формула настройки цепи движения подач имеет вид:

(2. 4)

Рисунок 2.1 Кинематическая схема станка 2Н125

2.3 Техническая характеристика станка модели 2Н125

Станок предназначен для сверления отверстий диаметром до 35 мм.

Наибольшее перемещение шпинделя — 250 мм. Мощность двигателя привода — 4 КВТ. Управление коробкой скоростей и коробкой подач осуществляется вручную.

3 РАСЧЕТНАЯ ЧАСТЬ

3.1 Определение предельно допускаемых скоростей резания

Cкорость резания при сверлении определяем по формуле

(3. 1)

где C, m, y — эмпирические коэффициенты и показатели степеней, которые выбираются по справочным таблицам для скорости резания [2]; СV = 7,0; q = 0,40; y = 0,7; m = 0,2;

Kv — поправочный коэффициент, учитывающий влияние физико-механических свойств обрабатываемого материала на скорость резания;

Т — стойкость режущего инструмента, мин;

S — подача, мм.

Кv = КMv · Кnv · Кuv (3. 2)

Кmv = 0,48 — коэффициент на обрабатываемый материл;

Киv=0,4 — коэффициент на инструментальный материал;

Кlv = 1,0 — коэффициент учитывающий глубину сверления.

Кv = 0,48 · 0,44 · 1 = 0,21

м/c

3.2 Определение предельных частот вращения шпинделя

Частоты вращения шпинделя определяем по формуле[3]:

nmin = tyutyutyu (3. 3)

nmin = об/мин

nmax = (z-1) · nmin tyuty utyu (3. 4)

nmax = 1,2615 · 62,6 = 2005,1 об/мин

3.3 Определение предельных значений составляющих усилия резания

Для расчета станка на прочность и выбора мощности электродвигателя определяем главную составляющую усилия резания Мкр, для всех условий обработки, заданных в задании, пользуясь формулами.

(3. 5)

где Cм, q, y — эмпирические коэффициенты и показатели степеней, которые выбираются по справочным таблицам для усилия резания при сверлении [2], Cм = 0,0345; q = 2; y = 0,8.

Все остальные значения известны, кроме KMP, который для обрабатываемого материала сталь 45 равен 0. 86.

Кр = 0. 86

Мкр = 10 · 0,0345 ·1600 · 0. 64 · 0. 86 = 303. 82 Hм.

3.4 Определение предельных значений эффективной мощности

Nэф = (3. 6)

Nэф == 1. 95 кВт

где n — частота вращения инструмента или заготовки, об/мин [3].

Учитывая возможность перегрузки электродвигателя до 25% для универсальных станков.

(3. 7)

1. 95 кВт

4 КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА СТАНКА

4.1 Разработка кинематической схемы

4.1.1 Определение частот вращения шпинделя

Определим частоты вращения шпинделя из выражения

nk = nmin · k-1 (4. 1)

n1 = nmin = 62.6 об/мин

n2 = n1 · 1,261 = 78.9 об/мин

n3 = n1 · 1,262 = 99.4 об/мин

n4 = n1 · 1,263 = 125.2 об/мин

n5 = n1 · 1,264 = 157.8 об/мин

n6 = n1 · 1,265 = 198.8 об/мин

n7 = n1 · 1,266 = 250.5 об/мин

n8 = n1 · 1,267 = 315.6 об/мин

n9 = n1 · 1,268 = 397.7 об/мин

n10 = n1 · 1,269 = 501. 1об/мин

n11 = n1 · 1,2610 = 631.4 об/мин

n12 = n1 · 1,2611 = 795.5 об/мин

n13 = n1 · 1,2612 = 1002.4 об/мин

n14 = n1 · 1,2613 = 1263 об/мин

n15 = n1 · 1,2614 = 1591.3 об/мин

n16 = n1 · 1,2615 = 2005.1 об/мин

4.1.2 Выбор структурной формулы и ее анализ

Для Z = 16 принимаем m = 3 и n = 2, тогда количество вариантов структурных формул с учетом перестановок:

Кф = = 3 (4. 2)

где m — число множительных групп;

n — число групп с одинаковым числом передач.

Z = 2 · 4 · 2

Для уменьшения веса привода желательно, чтобы Ра < Pв > Pc, поэтому принимаем структурную формулу

Z = 2 · 4 · 2

4.1.3 Построение структурных сеток в соответствии с выбранной структурной формулой и выбор варианта

Количество вариантов структурных сеток для нашей формулы

KC = m! = 1 · 2 · 3 = 6 (4. 3)

Таблица 4.1 — Составление структурные формулы

вар

Характеристики

Структурные формулы

Ха

Хb

Хс

1

1

2(1) ·4(4) ·2(2)

2

1

2(1) ·4(2) ·2(8)

3

1

2(8) ·4(1) ·2(4)

4

1

2(4) ·4(1) ·2(8)

5

1

2(8) ·4(2) ·2(1)

6

1

2(2) ·4(4) ·2(1)

Структурные сетки построим для того, чтобы наглядно выявить все возможные варианты кинематической цепи

Рисунок 4.1 Структурные сетки

4.1.4 Выбор оптимального варианта структурной сетки

Чтобы избежать больших размеров зубчатых колес коробки скоростей, необходимо выдержать следующее условие по формуле

(4. 4)

1-й вариант

2-й вариант

3-й вариант

4-й вариант

5-й вариант

6-й вариант

Анализ 6-ти структурных сеток показывает, что лучшим считается тот, у которого xa < xв < xc, т. е. 2-й вариант, отвечающий структурной формуле:

Z = 2(1) · 4(2) · 2 (8)

4.1.5 Построение графика частот вращения конечного звена привода

Проводим 5 вертикальных линии: 4 вала коробки и вал электродвигателя, через них проводим параллельные горизонтальные линии, соответствующие числам оборотов.

Также на валу электродвигателя откладываем nдв, из этой точки проводим луч на 1 вал в точку, которая совпадает с n14 = 1263 об/мин, при этом:

Затем лучами соединяем остальные валы, придерживаясь выбранной структурной сетки и соблюдая требования для прямозубых передач:

Рисунок 4.2 График чисел оборотов

4.1.6 Построение кинематической схемы и определение передаточных отношений

По выбранной структурной сетке и построенному графику чисел оборотов составляем кинематическую схему привода от двигателя к последнему валу, условно обозначив числа зубьев колес через z1, z2 … zn.

Рисунок 4.3 Кинематическая схема привода

4.2 Расчет коэффициента полезного действия коробки скоростей и мощности электродвигателя

4.2.1 Мощность холостого хода

Для станков с главным вращательным движением мощность холостого хода приближенно может быть рассчитана по формуле

, кВт (4. 5)

где среднее арифметическое диаметров в мм всех опорных (подшипниковых) шеек валов коробки скоростей станка, исключая шпиндель; в зависимости от габаритов станка можно принять

мм;

среднее арифметическое в мм диаметров опорных шеек шпинделя; в зависимости от габаритов станка можно принять

мм или по аналогии со станкам-прототипам;

с — коэффициент, равный 1,5 для шпинделя, смонтированного на подшипниках качения, и 2 — на подшипниках скольжения;

частоты вращения в мин-1 валов коробки скоростей и шпинделя на той ступени, на которой рассчитывается; берутся из структурного графика привода главного движения станка в соответствии с найденной скоростью резания.

кВт

4.2.2 Определение расчетного (условного) КПД коробки скоростей

Расчетный (условный) КПД станка определяем по зависимости[3]:

, (4. 6)

где — КПД передач и подшипников качения и скольжения, соответственно;

а1, а2, а3, а4 — соответственно, количество однотипных передач и подшипников коробки скоростей станка;

— коэффициент, приближенно учитывающий затраты мощности в приводе подач, для сверлильных станков = 0,96.

4.2.3 Определение мощности электродвигателя

Мощность главного электродвигателя определяется по формуле [3]:

, кВт (4. 7)

кВт

Коэффициент меньше единицы может быть принят с учетом того, что двигатели в состоянии кратковременно работать с перегрузкой до 25% от номинальной мощности. По рассчитанной мощности подбираем двигатель по каталогу [4]: = 3кВт — 4А160S4У3, n = 3000об/мин.

4.2.4 Определение коэффициента полезного действия коробки скоростей

Определение коэффициент полезного действия станка производим по зависимости

, (4. 8)

где: — мощность электродвигателя подобранного по каталогу.

КПД станков с главным вращательным движением должен быть не ниже 0,7.

4.3 Проверочный расчет моментов Мкр. на валах коробки скоростей

Момент (Мmах. ) на валу двигателя определяется из выражения[3]:

, (4. 9)

где — передаточные отношения промежуточных передач от двигателя к шпинделю станка при получении минимальной частоты вращения шпинделя.

Нм

Момент, развиваемый двигателем, определяем по формуле [3]:

Нм (4. 10)

Нм

При этом необходимо, чтобы выполнялось условие

;

Расчет произведен правильно.

4.4 Определение предельных значений крутящих моментов на валах привода

Для прочностных расчетов валов, опор, зубчатых передач и т. д. необходимо знать предельные фактические крутящие моменты на каждом валу привода.

Расчетный крутящий момент на валу привода главного движения станка определяется по формуле [3]:

, (4. 11)

где Nдв — мощность двигателя в кВт;

n — предельные числа оборотов данного вала;

? — к. п. д. передачи от двигателя до вала, на котором определяется Мкр

На 1-м валу

На 2-м валу:

На 3-м валу:

На 4-м валу:

4.5 Определение параметров ременной передачи

С учетом передаваемого момента выбираем для ременной передачи между двигателем и коробкой скоростей тип ремня «O» и задаемся диаметром ведущего шкива d = 63 мм.

Затем по известному уже передаточному отношению ременной передачи определяют диаметр D ведомого шкива из формулы [3]:

(4. 12)

где? — коэффициент проскальзывания ремня

? = 0,98−0,97

Принимаем D=147 мм.

Скорость, развиваемая малым шкивом [3]:

(4. 13)

Количество ремней находим по выражению [3]:

(4. 14)

т.е. принимаем 2 ремня.

Зная передаточные отношения между валами, выразив их в виде простой дроби, задаюсь суммой чисел зубьев.

Для силового расчета первого вала необходимо знать величину силы, действующей на вал со стороны шкива. Ее величину определяют по выражению [3]:

, (4. 15)

где: ?0=180 Н/см2,

F — площадь ремней,

, (4. 16)

где: h, aр, а — параметры сечения ремня. Величины параметров определяем по справочнику [3] (Приложение В).

мм2

4.6 Выбор чисел зубьев и определение фактической частоты вращения шпинделя

Зная передаточные отношения между валами, выражаем их в виде простой дроби и, задавшись суммой чисел зубьев, подбираем числа зубьев каждой пары зубчатых колес для данной множительной группы, т. е.

, и т. д. (4. 17)

Выбор осуществляется следующим образом: для предыдущей группы колес задаются суммой зубьев меньшей, чем для последующей группы. После выбора чисел зубьев колес производится определение действительных значений частот вращения шпинделя и степень их отклонения от стандартного ряда в процентах.

1-я группа:

u1 =; z1 = 23; z2 = 58;

u2 =; z3 = 27; z4 = 54

привод станок вертикальный сверлильный

2-я группа:

u3 =; z5 = 25; z6 = 63;

u4 =; z7 = 34; z8 = 54;

u5 = 1; z9 = 44; z10 = 44;

u6 =; z11 = 54; z12 = 34;

3-я группа:

u7 = ?3 = 1,263; z15 = 67; z16 = 33;

u8 =; z13 = 24; z14 = 76;

Фактические частоты вращения шпинделя определяем из выражения

(4. 18)

n=3000. (63/147) . 0. 98. (23/58) . (25/63) . (24/76)=62. 62 об/мин

n=3000. (63/147) . 0. 98. (27/54) . (25/63) . (24/76)=78. 95 об/мин

n=3000. (63/147) . 0. 98. (23/58) . (34/54) . (24/76)=99. 36 об/мин

n=3000. (63/147) . 0. 98. (27/54) . (34/54) . (24/76)=125. 28 об/мин

n=3000. (63/147) . 0. 98. (23/58) . (44/44) . (24/76)=157. 82 об/мин

n=3000. (63/147) . 0. 98. (27/54) . (44/44) . (24/76)=198.3 об/мин

n=3000. (63/147) . 0. 98. (23/58) . (54/34) . (24/76)=250 об/мин

n=3000. (63/147) . 0. 98. (27/54) . (54/34) . (24/76)=314. 64 об/мин

n=3000. (63/147) . 0. 98. (23/58) . (25/63) . (67/33)=396. 67 об/мин

n10ф=3000. (63/147) . 0. 98. (27/54) . (25/63) . (67/33)=499. 75 об/мин

n11ф=3000. (63/147) . 0. 98. (23/58) . (34/54) . (67/33)=630. 04 об/мин

n12ф=3000. (63/147) . 0. 98. (27/54) . (34/54) . (67/33)=805. 36 об/мин

n13ф=3000. (63/147) . 0. 98. (23/58) . (44/44) . (67/33)=1014. 64 об/мин

n14ф=3000. (63/147) . 0. 98. (27/54) . (44/44) . (67/33)=1260. 08 об/мин

n15ф=3000. (63/147) . 0. 98. (23/58) . (54/34) . (67/33)=1611.2 об/мин

n16ф=3000(63/147) . 0. 98. (27/54) . (54/34) . (67/33)=2031.3 об/мин

Степень отклонения фактических чисел оборотов шпинделя от стандартного ряда в процентах равна

(4. 19)

?n1=((62. 6−62. 62)/62. 6). 100=-0. 03%

?n2=((78. 9−78. 95)/78. 9). 100=-0. 06%

?n3=((99. 4−99. 36)/99. 4). 100=0. 04%

?n4=((125. 2−125. 28)/125. 2). 100=-0. 06%

?n5=((157. 8−157. 82)/157. 8). 100=-0. 01%

?n6=((198. 8−198. 3)/198. 8). 100=0. 03%

?n7=((250. 5−250)/250. 5). 100=0. 2%

?n8=((315. 6−314. 64)/315. 6). 100=0. 01%

?n9=((397. 7−396. 67)/397. 7). 100=0. 01%

?n10=((501. 1−499. 75)/501. 1). 100=0. 3%

?n11=((631. 4−630. 04)/631. 4). 100=0. 22%

?n12=((795. 5−805. 36)/795. 5). 100=1. 23%

?n13=((1002. 4−1014. 64)/1002. 4). 100=1. 21%

?n14=((1263−1260. 08)/1263). 100=0. 23%

?n15=((1591. 3−1611. 2)/1591. 3). 100=1. 25%

?n16=((2005. 1−2031. 3)/2005. 1). 100=1. 25%

Следовательно, отклонения фактических чисел оборотов шпинделя по сравнению с заданными не превышает допустимых пределов.

5. ПРОЧНОСТНОЙ РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ЭЛЕМЕНТОВ И ПРОЕКТИРОВАНИЕ КОРОБОК СКОРОСТЕЙ

5.1 Выбор и расчет зубчатых передач

В приводных механизмах современных станков используют в основном стальные закаленные зубчатые колеса. Расчетные формулы для стальных закаленных цилиндрических прямозубых зубчатых передач коробок скоростей и подач имеют вид

, мм (5. 1)

, мм (5. 2)

где: muмодуль, определённый по напряжениям изгиба;

mkмодуль, определённый по касательным напряжениям;

расчетами крутящий момент на валу шестерни (меньшего колеса) пе редачи в, определенный по методика изложенной ранее;

z число зубьев шестерни;

U передаточное число, равное отношению числа зубьев большего колеса к числу зубьев меньшего колеса (), независимо от того, понижающая передача или повышающая;

знак плюс для подач наружного зацепления, минус для подач внутреннего;

— коэффициент формы зуба.

— коэффициент определяют по выражению[3]:

, (5. 3)

b рабочая ширина зубчатого венца колеса в мм; для зубчатых колес передвижных блоков рекомендуется принимать (для тяжело нагруженных колес блоков);

коэффициенты, учитывающие увеличение нагрузки на передачу по сравнению с номинальной вследствие неравномерного характера процесса резания в работы привода[3];

, (5. 4)

где: _ коэффициент перегрузки.

допускаемые напряжения на изгиб и контактную прочность в определяются по формулам

, (5. 5)

, (5. 6)

где _ длительные пределы выносливости зубьев при расчете на изгиб иконтактную прочность в.

_ коэффициенты переменности режима работы, учитывающие благоприятное влияние переменного режима работы универсального станка на величину допускаемого напряжения, когда через рассчитываемую передачу не всегда передается полная мощность, что позволяет повысить допускаемые напряжения по сравнению с длительными пределами выносливости; величина рассчитывается по формуле:

, (5. 7)

где — расчетное (базовое) число циклов нагружения при испытании материала шестерни на усталостную прочность[3].

— количество передач в группе, где находится рассматриваемая передача;

— расчетная частота вращения шестерни в мин-1;

_ коэффициенты увеличения и, зависящие от степени универсальности станка в расположения передачи ближе к входному или выходному валу привода[3].

Межцентровое расстояние между валами, А определяем по формуле[3]:

, (5. 8)

где z1, z2, m — числа зубьев и принятый модуль пары зубчатых колес.

Для определения габаритов коробки скоростей рассчитываем диаметры окружности выступов по формулам[3]:

(5. 9)

1-я группа

Выбираем исходный модуль

m=1.5 mm

,

Вычисляем допускаемые напряжения на изгиб и контактную прочность

мм

мм

Принимаем m = 1.5 мм; b = 9 мм.

Межцентровое расстояние А1 между 1 и 2 валом.

мм,

Диаметры окружности выступов колес De= m · z + 2 · m

Колесо Z1 De = 1.5 · 23 + 1.5 · 2 = 37.5 мм

Z2 De = 1.5 · 58 + 1.5 · 2 = 90 мм

Z3 De = 1.5 · 27 + 1.5 · 2 = 43.5 мм

Z4 De = 1.5 · 54 + 1.5 · 2 = 84 мм

2-я группа

Выбираем исходный модуль

m=2 mm

Вычисляем допускаемые напряжения на изгиб и контактную прочность

,

мм

мм

Учитывая невозможность (по габаритам) сконструировать коробку с m=1. 75 мм, принимаем m=2 мм, b=12 мм.

Межцентровое расстояние А1 между 2 и 3 валом.

Диаметры окружности выступов колес De= m · z + 2 · m

Колесо Z5 De = 2 · 25 + 2 · 2 = 54 мм

Z6 De = 2 · 63 + 2 · 2 = 130 мм

Z7 De = 2 · 34 + 2 · 2 = 72 мм

Z8 De = 2 · 54 + 2 · 2 = 112 мм

Z9 De = 2 · 44 + 2 · 2 = 92 мм

Z10 De = 2 · 44 + 2 · 2 =92 мм

Z11 De = 2 · 54 + 2 · 2 = 112 мм

Z12 De = 2 · 34 + 2 · 2 =72 мм

3-я группа

Выбираем исходный модуль:

m=2.5 mm

,

Вычисляем допускаемые напряжения на изгиб и контактную прочность

мм

мм

Принимаем m = 2.5 мм; b = 15 мм.

Межцентровое расстояние А1 между 3 и 4 валом.

Диаметры окружности выступов колес De= m · z + 2 · m

Колесо Z13 De = 2.5 · 24 + 2.5 · 2 = 65 мм

Z14 De = 2.5 · 76 + 2.5 · 2 = 195 мм

Z15 De = 2.5 · 67 + 2.5 · 2 = 172.5 мм

Z16 De = 2.5 · 33 + 2.5 · 2 =87.5 мм

5.2 Расчет валов

5.2.1 Предварительный расчёт валов

Валы шестеренной коробки скоростей располагаем на двух опорах качения. Между опорами на различных участках вала располагаем либо неподвижно закрепленные зубчатые колеса либо подвижные блоки зубчатых колес.

Подвижные зубчатые блоки садим на шлицевое соединение с валом. Каждый вал испытывает одновременно действие изгибающих сил и крутящих моментов.

При расчетах валов производим сначала предварительное определение диаметров по формуле [3]:

(5. 10)

где С — коэффициент учитывающий схему расположения вала на опорах

(C=13?16)

N — мощность двигателя, кВт;

n — минимальные обороты на данном валу.

5.2.2 Конструктивное оформление валов

Для того чтобы приступить к дальнейшему расчету коробки скоростей завершаем компоновку привода главного движения. Для этого назначаем все диаметры под посадки на валах, согласовываем их со стандартными значениями ряда диаметров гладких валов (ГОСТ 6636−53), назначаем и проверяем по условиям прочности шлицы и шпонки. Выбираем участки под шкив, подшипники и электромагнитную муфту. Выполняем эскизы всех валов, проставляем на них размеры, указываем эскизы друг с другом и со схемой коробки скоростей. Листы 01,02,03,04,05.

5.2.3 Выбор шлицевых и шпоночных соединений

Для проверки шлицев на смятие используем формулу

(5. 11)

где:? = (0,7?0,8) — принимаем? = 0,75;

l-рабочая длина зуба;

Для прямобочных зубьев

(5. 12)

где: Dв-наружный диаметр шлицев;

da-внутренний диаметр шлицев;

f-размер фаски;

r-радиус закругления.

(5. 13)

Для II вала

? = 0,75; l = 23 мм

da = 26 мм; Dв = 30 мм

f = 0,5+0,3; r = 0,5; z = 9.

— условие выполнено.

Принимаем шлицевое соединение D-6×26×30 по ГОСТ 1139–58[5], z=6, внутренним диаметром d = 26 мм, наружным диаметром D = 30 мм, шириной зуба b = 6 мм, центрирование по внутреннему диаметру, с посадкой по диаметру центрирования Н7/g6 и по размеру b G9/f8.

d — 6×26×30 х 6

Для III вала

? = 0,75; l = 36 мм

da = 32 мм; Dв = 36 мм

f = 0,4+0,2; r = 0,3; z = 8.

— условие выполнено.

Принимаем шлицевое соединение D-8×32×36 по ГОСТ 1139–58[5], z=8, внутренним диаметром d = 32 мм, наружным диаметром D = 36 мм, шириной зуба b = 6 мм, центрирование по внутреннему диаметру, с посадкой по диаметру центрирования Н7/g6 и по размеру h G9/f8.

d — 8×32×36 х 6

Рабочие грани шпонок проверяем по формуле[3]:

, (5. 14)

Для I вала

d = 18 мм

К = 2.5 мм

l = 9 мм

Размеры шпонки

b =6мм

h =6 мм

t =3.5 мм

t1 =2.8 мм

Для III вала

d = 38 мм

К = 3 мм

l = 12 мм

Размеры шпонки:

b =10мм

h =8 мм

t =5 мм

t1 =3.3 мм

Для IV вала

d = 60 мм

К = 4 мм

l = 13 мм

Размеры шпонки

b =18мм

h =11 мм

t =7мм

t1 =4.4 мм

5.2.4 Расчёт и выбор подшипников качения

Так как в нагрузке на подшипники присутствуют осевые силы (валы расположены вертикально), на опоры вала назначаем радиально-упорные шариковые однорядные подшипники.

На I валу

Суммарную силу возникающую в прямозубом зацеплении вычисляем по формуле

(5. 15)

где: d — диаметр делительной окружности, который равен d = m · z = 0,0345 м

Приведенная нагрузка

P = PA1 = 131.2 кг

Динамическую грузоподъёмность C определяем, hhприняв долговечность подшипников L для uuвертикально- сверлильного станка, равную 8000 часов. При этом отношение C/P=8. 43. Из этого следует, что

C=8. 43 131. 2=1106 кг

Для первого вала принимаем подшипники 36 203К6 по ГОСТ 831–75 с параметрами

D=40 мм; d=17 мм; B=12 мм; C=1200 кг

На II валу

Суммарную силу возникающую в прямозубом зацеплении вычисляем по формуле 5. 15.

Суммарная сила на верхней опоре:

Суммарная сила на нижней опоре:

Приведенная нагрузка

P = PB2 = 75 кг

Динамическую грузоподъёмность C определяем, приняв долговечность подшипников L для вертикально-сверлильного станка, равную 8000 часов. При этом отношение C/P=6.2. Из этого следует, что

C=6.2 75=465кг.

Для второго вала в виду малых габаритов и необходимости установить рядом с верхней опорой первого вала электромагнитную муфту, принимаем подшипники 36 103К6 по ГОСТ 831–75 с параметрами

D=35 мм; d=17 мм;

B=10 мм; C=723 кг

На III валу

Суммарную силу возникающую в прямозубом зацеплении вычисляем по формуле 5. 15.

Суммарная сила на верхней опоре:

Суммарная сила на нижней опоре:

Приведенная нагрузка

P = PB2 = 389 кг

Динамическую грузоподъёмность C определяем, приняв долговечность подшипников L для вертикально-сверлильного станка, равную 8000 часов.

При этом отношение C/P=4. 56. Из этого следует, что C=4. 56 389 =1664 кг.

Для третьего вала принимаем подшипники 36 205К6 по ГОСТ 831–75 с параметрами

D=52 мм; d=25 мм

B=15 мм; C=1670

На IV валу:

Суммарная сила на верхней опоре:

Суммарная сила на нижней опоре:

Приведенная нагрузка

P = PC2 = 459.3 кг

Динамическую грузоподъёмность C определяем, приняв долговечность подшипников L для вертикально-сверлильного станка, равную 8000 часов. При этом отношение C/P=3. 11. Из этого следует, что C=3. 11 459 =1428 кг.

Для четвёртого вала принимаем подшипники 36 111К6 по ГОСТ 831–75 с параметрами

D=90 мм; d=55 мм

B=18 мм; C=2700 кг

5.2.5 Выбор предохранительных и электромагнитных муфт

По передаваемому моменту выбираем электромагнитную муфту ЭТМ056−2А ГОСТ 21 573–76

5.2.6 Уточненный (проверочный) расчет валов

Определение прогиба и угла поворота I вала

Расчёт производим для точки, в которой на вал действуют максимальные радиальные силы.

Построим эпюру изгибающих моментов. Реакции опор определены в пункте 5.2.4.

Рисунок 5.5 Определение прогиба и угла поворота I-ого вала

;; Q=43 кг;

Построим эпюру изгибающих моментов от действия единичной силы в точке Б.

Определим реакции опор.

Определим изгибающий момент в точке Б от действия единичной силы.

м

м

Построим эпюру изгибающих моментов от действия единичного момента, приложенного в точке Б.

Определим реакции опор.

Определим изгибающий момент в точке Б от действия единичного момента.

Нм

Нм

Для расчёта прогиба вала в точке Б воспользуемся уравнением[3]:

(5. 16)

Для расчёта угла поворота воспользуемся уравнением[3]:

(5. 17)

Для расчета все расстояния между опорными сечениями делим на 10 равных участков длиной ?= м каждый. Составляем расчетную таблицу. Модуль упругости материала

Н/м2

Прогиб первого вала в сечении Б определяем по формуле 5. 16

м = 0.1 мм, что меньше 0.1 модуля.

Угол поворота первого вала в сечении Б определяем по формуле 5. 17

0. 313 рад=0. 313=0. 1793? =0?10'45

что меньше допустимого.

Таблица 5. 1

Определение прогиба и угла поворота сечения первого вала

Определение прогиба и угла поворота III вала

Расчёт производим для точки, в которой на вал действуют максимальные радиальные силы.

Построим эпюру изгибающих моментов. Реакции опор определены в пункте 5.2.4.

М 1: 2

Рисунок 5.6 Определение прогиба и угла поворота III-ого вала

;; ;

Нм

Нм

Построим эпюру изгибающих моментов от действия единичной силы в точке Б.

Определим реакции опор.

Определим изгибающий момент в точке Б от действия единичной силы.

Построим эпюру изгибающих моментов от действия единичного момента, приложенного в точке Б.

Определим реакции опор.

Определим изгибающий момент в точке Б от действия единичного момента.

Для расчета все расстояния между опорными сечениями делим на 10 равных участков длиной ?= м каждый. Составляем расчетную таблицу. Модуль упругости материала Н/м2

Прогиб третьего вала в сечении Б определяем по формуле 5. 16

м = 0. 21 мм, что меньше 0.1 модуля.

Угол поворота третьего вала в сечении Б определяем по формуле 5. 17

0. 92 рад=0. 92=0. 0527? =0?3'10

что меньше допустимого.

Таблица 5. 2

Определение прогиба и угла поворота сечения третьего вала.

Расчет четвертого вала

Ориентировочный диаметр пустотелого вала определяют по формулам[3]:

Диаметр по условию прочности:

, (5. 18)

диаметр по условию жесткости

, (5. 19)

где: — допустимые касательные напряжения (Н/м2), — допускаемый угол поворота, ? — коэффициент пустотелости, , — внутренний диаметр, — наружный диаметр,? принимают равным (0,67), G — модуль упругости II рода.

м

м

Расчет на жесткость при кручении

Самый тонкий вал (I) проверяем на жёсткость при кручении по формуле

, (5. 20)

где: Мкр — крутящий момент на валу;

l — длина участка вала между шкивом и зубчатым колесом, передающим максимальный момент;

G — модуль упругости II-го рода для материала вала (Н/м2);

Iр — полярный момент инерции, определяемый по формуле

, (5. 21)

Принимаем d=0. 018 м.

м4

рад

?=0?8'15''

Допускаемый угол закручивания валов коробки скоростей ?=0?10/ на 100 мм длины вала.

Расчет на виброустойчивость

Определим собственную частоту колебаний 2-го вала

Коэффициент жесткости определяют по формуле

(5. 22)

Собственную частоту крутильных колебаний определяют по формуле

, (5. 23)

где I1 и I2 — моменты инерции первого и второго зубчатых коле

Собственная частота крутильных колебаний второго вала имеет разное значение в зависимости от расположения масс. Крайние величины частот получаются при максимально раздвинутых массах (рис5. 7) и максимально сдвинутых массах (рис. 5. 8)

Рисунок 5.7 Расчётная схема для определения собственной частоты крутильных прпрпрпррпрколебаний II-го вала с максимально раздвинутыми массами

Рисунок 5.8 Расчётная схема для определения собственной частоты крутильных fdgfdgfdg ghhколебаний II-го вала с максимально сдвинутыми массами

d1=87мм, d2=81мм, d3=65 мм, d4=68 мм, d5=50 мм, d6=38 мм, d7=108 мм,

d8=70 мм, d9=88 мм.

b1=9 мм, b2=5 мм, b3=12 мм,

?= 0. 078Н/м3;G=Н/м2.

Проведём расчёт двух частот колебаний и сравним их значения с частотами принудительных колебаний второго вала.

Определение моментов инерции подвижных масс[3].

(5. 24)

Нмс2

(5. 25)

Нмс2

Полярный момент поперечного сечения вала

(5. 26)

м4

Коэффициент крутильной жесткости вала при максимально раздвинутых массах

(5. 26)

Коэффициент крутильной жесткости вала при максимально сдвинутых массах

Собственная частота при максимально раздвинутых массах

(5. 27)

Собственная частота при максимально сдвинутых массах

Частота вынужденных колебаний второго вала находится в пределах 501. 1−631.4, что соответствует 8. 35−10.5. Следовательно резонанс невозможен.

6. СИСТЕМА СМАЗКИ УЗЛОВ СТАНКА

Для смазки подшипников и зубчатых колёс коробки скоростей употребляется, как и в станке-аналоге, масло Индустриальное 20 ГОСТ 1707–51[1]. Уровень масла проверяется при помощи маслоуказателей 1, установленных у передней стенки внутри коробки скоростей и сверлильной головки (рисунок 6. 1).

1-маслоуказатель; 3-слив масла;

2-контрольный глазок; 4-залив масла;

Рисунок 6.1 Схема смазки узлов станка

Смазка узлов коробки скоростей и сверлильной головки обеспечивается плунжерным насосом станка.

Центральная смазочная система смазывает под давлением:

— передний подшипник шпинделя;

— задний подшипник шпинделя.

Остальные узлы коробки скоростей смазываются каплепадением и разбрызгиванием, а подшипники, находящиеся в верхней части каркаса смазываются масляным туманом.

Подшипники электродвигателя смазываются солидолом УС-2 ГОСТ 1033–51.

Рекомендуется следующий режим смены масел.

Масло Индустриальное 20(10 л.) заменять 1 раз в 3 месяца.

Набивку солидола УС-2- 1 раз в 6 месяцев.

7 ВЫБОР И ОПИСАНИЕ ЭЛЕМЕНТОВ УПРАВЛЕНИЯ КОРОБКОЙ СКОРОСТЕЙ

Переключение скоростей осуществляется посредством рычажного механизма. К каждому блоку шестерен подведена вилка. При повороте рычага через пару сектор-рейка, вилка получает перемещение вдоль оси вала на котором посажен блок шестерен. Установка избранного числа оборотов в соответствии с требуемой скоростью резания осуществляется поворотом рычагов и фиксирования их в определенных положениях. Для обеспечения надёжности управления блоки первой и третьей множительной группы перемещаются от отдельных рычагов. Блоки второй множительной группы управляются одним рычагом и селективным механизмом. Все рычажные механизмы вынесены на правую сторону стойки.

8 ТЕХНИКО-ЭКОНОМИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ ОСНОВНЫХ ПОКАЗАТЕЛЕЙ СПРОЕКТИРОВАННОГО СТАНКА И ЕГО ДЕЙСТВУЮЩЕГО АНАЛОГА

Модернизация привода главного движения вертикально-сверлильного станка модели 2Н125 была проведена для увеличения технических возможностей станка. Максимально возможный диаметр обрабатываемого отверстия составляет 40 мм. Обеспечена более экономичная работа станка за счёт возможности более точно выдерживать экономичную скорость резания (знаменатель геометрического ряда уменьшен до 1. 26 и увеличено число ступеней скоростей привода главного движения Z до 16). Снижено потребление электроэнергии за счёт уменьшения мощности электродвигателя и увеличен ход шпинделя до 300 мм.

Таблицу 8.1. Сравнение существующей и спроектированной коробки

Существующая коробка ?=1,41

Спроектированная коробка ?=1,26

Номер ступени

Число оборотов шпинделя в минуту

Наибольший крутящий момент на шпинделе в Нм

Число оборотов шпинделя в минуту

Наибольший крутящий момент на шпинделе в кгм

1

31. 5

400

62. 6

440

2

45

400

78. 9

3

63

400

99. 4

4

90

400

125. 2

5

125

312

157. 8

6

180

217

198. 8

7

250

156

250. 5

8

355

110

315. 6

9

500

78. 4

397. 7

10

710

55

501. 1

11

1000

39

631. 4

12

1400

28

795. 5

13

1002. 4

14

1263

15

1591. 3

16

2005. 1

13. 7

ПЕРЕЧЕНЬ ССЫЛОК

1. Станок универсальный вертикально-сверлильный. Модель 2Н125. Руководство к станку.

2. Абрамов Ю. А., Андреев В. Н., Горбунов Б. И. и др. Справочник технолога- машиностроителя / Под общей ред. Косиловой А. Г., Мещерякова Р. К. Т.2 — М.: Машиностроение, 1985. -496 с.

3. Методические указания к выполнению курсового проекта по учебной дисциплине «Оборудование и транспорт механообрабатывающих цехов НМетАУ, 2004

4. Енанурьев В. И., Справочник конструктора машиностроителя, Т. 3- М.: Машиностроение, 1978. -557 с.

5. Анурьев В. И., Справочник конструктора машиностроителя, Т. 2- М.: Машиностроение, 1978. -559 с.

6. ГОСТ 831–75 Подшипники шариковые радиально-упорные однорядные. Типы и основные размеры.

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой