Контрольная работа: Проектирование привода главного движения вертикально-сверлильного станка

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.

	Частота вращения шпинделя n, об/мин		Диапазон регулирования R	Знаменатель геометрич. ряда φ	Мощность двигателя Nдвиг, кВт
	nmin	nmax
Заданое	-	1000	-	-	4
Прототип 2А135	68	1100	16,17	1,41	4,5
Рекомендуемые (Тарзиманов)	-	-	15-30	1,26-1,58	7,0-14
Принято	45	1000	22,2	1,41	7,5

Определяем мощность двигателя

=4кВт

η= η^к_з.п* η^m_п.к* ηⁿ_п.с* η_р.п=0,98⁴*0,99⁴*0,96⁰*0,99¹=0,88

 

η_з.п =0,98 -Коэффициент полезного действия зубчатой передачи=4 количество пар зубчатых колес участвующих в зацеплении

η_п.к =0,99 -Коэффициент полезного действия подшипников качения=4 количество пар подшипников качения участвующих в зацеплении

η_п.c =0,96 -Коэффициент полезного действия подшипников скольжения =0 количество подшипников скольжения участвующих в зацеплении

η_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;- 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 φ = 1,41. По стандартному знаменателю ряда принимаем частоты вращения (3, стр.1): 45; 63; 90; 125; 180; 250; 355; 500; 710; 1000.

Структурная сетка.

=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

₁₁ = z₁/z₂ = φ^-4 = 0,25 = 1/4;₁₂ = z₃/z₄ = φ^-3 = 0,358 = 19/53;₁₃ = z₅/z₆ = φ^-2 = 0,5 = 1/2;₁₄ = z₇/z₈ = φ^-1= 0,714 = 5/7₁₅ = z₉/z₁₀ = φ⁰ = 1;₂ = z₁₁/z₁₂ = φ^-2 = 0,5 = 1/2;₃₁ = z₁₃/z₁₄ = φ^-3 = 0,358 = 19/53;₃₂ = z₁₅/z₁₆ = φ² = 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.

₁ = 5, c₂ = 72 (отбрасываем в соответствии с [2, стр.18]),₃ = 3, c₄ = 12.

где: S_z - сумма чисел зубьев для данной передачи.

А - наименьшее общее кратное для с₁, с₃, c₄ - простой множитель._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 )/(π*nд)_ =(30*7,5*10³⁾/(3,14*960)=74,6

=4*=168мм=(d1*0.985/i)=159мм=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.

Стандартная частота вращения	Действительная частота вращения	Относительное отклонение	Допустимое относительное отклонение
nСТ, об/мин	nШП , об/мин	nдоп, %
45	44,22	1,72	4,1
63	64,33	-2,11
90	88,45	1,72
125	126,36	-1,09
180	176,9	1,72
250	246,74	1,3
355	363,64	-1,1
500	493,48	1,3
710	704,98	0,7
1000	986,97	1,3

Определение модулей групповых передач (по методике [2] стр.34)

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

, мм;

, мм

где [σ]_и; [σ]_к - допускаемые напряжения на изгиб и контактную прочность, кг/мм² (3, стр. 3, табл.4);_i = N_i-1· η - номинальная передаваемая мощность, кВт;

η - КПД передачи от двигателя до рассчитываемой шестерни;- расчетная частота вращения шестерни, 1/мин;_F - коэффициент прочности зуба по местным напряжениям;- число зубьев шестерни (малого колеса);- передаточное число (u ≥ 1);

ψ_m, ψ_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 = 2мм.

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:_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.

Колесо	Число зубьев	Модуль m, мм	Делительный диаметр d, мм	Диаметр вершин зубьев da, мм	Диаметр впадин зубьев df, мм
z1	24	2	48	52	43
z2	96	2	192	196	187
z3	32	2	64	68	59
z4	88	2	176	180	171
z5	40	2	72	76	67
z6	80	2	160	155
z7	50	2	100	104	95
z8	70	2	140	144	135
z9	60	2	120	124	115
z10	60	2	120	124	115
z11	30	3	90	96	82,5
z12	60	3	180	186	172,5
z13	19	3,5	66,5	73,5	57,75
z14	53	3,5	185,5	192,5	176,75
z15	48	3,5	168	175	159,25
z16	24	3,5	84	91	75,25

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:М_Х = R₁₁z = -274,92z;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;

Ψ = (0,7…0,8) - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения усилий по рабочим поверхностям зубьев;- площадь всех боковых поверхностей зубьев с одной стороны на 1 мм длины, мм²;- рабочая длина зуба, мм;_ср - средний радиус закругления, мм;

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

где z - число зубьев;_B - наружный диаметр зубьев вала, мм;_a - диаметр отверстия шлицевой втулки, мм;- размер фаски, мм;- 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;- 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;_t = 2*492,44*10³/50 = 19697,6 Н;

А_CM = (0,94*9-5,5)36= 106,56 мм²;

Условие прочности:

_СМ < [s]_СМ - Шпонка пригодна.

 

. Расчет III вала на прочность

 

Расчет на сопротивление усталости

Исходные данные: шлицевый вал  из стали 45

σ_-1= 410 Н/мм² , τ_-1= 230 Н/мм², σ_в = 900 Н/мм², ψ_τ = 0,10, σ_Т = 650 Н/мм² ([1] стр 273).

Для опасного сечения B вычисляем коэффициент запаса прочности S

 

где S - фактический запас прочности;

Sσ,Sτ - коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям;

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

; ;

σ_-1, τ_-1 - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и при кручении, Н/мм²;

К_σd, К_τd - коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения;

σ_а,τ_а - амплитуды напряжений, Н/мм²;

σ_м - средне напряжение σ_м =0;

ψ_τ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла, ψ_τ =0,10;

К_σ, К_τ - эффективные коэффициенты концентрации напряжений, К_σ=1,7, К_τ=2,65 (7, стр. 171, табл. 10.12);

К_σd, К_τd - коэффициент влияния формы сечения, К_σd=0,72, К_τd=0,72;(7, стр. 170, табл. 10.7);

Kσ_F, Kτ_F - коэффициент влияния шероховатости; Kσ_F = 0,89, Kτ_F = 0,93 (7, стр. 170, табл. 10.8);_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;, Wr - 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 = 20323,2ч.

Расчет на на заданный ресурс.

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку:

_E = VR_AK_sK_T;

где -V = 1 - коэффициент вращения кольца;_s - 1,7 - коэффициент безопасности;

К_Т = 1 - температурный коэффициент принимаем в зависимости от рабочей температуры; _E = 1*1099,3*1,7*1 = 1868,81 Н;

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

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;_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:_1min = 160 мм;

Выбираем из стандартного ряда размеров диаметр увеличивая его на два, три порядка:₁ = 168 мм;

Определим диаметр ведомого шкива:

₂ = d₁*u_p*(1-e) = 168*0,96(1-0,01) = 159,6 мм;

Округлим до ближайшего стандартного₂ = 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:

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

отклонение от заданного не должно превышать 3%:

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

Ориентировочно межосевое расстояние принимают по формуле:

³ 0,55*(d₁+d₂)+H;

где H = 8 мм - высота сечения клинового ремня:

а = 0,55*(168+160)+8 = 188,4 мм,= 190 мм;

Определим расчетную длину ремня по формуле:

= 2*a+p/2*(d₁+d₂)+(d₁+d₂)²/(4*a);

= 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:

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

где d₁ = 168 мм - диаметр ведущего шкива,= 960 об/мин - частота вращения вала,

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

Частота пробегов ремня определяется по формуле:

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

. 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 50°С. Данной вязкостью обладает масло И-20А.

привод вал ременной кинематический

Список использованных источников

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

В.В Бушуев. Основы конструирования станков. - М. :Станкин, 1992.