Курсовая работа: Проектирование привода коробки скоростей металлорежущего станка

S, d, Cn (материал =750 МПа, НВ = 170 конструкционная сталь).

Используя формулу для определения сил резания:

S = 0,35 мм; q = 2,0;

См = 0,0345; y = 0,8;

Kp = 1; D = 20мм;

Mkp = 10 · 0,0345 · 122,0 · 0,350,8 · 1 = 59,58 Н/м.

Определение скорости резания

Стойкость инструмента принимаем минимальную.

Т = 45; m = 0,2;

Сv = 9,8; y = 0,5;

q = 0,4; Kv = 1;

м/мин;

n = ;

Принимаем по графику ближайшую меньшую n = 355 об/мин;

N = кВт;

Для силового расчета нам необходимо знать мощность холостого хода (Nxx).

Ее определяют по формуле Левита

кВт;

Nдв = Nэф + Nxx =2,15 + 0,196 = 2,35 кВт.

Принимаем Nдв=3 кВт.

(Технические характеристики электродвигателя (по ГОСТ 19523-74))

Тип двигателя - 4A90L2У3

Номинальная мощность Pном. = 3 кВт

Частота вращения = 2840 об/мин.

КПД = 84.5%

COS(ф) = 0.88

Отношение минимального момента крутящего к номинальному Мmin/Мном. = 1.6

Отношение пускового момента к номинальному моменту Мп/Мном = 2.1

Отношение критического момента к номинальному Мкр/Мном = 2.5

Отношение пускового тока к номинальному Iп/Iном = 6.5

Маховой момент J = 0,35·10-2 кгс·м2.

Основные размеры и масса электродвигателя

Число полюсов - 2

Габаритные размеры, мм.

l30 = 350; h31 = 243; d30 = 208.

Установочно-присоединительные размеры, мм.

l1 = 50; l10 = 125; l31 = 56; d1 = 24; d10 = 10; b10 = 140; h = 90.

Масса, кг = 28.7

Присоединительные размеры для двигателей с фланцем

d20 = 215; d22 = 15; d25 = 180;

 

3.2 Расчет крутящих моментов на валах

Мкр.вал = 9740 [Н·м];

Mkp.1 = 9750·Н·м;

Mkp.2 = 9750·Н·м;

Mkp.4 = 9750·Н·м;

Mkp.5 = 9750·Н·м;

Mkp.3 = 9750·Н·м;

Определение диаметров валов (проектный расчет).

[м]; = 30 Мпа (для стали 40)

принимаем d=30 мм,

 принимаем d=30 мм,

 принимаем d=30 мм,

 принимаем d=30 мм,

 принимаем d=40 мм,

3.3 Расчет на прочность зубчатых колес

Рассчитываем модуль зубчатой передачи не только по напряжениям изгиба, но и по контактным напряжениям; из двух величин выбираем большую и приводим к стандартному значению:

, мм.

, мм.

где - расчетами крутящий момент на валу шестерни (меньшего колеса) передачи в н м,

 z - число зубьев шестерни;

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

 - знак плюс для подач наружного зацепления, минус внутреннего;

 - коэффициент формы зуба, для z=20 =0,4

,

b - рабочая ширина зубчатого венца колеса в мм;

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

где ‑ коэффициент перегрузки, =1,2, , ‑ коэффициенты динамичности нагрузки, из-за изготовления и монтажа =1,05, =1,03

 коэффициенты неравномерности распределения нагрузки по длине зуба;

для  

 - допускаемое напряжение на изгиб и контактную прочность а  определяются по формулам:

=1,9·108·1,2·1,4=2,96·108 Па,

=9,5·108·1,62=15,4·108 Па.

‑ длительные пределы выносливости зубьев при расчете на изгиб и контактную прочность в

 ‑ коэффициент, учитывающий влияние режима шлифования зубьев на величину допускаемого изгибного напряжения

 ‑ коэффициенты переменности режима работы,

,

где  - расчетное (базовое) число циклов нагружения при испытании материала шестерни на усталостную прочность, =7·107

 - количество передач в группе, =2

- расчетная частота вращения шестерни в мин-1; =219,63об./мин,

 ‑ коэффициенты увеличения  и , зависящие от степени универсальности станка в расположения передачи (ближе к выходному валу).

;

;

;

,

таким образом

мм,

Принимаем по стандартному ряду m=3мм.

Остальные модули прямозубых зубчатых колес рассчитаны с помощью ЭВМи результаты расчета сводим в табл. 3.3.1.

3.4 Расчет геометрических параметров зубчатых колес

Диаметры делительных окружностей определяются по зависимости:

dwi=mi·zi,

Диаметры окружностей вершин определяются по зависимости:

dai=dwi+2mi,

Диаметры окружностей впадин определяются по зависимости:

dfi=dwi-2,5mi.

Определяем межцентровые расстояния между валами по формуле:

.

Определяем ширину зубчатых венцов по зависимости:

b1=10·m=10·3=30мм

b2=10·m=10·3=30мм

b3=10·m=10·3=30мм

b4=10·m=10·3=30мм

b5=10·m=10·2,5=25мм

b6=10·m=10·2,5=25мм

b7=10·m=10·2,5=25мм

b8=10·m=10·2,5=25мм

b9=10·m=10·3=30мм

b10=10·m=10·3=30мм

b11=10·m=10·3=30мм

b12=10·m=10·3=30мм

b13=10·m=10·3=30мм

b14=10·m=10·3=30мм

b15=10·m=10·2,5=25мм

b16=10·m=10·2,5=25мм

b17=10·m=10·2,5=25мм

b18=10·m=10·2,5=25мм

Таблица 3.3.1 - Исходные данные для расчета модуля и результаты расчета

Валы	Передат. отношение	Крутящ.момент Мкр Н/м	Ст.точности Исполн.вала	Число передач в группе	Материал зубч.колес	Частота вращ. шестерни	Расч. знач		m мм
							Мизг	Мкон
I – II	28/41=1/1.41	40,21	Точная (7); ближе к входному валу	2	40Х Закалка объемная	710	0,76	0,85	3
II – IV	21/80=1/4	56,35	Точная (7); ближе к входному валу	1	40Х Закалка объемная	500	1,2	1,5	2,5
IV – V	45/45=1	222,5	Точная (7); ближе к входному валу	3	40Х Закалка объемная	125	2,99	2,64	3
V – III	20/80=1/4	219,63	Точная (7); ближе к выходному валу	2	40Х Закалка объемная	125	1,95	2,27	2,5
II - III	67/34=2	56,35	Точная (7); ближе к выходному валу	1	40Х Закалка объемная	31,5	0,79	0,8	2,5

Таблица 3.4.1 – Геометрические параметры зубчатых прямозубых колес.

Z №	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11	12	13	14	15	16	17	18
z	23	46	28	41	80	21	67	34	30	60	45	45	60	30	20	80	33	67
m	3				2,5				3						2,5
d	69	138	84	123	200	52,5	167,5	85	90	180	135	135	180	90	50	200	82,5	167,5
df	61,5	130,5	76,5	155,5	193,75	46,25	161,25	78,75	82,5	172,5	127,5	127,5	172,5	82,5	43,75	193,75	76,25	161,25
da	75	144	90	129	205	57,5	172,5	90	96	186	141	141	186	96	55	205	87,5	172,5
aw	103,5				126,25				135						125

3.5 Уточненный расчет вала

Приведем расчет вала Ⅴ коробки скоростей. Расчетная схема приведена на рисунке 3.5.1.

Рисунок 3.5.1 –схема зацепления вала Ⅴ с валами Ⅵ и Ⅲ.

Для наглядности изобразим схему зацепления сбоку, на которой покажем все силы, действующие на вал Ⅴ (рис. 3.5.2).

Рисунок 3.5.2 –Схема сил действующих на вал \/.

Окружная сила:

Радиальная сила:

 ,

 

гор.:

∑ У=0:

Ra+Rв-3197,5- 3296,3=0,

∑Ma=0: 3197,5∙182,5+3296,3∙(182,5+87,5)+Rв∙491=0,

Rв=3597,1Н,

Rа=2896,7Н,

верт.:

∑ У=0:

Ra+Rв-8785,2-1199,7=0,

∑Ma=0:

8785,2∙182,5+1199,7∙(182,5+87,5)-Rв∙491=0,

Rв=3925,1Н,

Rа=6059,8Н.

Рисунок 3.6.2.-Эпюры изгибающих и крутящих моментов.

Расчет валов на прочность производят по формуле:

 Н/м2

где  ‑ приведенное напряжение (изгиб плюс кручение) в Па;

 ‑ расчетный крутящий момент на валу в Н·м;

 ‑ наибольший изгибающий момент в опасном сечении вала (шпинделя) в Н·м:

где - максимальные изгибающие моменты в опасном сечении в Н·м,

,

 - момент сопротивления изгибу в опасном сечении в м3;

,

 ‑ допускаемое напряжение на изгиб в Н/м2,

Принимаем для валов сталь 35 нормализованную с .

.

4. ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ

Осевые нагрузки в коробке скоростей отсутствуют, поэтому применяем однорядные шариковые подшипники (по ГОСТ8338-75). В табл. 4.1приведены основные параметры подшипников, используемых в коробке.

Таблица 4.1- Основные размеры подшипников.

Обозначение подшипника	d	D	B	r	Динамич. грузоподъем ность, c,кН	Статическая грузоподъем ность, с0, кН
307	35	80	21	1	33,2	18
209	45	85	19	1	33,2	18,6

Общий вид подшипника приведен на рисунке 4.1

Рисунок 4.1 – Основные размеры шарикового подшипника.

В шпиндельной коробке имеется несколько десятков подшипников, а отказ любого из них выводит из строя всю коробку.

5.ВЫБОР ШПОНОК

Выбираем в качестве неподвижного соединения шпоночное с призматической шпонкой (по ГОСТ23360-78 ).

Для диаметров валов от 22 до 30 мм имеем следующие размеры шпонок: b×h×l= 8×7×18 мм,

- глубина паза вала t1=4мм,

- глубина паза втулки t2=3,3мм.

Для диаметров валов от 38 до 44 мм имеем следующие размеры шпонок: b×h×l= 12×8×28 мм,

- глубина паза вала t1=5мм,

глубина паза втулки t2=3,3мм.

Основные размеры соединения приведены на рис.5.1.

Рисунок 5.1- Основные размеры шпоночного соединения.

Выбранные шпонки необходимо проверять на смятие по формуле:

,

6. ВЫБОР СИСТЕМЫ СМАЗКИ

Смазочной системой называют совокупность устройств для подачи смазочного материала к трущимся поверхностям и возврата его в резервуар.

В качестве смазочных материалов в станках применяют жидкие минеральные масла и густые (консистентные) мази. Преимущественное распространение получили минеральные масла, которые лучше подходят для смазки ответственных быстроходных сопряжений и позволяют более легко осуществлять централизованную смазку с ее циркуляцией и очисткой от загрязнения.

Выбор того или иного сорта смазки зависит в первую очередь от скоростей относительных скольжений и нагрузок, действующих в сопряжениях.

При прочих равных условиях, чем выше скорость относительного скольжения и чем ниже давление в сопряжении, тем меньше вязкость.

Для коробок скоростей металлорежущих станков рекомендуется использовать масло индустриальное марки И-30(ГОСТ20799-75).

Определяем скорость в подшипниковых узлах:

Определяем значение n·dcp=0,26·106·30=7,8·106.

Применяем смазку поливом сверху.

7. ВЫБОР СИСТЕМЫ УПРАВЛЕНИЯ

Механизм управления коробкой скоростей позволяет обеспечить четкое выполнение заданных функций станка с минимальным расходом времени и усилий, удобство и безопасность в управлении.

В нашем случае управление коробкой скоростей производится с использованием электромагнитных муфт. Это фрикционные односторонние муфты.

Устройство электромагнитной фрикционной односторонней муфты приведено на рис. 7.1.

При включении электромагнитной муфты (рис.7.1) магнитное поле, образуемое катушкой 2,притягивает якорь 5, сжимая пакет магнитопроводящих дисков 3 и 4. Выступы внутренних дисков 4 зацепляются со шлицами втулки 1, закрепляемой на валу механизма, а наружные выступы дисков3 зацепляются с втулкой 6, имеющей пролет и являющейся другим вращающимся элементом этого механизма.

Порядок включения и выключения муфт согласован с электросхемой привода, согласованной с кинематическими цепями привода скоростей.

Рисунок 7.1 – Конструкция электромагнитной муфты.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

При выполнении разделов курсового проекта спроектирована коробка скоростей вертикально-сверлильного станка с ЧПУ с основным параметром d=20мм.

В результате выбрана кинематическая схема привода, произведен силовой расчет коробки скоростей определены диаметры валов, модули зубчатых колес, выбраны подшипники качения, шпоночные соединения.

Обоснована и выбрана система смазки и управления коробки скоростей вертикально-сверлильного станка.

Спроектирована развертка и свертка вертикально-сверлильного станка с ЧПУ.

ПЕРЕЧЕНЬ ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

1.         Пуш В.Э. Конструирование металлорежущих станков. -М.: Машиностроение, 1977.-309с.

2.         Справочник технолога машиностроителя. В 2-х т. Т2/ Под ред. А.Г. Косиловой и Р.К. Мещерякова 4-е изд-. М.: Машиностроение, 1985.-496с.

3.         Методические указания к курсовому проекту по курсу "Металлорежущие станки и промышленные роботы" №755 (для студентов спец. 0501/Сост.: Сапронов Ю.А., Кочергие В.Г., Вяльцев Н.В., Горкуша А.Е. – Донецк: ДПИ, 10987. –48с.

4.         Тарзиманов Г.А. Проектирование металлорежущих станков. -М.: Машиностроение, 1980.-288с.

5.         Проников А.С. Расчет и конструирование металлорежущих станков. Изд.2-е, Высшая школа, 1968, - 431с.

6.         Детали машин: Атлас конструкций./Уч. пособие для маш. Вузов /В.Н. Беляев, И.Р. Богатырев, А.В. Буланже, и др.; Под ред д.т.н., проф. Д.Н. Решетова. – 4-е изд.; перераб. и доп. ‑ М.: Машиностроение, 1979. – 367с.

7.         Подшипники качения: Справочник/Под ред. В.Н. Нарышкина и Р.В Коросташевского. -М.: Машиностроение, 1984 - с.

8.         Расчеты на прочность деталей машин: Справочник/ Сост.: И.А. Биргер, Б.Ф. Шорр, Г.Б. Иосилевич -М.: Машиностроение, 1979 -702с.

9.         Федотенок А.А. Кинематическая структура металлорежущих станков. -М.: Машиностроение, 1970.- 403 с.

10.       Допуски и посадки: Справочник. В 2-х ч./в.Д. Мягков, М.А. палей, А.Б. Романов. В.А. Брагинский. – 6-е изд., перераб. И доп. – Л.: машиностроение. Ленингр. Отд-ние, 1982. – Ч.1. –543 с.