Проект привода главного движения горизонтально-фрезерного станка по типу базового-6Н82

Чертеж первого листа В5.cdw

Кинематическая структура
горизонтально-фрезерного
Структурная сетка привода главного движения
График частот вращения шпинделя станка

Пояснительная записка.docx

Кинематический расчет привода главного движения . .7
1 Выбор электродвигателя .7
2 Построение структурной сетки и графика частот вращения
3 Разработка кинематической схемы привода и расчет чисел
зубьев зубчатых передач . .. 11
Силовой расчет привода главного движения .. 13
1 Расчет мощностей и крутящих моментов предаваемых валами.13
2 Предварительный расчет диаметров валов ..14
3 Расчет модулей зубчатых колес .15
4 Расчет геометрических параметров зубчатых колес 18
Список используемых источников .21
Спроектировать привод главного движения горизонтально-фрезерного станка по типу базового:
Модель базового станка- 6Н82.
Исходные параметры станка.
Привод главного движения:
Тип привода - ступенчатый
Передаваемая мощность N=3 кВт
Число скоростей главного движения 16
Пределы обмин шпинделя 45-1600 обмин.
Пояснительная записка содержит 21 лист 5 рисунков 1 таблицу.
В курсовой работе произведен расчет и проектирование привода главного движения горизонтально-фрезерного станка по типу базового модели 6Н82.
Приводы главного движения современных металлорежущих станков могут быть с бесступенчатым ступенчатым и комбинированным изменением частот вращения шпинделя. В настоящее время наибольшее распространение получили ступенчатые и комбинированные способы изменения частот вращения шпинделей.
Расчет привода состоит из двух основных этапов - кинематического и силового. На этапе кинематического расчёта определяются минимальные и максимальные частоты вращения шпинделя диапазон частот вращения геометрический ряд изменения частот вращения знаменатель ряда число скоростей (ступеней). Кроме этого определяются: частота вращения ротора электродвигателя и его диапазон регулирования; передаточные отношения червячных передач. Также определяются виды передач от электродвигателя к входному валу коробки скоростей и при необходимости диаметры шкивов ременных передач.
Кинематический расчет привода главного движения.
1Выбор электродвигателя.
Мощность двигателя может быть определена если известен КПД привода. В свою очередь КПД привода может быть определен как произведение КПД отдельных передач и опор входящих в кинематическую схему привода.
По условию передаваемая шпинделем мощность равна 4кВт. Отсюда мощности передаваемые каждым валом с учетом КПД подшипников ременной и зубчатых передач:
=пш5× рп× З4=0.995×0.95×0.974=0.8
Nэд= Nэф =3 0.8=3.75кВт;
Принимаем Nэд=5.5 кВт.
N 3= N 2×З ×пш=5.019 кВт;
N 4= N 3×З ×пш=4.820 кВт;
N 5= N 4×З ×пш=4.629 кВт;
N 6= N 5×З ×пш=4.445 кВт.
где пш =099 – КПД подшипника
з =097 – КПД закрытой зубчатой передачи
рп=095-КПД ременной предачи
По таблице принимаем двигатель с мощностью 55 кВт и частотой вращения ротора 1350 обмин АИР112М4У2.
2Построение структурной сетки и графика
частот вращения шпинделя.
Передаточные отношения градация их и частот вращения всех валов привода могут быть выражены в форме степеней знаменателя ряда φ частот вращения шпинделя. Поэтому кинематические связи привода удобно изображать графически на логарифмических шкалах с постоянным интервалом между соседними точками шкалы равным lg φ.
Формула структуры групповых передач:
Знаменатель ряда φ определяется:
где zk- число скоростей zk=16;
Структурная сетка строится следующим образом: проводится ряд параллельных прямых – горизонталей с интервалом lg φ в количестве равном z и ряд вертикалей для каждой группы передач отводится поле между двумя смежными вертикалями в порядке конструктивного расположения группы вдоль цепи передач. Характеристика группы x определяется как число скоростей в предыдущей группе. На левой вертикали поля первой группы наносится точка 0 расположенная симметрично относительно горизонталей. Против этой отметки на правой вертикали поля группы располагаем симметрично столько отметок сколько передач имеет группа с расстояниями между концами равным характеристике этой группы выраженной в долях lgφ . Полученные точки соединяем прямыми лучами с точкой 0. В поле второй группы из каждой отметки на левой вертикали поля проводим симметрично столько лучей сколько передач в группе с расстоянием между концами лучей равным х2.
Рисунок 1. Структурная сетка привода
График частот вращения строится в соответствии с кинематической схемой привода. Каждому валу отвечает вертикальная прямая графика горизонтальные прямые с одинаковым интервалом lgφ показывают числа оборотов вала от nmin до nmax. Передаточные отношения выражаются в виде φm где m- число интервалов между горизонталями перекрытых лучом.
Рисунок 2. График частот вращения.
3Разработка кинематической схемы привода
и расчет чисел зубьев зубчатых передач.
Результатом построения графика частот вращения шпинделя является возможность определения передаточных отношений всех элементов составляющих привод главного движения.
Далее по известным передаточным отношениям определяем числа зубьев зубчатых колес по нормали НII-I (таблица 2) [4].
i1=φ0=1z1=51 z3=102-51=51
i2=φ-1=1.26z2=46 z4=102-46=56
i2=φ-3=2z6=34 z10=102-34=68
i1=φ0=1z7=51 z11=102-51=51
i2=φ-4=2.51z8=29 z12=102-29=73
i1=φ2=1.58z14=63 z16=103-63=40
i2=φ-6=3.98z13=21 z15=103-21=82
Рисунок 3. Схема коробки скоростей.
Силовой расчет привода главного движения.
1 Расчет мощностей и крутящих моментов передаваемых валами.
Исходными данными для силового расчета являются мощность электродвигателя N и крутящий момент T на расчетной частоте вращения.
Мощности на каждом валу зависят от мощности электродвигателя и потерь мощности на каждом из валов.
Где пш =099 – КПД подшипника
Расчетная частота вращения: принимаем nрасч=100 обмин.
Крутящий момент найдется по формуле:
где -мощность на валу; -частота на расчетной ветви.
2 Предварительный расчет диаметров валов.
Ориентировочно диаметры валов определяем по формуле[4]:
где d- диаметр вала мм;
ni- частота вращения вала мин-1.
Принимаем ki=160- для длинных валов [4].
Мощность на валу шпинделя PV=4 кВт число оборотов nV=100обмин.
3 Расчет модулей зубчатых передач.
Расчет зубчатых колес сводится к определению модуля по методикам изложенным в курсе «Детали машин» [3]. Для передвижных блоков где модуль колес одинаков числа зубьев определяются кинематическим расчетом. Поэтому для коробок скоростей как и для специальных редукторов определяют модуль по контактным напряжениям [4]:
и проверяют на изгиб [4]:
где mk mиз- величина модуля полученная расчетом из условий контактной прочности и изгиба соответственно мм;
z1- число зубьев меньшего колеса;
Т1- крутящий момент на шестерне Нм;
KH- коэффициент учитывающий распределение нагрузки по ширине венца определяется по таблице 1 [4];
u- передаточное число;
bd- отношение ширины венца к начальному диаметру шестерни принимается в пределах от 02 до 04 [4]; принимаем равным 04.
HP- допускаемые контактные напряжения;
KF- коэффициент учитывающий распределение нагрузки по ширине венца при расчете на изгиб;
YF- коэффициент формы зуба;
FP- допускаемое напряжение на изгиб.
В качестве материала для зубчатых колес выбираем сталь 12ХН3А. В качестве термообработки используется цементация с закалкой и последующей шлифовкой рабочих поверхностей.
Твердость поверхности: 56 63 HRCэ
Твердость сердцевины 320 420 НВ
Толщина упрочненного слоя (02 025)m мм
Принимаем модуль m=15 мм.
Принимаем модуль m=2 мм.
Принимаем модуль m=25 мм.
4 Расчет геометрических параметров зубчатых передач.
После определения модулей мы находим делительные диаметры а также диаметры окружностей вершин и впадин зубчатых колес по следующим формулам:
Делительный диаметр: dдел=
Диаметр окружности вершин: da= dдел+2m;
Диаметр окружности впадин: df= dдел-25m.
Полученные значения заносим в таблицу.
Диаметр окружности вершин
Диаметр окружности впадин
Определение межосевых расстояний между валами.
Межцентровые расстояния между валами определяют по следующей формуле [4]:
где m- модуль сопрягаемых зубчатых колес;
Σzi- сумма зубьев соответствующей групповой передачи.
Расстояние между валом 2 и 3:
Расстояние между валом 3 и 4:
Расстояние между валом 4 и 5:
Расстояние между валом 5 и 6:
Затем ориентировочно определяем ширину венцов зубчатых колес.
В результате выполнения курсовой работы был проведен кинематический расчет коробки скоростей станка построена структурная сетка привода и график частот вращения рассчитаны зубчатые передачи и разработана эскизная компоновка коробки передач привода главного движения станка.
Список используемых источников:
Ачеркан Н.С. и др. Металлорежущие станки. Том 1.-Москва: 1965 г.
Пантелеев В.Ф. Конструирование деталей и узлов технологических и транспортных машин: Учебное пособие для вузов.- Пенза: 2003
Пантелеев В.Ф. Расчеты деталей машин: Учебное пособие.-Пенза: 2002
Расчет и конструирование металлорежущих станков. Методические указания к выполнению курсового проекта. Составители: Михеев И.И. Эрленеков С.В. Ярмоленко Е.Н. Денисов В.Н.-Пенза 1990 г.

Чертеж второго листа В5.cdw