Станок вертикально-сверлильный 2А125

1_лист.dwg

вертикально-сверлильный.
Схема кинематическая
График частот вращения

3_лист.dwg

2_лист.dwg

31232.dwg

Рукоять переключения
Подшипник 207 ГОСТ 8338-75
Подшипник 7304 А ГОСТ 27365-87
Подшипник 7307 А ГОСТ 27365-87
Подшипник 212 ГОСТ 8338-75
Подшипник 7216 А ГОСТ 27365-87
Мaнжета 1-35 х 58-1 ГОСТ 8752-79
Мaнжета 1-60 х 80-1 4 ГОСТ 8752-79
Гайка М76 х 2 ГОСТ 11871-88
Шайба Н.18 ГОСТ 11872-89
Болт М8 х 28 ГОСТ 15589-70
Винт М8 х 25 ГОСТ 11738-84
Винт М10 х 30 ГОСТ 11738-84
Винт М10 х 40 ГОСТ 11738-84
Кольцо 38 ГОСТ 13942-86
Кольцо 26 ГОСТ 13942-86
Кольцо 32 ГОСТ 13942-86
Кольцо 35 ГОСТ 13942-86
Кольцо 20 ГОСТ 13942-86
Шайба 8 65Г ГОСТ 6402-70
Кольцо 80 ГОСТ 13943-86

ПЗ_2А125.doc

В данном курсовом проекте рассматривается тема модернизации существующего и разработки нового универсального и специального оборудования а именно решение задачи проектирования одного из узлов металлорежущего станка 2А125. Производится кинематический расчет проектируемого привода динамический расчет деталей привода описания конструкций разработанного привода. В результате проектирования коробки скоростей был изменен диапазон регулирования скоростей.
Устройство станка 2А1255
Кинематический расчет привода6
1 Разработка кинематической схемы проектируемого привода6
2 Определение показателя геометрического ряда чисел7
3 Выбор структуры привода8
4 Анализ структурных сеток9
5 Определение абсолютных величин передаточного отношения9
5.1 Выбор электродвигателя9
5.2 Определение минимального передаточного отношения привода10
5.3 Определение передаточных отношений10
6 Расчет чисел зубьев передач13
Динамический расчет деталей привода15
1 Расчет модуля прямозубой цилиндрической зубчатой передачи15
2 Расчет клиноременной передачи22
3 Расчет подшипниковых опор вала25
4 Расчет валов на прочность и выносливость30
5 Расчет привода шпинделя38
Библиографический список41
Целью данного проекта является закрепление и углубление знаний по общетехническим дисциплинам и приобретение практического опыта проектирования различного машиностроительного оборудования.
Задачей проекта является приобретение практических навыков в следующих вопросах:
анализ конструкций существующего оборудования с различных позиций;
решение комплексных инженерных задач при разработке конструкций;
применение теоретической базы при практических расчетах;
использование технической литературы и др.
Вертикально-сверлильный станок модели 2А125 используется в индивидуальном и серийном производстве для сверления рассверливания зенкерования развертывания отверстий диаметром до 25 мм в столах средней твердости. Он так же предназначен для нарезания резьбы метчиком.
Станок состоит из: колонны сверлильной головки шпинделя и стола. Колонна монтируется на основание.
Для работы на станке предусмотрены следующие движения:
Главное движение – вращение шпинделя с инструментом
Движение подачи – осевое перемещение шпинделя с инструментом
Вспомогательное движение – перемещение стола и сверлильной головки
При работе обрабатываемая деталь устанавливается на столе и закрепляется в тисках или в специальных приспособлениях. Совмещение осей будущего отверстия и шпинделя осуществляется перемещением приспособления с деталью на столе. Инструмент в зависимости от формы хвостовика закрепляется в шпинделе при помощи патрона или переходных втулок. Отверстия могут обрабатываться как ручной так и механической подачей.
Кинематический расчет привода
Кинематический расчет начинается с разработки кинематики станка. При этом вначале выбирается электродвигатель затем определяется число передач в группах т.е. разрабатывается кинематическая схема привода. Кинематический расчет произведем графоаналитическим методом т.к. он более нагляден.
1 Разработка кинематической схемы проектируемого привода
Рис. 1 Кинематическая схема привода.
2 Определение показателя геометрического
Показатель геометрического ряда чисел оборотов шпинделя подсчитывается по формуле:
Принимаем ближайшее стандартное значение показателя геометрического ряда и для него выписываем Я нормальных значений чисел оборотов шпинделя:
3Выбор структуры привода
Принятой кинематической схеме соответствует 6 структурных формул показывающих как разбито общее кол-во вариантов чисел оборотов отдельными группами передач т.е.
Для данного кинематического расчета выбираем структурную сетку со структурной формулой т.к. она наиболее приемлемой вариант по конструктивным соображениям.
Рис. 2 Структурная сетка.
4Анализ структурных сеток
Не все возможные варианты структурных сеток позволяют получить при разработке коробки скоростей компактное конструкторское решение. Поэтому для выбранной сетки производим анализ. Практикой для коробок скоростей установлены следующие значения передаточных отношений для любых групп передач:
Для выполнения этих условий получаем следующие выражения
Где - число интервалов на сетке между 2-мя крайними точками последней множительной группы.
С точки зрения компактного исполнения привода приемлемы сетки для которых выдерживаются условия:
5 Определение абсолютных величин передаточного отношения
5.1 Выбор электродвигателя
Выбор числа оборотов двигателя зависит от верхнего предела оборотов шпинделя и от конструктивных особенностей привода.
Выберем электродвигатель марки 4А112М4У3 с мощностью N=55 кВт и синхронным числом оборотов nдв=1500 мин-1.
5.2 Определение общего минимального передаточного отношения привода
Отношение минимального числа оборотов шпинделя к числу оборотов двигателя составляет минимальное передаточное отношение привода Imin Оно выражается через принятый знаменатель ряда чисел оборотов: где m – число интервалов между nmin и nдв по нормальному ряду чисел оборотов с принятым знаменателем
В этом случае точка составляющая 1448 мин-1 электродвигателя будет находиться между линиями соответствующих числам оборотов 1400 и 2000.
5.3 Разбивка минимального передаточного отношения и определение передаточных отношений
При разбивке учитываются особенности передач. Так для зубчатых пар принимают следующие условия:
Выход за указанные пределы к увеличению габаритов механизма снижению КПД появлению конструктивных трудностей при размещении механизмов переключения увеличению шума и т.п.
Привод включает клиноременную передачу от электродвигателя на входной вал коробки скоростей.
nmin=31.5 мин-1 nmax=1400 nдв=1448 мин-1 φ= 141
Граничные условия для зубчатых передач: или
Для ременной передачи
Производим разбивку Imin
Для основной группы построить следующие структурные графики
Для первой множительной группы построить
Для второй множительной группы можно построить
Для основной группы выбираем Imin=1:φ3
Для 1-ой множительной Imin=1:φ4
Для 2-ой множительной Imin=1:φ4
Для ременной передачи Imin=1:φ05
Для определения действительных чисел оборотов которые имеют все валы привода и абсолютных передаточных отношений передач строится диаграмма частот вращения (ДЧВ).
ДЧВ выполняется на весь привод в данном случае она выглядит так:
Построенная ДЧВ позволяет установить абсолютные величины передаточных отношений всех передач механизма и чисел оборотов в минуту всех валов при всех возможных его переключениях.
В данном случае для основной группы передаточное отношение будут иметь вид:
для 1-ой множительной группы:
для 2-ой множительной группы:
6 Расчет чисел зубьев передач
Данный расчет производиться при помощи ЭВМ
Исходные данные для расчета:
- количество одиночных передач в группе
- 1-ое передаточное отношение
- n-ое передаточное отношение
- минимальная сумма зубьев
- максимальная сумма зубьев.
РАСЧЕТ ЧИСЕЛ ЗУБЬЕВ ГРУППОВЫХ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ
И с х о д н ы е д а н н ы е :
Количество одиночных передач в группе :3
-е передаточное отношение :0.36
-е передаточное отношение :0.5
-е передаточное отношение :0.7
Минимальная сумма зубьев :60
Максимальная сумма зубьев :120
Р е з у л ь т а т ы р а с ч е т а :
Количество одиночных передач в группе :2
-е передаточное отношение :0.25
Минимальная сумма зубьев :100
Максимальная сумма зубьев :150
-е передаточное отношение :1.98
Минимальная сумма зубьев :85
Максимальная сумма зубьев :125
Динамический расчет деталей привода
1 Расчет модуля прямозубой цилиндрической зубчатой передачи
Расчетная нагрузка в формулах расчета зубьев на выносливость выражается в виде крутящего момента. Расчетный крутящий момент Т (Н*м) действующий на валу рассчитываемой шестерни находим через номинальный крутящий момент Тном и коэффициент перегрузки от внешних возмущений К по формуле: Т=Тном*К (3.1)
При расчете зубчатых передач универсальных металлорежущих станков средних размеров с ручным управлением номинальный крутящий момент Тном (Н*м) рекомендуется определить номинальной мощности Рном (кВт) приводного электродвигателя и расчетной частоты вращения n (мин-1) частоте начиная с которой и выше можно работать с использованием полной мощности (с учетом КПД механизма) т.е.
где - КПД кинематической цепи передач от электродвигателя до рассчитываемой шестерни
Для сверлильных станков при этом Тном определяется исходя из (12-14) Рном что связано повторно-кратковременным режимом работы и возможностью значительной перегрузки приводного двигателя без опасности его перегрева.
КПД одной зубчатой передачи с учетом потери на трении в подшипниках качения ее валов примем равным 098. КПД ременной передачи 096
В универсальных станках полная мощность электродвигателя используется начиная с первой ступени второй снизу четверти диапазона частот вращения шпинделя. В данном случае в приводе шпиндель получает полную мощность начиная с частоты n8. Шпиндель получает полную мощность и при частоте n7. Следовательно в последней группе рассчитаем обе передачи: по частоте n4 и по частоте n7 и примем для них одинаковый наибольший модуль.
В основной группе рассчитаем передачу z1:z2 по частоте n12 в 1-ой множительной группе рассчитаем передачу z7:z8 по частоте n9
Коэффициент перегрузки от внешних возмущений К в формуле (3.1) отражает увеличение нагрузки в следствии динамических явлений при обработке. Для сверлильных станков принимаем К=1.
В целях обеспечения прочности зубьев с упрочненной поверхности рассчитываем минимально допустимый модуль на выносливость при изгибе
где Кm – коэффициент равный для прямозубых передач 14
- отношение ширины венца bw к начальному диаметру шестерни dw1 (для коробок передач станков =02-04)
- коэффициент учитывающий распределения нагрузки по ширине венца
Z1 – число зубьев шестерни
- коэффициент учитывающий форму зуба шестерни
- допускаемое напряжение на усталость при изгибе.
Выбираем в качестве материала сталь 40Х термообработка; закалка ТВ4 =270 МПа
Коэффициент определяется в зависимости от и расположения передачи относительно опор (рис 3.1)
Коэффициент вычисляется с погрешностью не превышающая 1% по регрессивной зависимости: Модуль вычисленный по формуле (3.3) округляется до большего стандартного значения по ГОСТ 9563-60.
Для предотвращения усталостного выкрошивания поверхностного слоя зубьев при сопоставлении расчетного () и допустимого () контактных напряжений в полосе зацепления должно выполнять условие:
Расчетное контактное напряжение (МПа) для зубьев прямозубых передач определяется по формуле:
где Т1 – крутящий момент на шестерне Н*м
- начальный диаметр шестерни мм
- отношение ширины венца к начальному диаметру шестерни
U – передаточное число (U1)
Zn – коэффициент учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев. Для прямозубых передач с углом зацепления 20° и нулевым суммарным коэффициентом смещения Zn=176
- коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий
- коэффициент учитывающий динамическую нагрузку возникающую в зацеплении
- коэффициент учитывающий распределение нагрузки по ширине венца
Коэффициент определяется по формуле:
где - коэффициент торцового переключения он определяется по ГОСТ 16532-70 или упрощенно по приближенной зависимости:
где Z1 и Z2 – числа зубьев соответственно шестерни и колеса.
Начальный диаметр шестерни
где m – модуль найденный по формуле (3.3) и округленный до стандартного значения мм
Коэффициент определяется по формуле:
где V – окружная скорость мс;
- межосевое расстояние мм;
- степень точности передачи;
- передаточное число передачи;
Окружная скорость (мс) при модуле по изгибу:
где n – расчетная частота вращения шестерни принятая по графику частот вращения привода мин-1 ;
Межосевое расстояние (при модуле по изгибу):
Коэффициент определяется по регрессивной зависимости:
Допустимое контактное напряжение определяется по зависимости :
где - допустимое контактное напряжение соответствующая базовому числу циклов перемены напряжений;
- коэффициент долговечности;
Т.к. выбранный мною материал сталь 40Х термообработка: закалка ТВ4 поверхностная с охватом для впадин то [3табл 14с.9]
Проектировочный расчет цилиндрический зубчатых передач производится на ЭВМ.
- крутящий момент на шестерне Н*м;
- расчетная частота вращения шестерни мин-1;
- допускаемое контактное напряжение для зубьев шестерен при базовом числе циклов МПа;
- отношение ширины венца к начальному диаметру шестерни - ;
- число зубьев шестерни
- число зубьев колеса
- степень точности зубчатой передачи по ГОСТ 1643-72-СТ;
- KOD – код расположения передачи относительно опор.
РАСЧЕТ МОДУЛЯ ПРЯМОЗУБОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ
)Крутящий момент на шестерне (H·м) :46.8
)Частота вращения шестерни (1мин) :1400
)Относительная ширина шестерни :0.20
)Число зубьев шестерни :27
)Число зубьев колеса :75
)Степень точности зубчатой передачи :7
)Код расположения передачи : 2
)Материал марка :Сталь 40Х
Допускаемое контактное напряжение (MПа) :900
Допускаемое изгибное напряжение (MПа) :270
Закалка ТВЧ поверхностная с охватом дна впадины
Твердость HB(HRC) :HRC48-52
Базовое число циклов :80млн
Модуль по контактным напряжениям (мм) :2.0033
Модуль по изгибным напряжениям (мм) :2.4022
Стандартный модуль (мм) :2.5000
Межосевое расстояние (мм) :127.5000
Ширина шестерни (мм) :13.5000
Окружная скорость (мс) : 4.9480
)Крутящий момент на шестерне (H·м) :128.4
)Частота вращения шестерни (1мин) :500
)Относительная ширина шестерни :0.4
)Число зубьев шестерни :30
)Число зубьев колеса :120
)Код расположения передачи : 1
Модуль по контактным напряжениям (мм) :1.8836
Модуль по изгибным напряжениям (мм) :2.4218
Межосевое расстояние (мм) :187.5000
Ширина шестерни (мм) :30.0000
Окружная скорость (мс) : 1.9635
)Крутящий момент на шестерне (H·м) :251.8
)Частота вращения шестерни (1мин) :250
)Относительная ширина шестерни :0.6
)Число зубьев шестерни :73
)Число зубьев колеса :37
Модуль по контактным напряжениям (мм) :1.8789
Модуль по изгибным напряжениям (мм) :2.4713
Межосевое расстояние (мм) :137.5000
Ширина шестерни (мм) :55.5000
Окружная скорость (мс) : 1.2108
)Крутящий момент на шестерне (H·м) :173.8
)Частота вращения шестерни (1мин) :355
)Число зубьев шестерни :22
)Число зубьев колеса :97
Модуль по контактным напряжениям (мм) :2.6237
Модуль по изгибным напряжениям (мм) :3.1587
Стандартный модуль (мм) :3.5000
Межосевое расстояние (мм) :208.2500
Ширина шестерни (мм) :46.2000
Окружная скорость (мс) : 1.4313
2 Расчет клиноременной передачи
Расчет производится по мощности передаваемой одним ремнем. В зависимости от мощности принимается расчетный диаметр меньшего шкива D1(мм) по ГОСТ 20889-75 и при расчетной частоте вращения меньшего шкива n1(мин-1) вычисляется скорость ремня V(мс)
Расчетный диаметр большего шкива D2 определяется в зависимости от передаточного отношения i передачи. С учетом величины проскальзывания ремня (~2%)
для замедляющей передачи
а для ускорительной
Расчетная длина ремня определяется по формуле
где A – приблизительное межосевое расстояние мм;
При 2-х шкивах (3.5)
Коэффициент К определяется по табл. 2.2 [3 с.16] в зависимости от передаточного числа ременной передачи.
По табл. 2.3 [3 с.17] принимается ближайшее значение расчетной длины ремня (относительно ).
Уточненное межосевое расстояние.
Число ремней передачи:
где N – мощность передаваемая передачей кВт;
NO – мощность передаваемая одним ремнем кВт;
K1 – коэффициент зависящий от угла обхвата;
CP – коэффициент учитывающий характер нагрузки и режим работы.
где - угол обхвата на малом шкиву град;
С – коэффициент характеризующий тип станка или машины.
С=1 – для сверлильных станков.
Мощность NO считается по формуле:
где - расчетная ширина ремня мм
Рис.3.1 Расчетные элементы шкива и сечения ремня.
Тяговое усилие передачи определяется по формуле:
Усилие на вал от ремней:
где S - предварительное натяжение на ветвь ремня в покое [3 с.19 табл. 2.4].
Расчет клиноременной передачи проведем на ЭВМ
N – мощность передаваемая передачей кВт;
n1 – частота вращения меньшего шкива мин-1;
A – приблизительное межосевое расстояние мм;
С – коэффициент характеризующий тип станка или машины;
D1 – минимально возможный диаметр меньшего шкива мм.
После расчета на ЭВМ выбираем ремень типа В с шириной ремня.
А1=14мм и диаметром шкивов D1=200мм и D2=202мм.
ПОЛНЫЙ РАСЧЕТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ
Передаваемая мощность (кВт) :5.5
Частота вращения малого шкива (1мин):1448
Передаточное отношение :0.97
Приблизительное межцентровое расстояние (мм):500
Приблизительный диаметр меньшего шкива (мм) :90
Тип Ar D1 D2 V Len Z AA S P G
ремня мм мм мм мс мм мм Н Н Н
B 14.0 125 126 9 1400 5 503 162 320 1620
B 14.0 140 141 11 1600 4 579 162 286 1296
B 14.0 160 162 12 1600 3 547 162 250 972
B 14.0 180 182 14 1600 3 516 206 222 1236
B 14.0 200 202 15 1800 2 584 206 200 824
B 14.0 224 226 17 1800 2 546 206 179 824
B 14.0 250 253 19 1800 2 505 206 160 824
B 14.0 280 283 21 2000 2 558 206 143 824
B 14.0 315 318 24 2000 2 503 206 127 824
B 14.0 335 338 25 2240 2 591 206 119 824
B 14.0 400 404 30 2500 2 618 206 100 824
3 Расчет подшипниковых опор вала
Расчет выполняется с помощью ЭВМ. Программа составлена для расчета двух опорного вала на радиальных подшипниках при схемах нагружения представленных в табл.3.1 [3 2.1]. Расположение внешних сил P и Q относительно опор вала выявляется в процессе выполнения чертежа развертки привода. Направления действия сил P и Q определения из чертежа поперечного разреза привода или схемы свертки валов выполненной в масштабе по которой передается полная мощность (рис 3.1).
Результирующие силы на зубьях передач эвольвентного 20-ти градустого зацепления действующие на вал рассчитываются по формуле:
Окружные составляющие Po и Qo определяется по крутящему моменту Мкр по валу и начальным диаметрам колес .
По силам P и Q определяются опорные реакции. Опорные реакции силы P в плоскости действия этой силы:
Опорные реакции на силы Q:
Рис. 3 Схема свёртки валов.
Результирующие реакции в левой правой опорах:
где - угол между плоскостями действия сил P и Q находятся в пределах от 0 до 360 и определяется из схемы свертки привода.
Подшипники выбираются по допускаемой динамической и статической грузоподъемности с учетом посадочных размеров.
Статическая грузоподъемность подшипников принимается по величинам опорных реакций; для левой опоры ; а для правой
Динамическая грузоподъемность радиального шарикоподшипника вычисляется с учетом осевой силы в обе стороны не более 20% от радиальной с температурой до 100 0С и кратковременными перегрузками до 125% нормальной (расчетной) нагрузки при вращающемся по отношению к нагрузке.
Динамическая грузоподъемность подшипников левой и правой опор рассчитываются по формулам:
где - коэффициент безопасности равный 12 для учета перегрузки;
- отношение динамической грузоподъемности к эквивалентной динамической нагрузке [3 с.24 табл.]
Изгибающие моменты вала M(H*м) в сечениях действия внешних сил или реакций определяются по общей формуле:
где F – сила или реакция опоры H;
- плечо действия силы или реакции мм.
Положение сечения в котором действует искомый изгибающий момент определяется координатой X измеряемой силы или реакции действующих на левом конце вала. Координаты Х и соответствующие выражения изгибающих моментов для схем нагружения вала предусмотренных программой приведены в табл. 3.1 [3 c.22]
А – расстояние от левой опоры до силы Р мм
В - расстояние от левой опоры до силы Q мм
L – расстояние между опорами мм
PQ – силы действующие на вал Н
ALFA – угол между плоскостями действия сил P и Q град
n – частота вращения вала мин-1
Р А С Ч Е Т П О Д Ш И П Н И К О В Ы Х О П О Р В А Л А
Сила P:824(H)расстояние от левой опоры вала A=58(мм)
Сила Q:1475(H)расстояние от левой опоры вала B=36(мм)
Расстояние между опорами вала L=537(мм)
Угол между силами P и Q (градусы) :70
Частота вращения вала N=1400 (обмин)
Опорная реакция левой опоры (H) : 1893.86
Опорная реакция правой опоры (H) : 108.07
Статическая грузоподъемность подшипников (H)
левой опоры : 1893.86
правой опоры : 108.07
Динамическая грузоподъемность подшипников (H)
левой опоры :21416.86
правой опоры : 1222.10
О П А С Н Ы Е С Е Ч Е Н И Я В А Л А :
Первое сечение:расстояние от левого конца вала X= 58.00(мм)
Изгибающий момент M= 47.79(H·м)
Второе сечение:расстояние от левого конца вала X= 94.00(мм)
Изгибающий момент M= 54.14(H·м)
Сила P:1457.5(H)расстояние от левой опоры вала A=36(мм)
Сила Q:3643.7(H)расстояние от левой опоры вала B=166(мм)
Угол между силами P и Q (градусы) :40
Частота вращения вала N=500 (обмин)
Опорная реакция левой опоры (H) : 3664.76
Опорная реакция правой опоры (H) : 1202.85
левой опоры : 3664.76
правой опоры : 1202.85
левой опоры :29403.69
правой опоры : 9650.89
Первое сечение:расстояние от левого конца вала X= 36.00(мм)
Изгибающий момент M= 131.93(H·м)
Второе сечение:расстояние от левого конца вала X= 166.00(мм)
Изгибающий момент M= 446.26(H·м)
Сила P:1233(H)расстояние от левой опоры вала A=166(мм)
Сила Q:4804(H)расстояние от левой опоры вала B=327(мм)
Частота вращения вала N=355 (обмин)
Опорная реакция левой опоры (H) : 2589.76
Опорная реакция правой опоры (H) : 3226.63
левой опоры : 2589.76
правой опоры : 3226.63
левой опоры :18536.83
правой опоры :23095.40
Первое сечение:расстояние от левого конца вала X= 166.00(мм)
Изгибающий момент M= 429.90(H·м)
Второе сечение:расстояние от левого конца вала X= 327.00(мм)
Изгибающий момент M= 677.59(H·м)
4 Расчет валов на прочность и выносливость
Расчет валов производится на ЭВМ.
Данная программа позволяет производить расчет запаса статической прочности и запаса выносливости в сечении сплошного вала при изгибе кручении и их совместного действия. Для этого достаточно иметь в тонких линиях развертку рассчитываемого привода станка со всеми расположенными на валах деталями.
Нормальные напряжения в сечении от изгиба и кручения определяются по формулам:
где - момент сопротивления сечения при изгибе;
- момент сопротивления сечения при кручении.
Моменты сопротивления рассчитываются по формулам:
А) для валов сплошного круглого сечения.
Б) для сечений валы с одной или двумя диаметрально противоположными шпонками (рис 3.1 а).
где Z – количество шпонок;
Рис. 3.1 Валы со шпонками и шлицами
В) для сечений вала со шлицами (рис 3.1 б).
где Z – количество шлицев.
Коэффициент запаса статической прочности по нормальным и касательным напряжением.
где и - напряжение текучести.
Напряжение текучести вычисляется по приблизительным формулам:
где - предел прочности стали;
С – обозначение марки стали согласно табл. 4.2 [3 с.30]
Для стали 40Х термообработка: отпуск твердость 270 HB.
Общий запас прочности по статической прочности
При расчете усталостной прочности при симметричном напряжении изгиба амплитуды и средним напряжением цикла принимаем следующими:
Запас достаточной прочности вала при изгибных напряжениях
При крутящих напряжениях
где и - пределы выносливости при кручении и при изгибе;
- коэффициент учитывающий влияние абсолютных размеров вала на предел усталостной прочности при отсутствии элементов концентрации напряжений;
- коэффициент зависящий от динамических воздействий и трения на зубьях шестерен колебаний усилий резания и т.п.;
и - динамический коэффициент концентрации напряжений при изгибе и кручении.
Пределы выносливости рассчитываются по формулам:
Коэффициент зависит от и составляет:
Для шлицевых участков валов
Для прямобочных шлицов
Для участков вала со шпоночной канавкой выполненной дисковой фрезой
Общий запас усталостной прочности при совместном действии изгиба и кручения
Запасы прочности как статический так и усталостный должен быть не ниже 13-15.
Мu – изгибающий момент в проверяемом сечении Н*м;
Мкр – крутящий момент в проверяемом сечении Н*м;
- предел прочности материала вала МПа;
d и D – минимальный и максимальный диаметры в сечении вала мм;
b – ширина шлица или шпонки мм;
t – глубина шпоночной канавки мм;
R=1 – для прямобочных шлицев;
С – код марки стали;
Х – признак концентратора напряжений в сечении вала: х=3 – шлицы х=4 – одна или несколько шпонок;
Z – число шлицев или шпонок в сечении
РАСЧЕТ ВАЛОВ НА ПРОЧНОСТЬ И ВЫНОСЛИВОСТЬ
Обозначение вала : 2
Обозначение проверяемого сечения : A-A
Изгибающий момент в проверяемом сечении (H·м):47.79
Крутящий момент в проверяемом сечении (H·м):6
Предел прочности (МПа):880
Термообработка :Отпуск
Твердость (HB) : 270
Концентратор напряжений - шлицы ПРЯМОБОЧНЫЕ
Ширина шлица b (мм) :6
Количество шлицев :8
Запас статической прочности при изгибе : 40.36
Запас статической прочности при кручении :497.34
Запас статической прочности суммарный : 40.23
Запас усталостной прочности при изгибе : 15.06
Запас усталостной прочности при кручении :174.83
Запас усталостной прочности суммарный : 15.01
Обозначение проверяемого сечения : B-B
Изгибающий момент в проверяемом сечении (H·м):54.16
Запас статической прочности при изгибе : 35.61
Запас статической прочности суммарный : 35.52
Запас усталостной прочности при изгибе : 13.29
Запас усталостной прочности суммарный : 13.25
Обозначение вала : 3
Изгибающий момент в проверяемом сечении (H·м):131.93
Крутящий момент в проверяемом сечении (H·м):33.48
Ширина шлица b (мм) :8
Запас статической прочности при изгибе : 59.86
Запас статической прочности при кручении :364.93
Запас статической прочности суммарный : 59.07
Запас усталостной прочности при изгибе : 21.01
Запас усталостной прочности при кручении :120.86
Запас усталостной прочности суммарный : 20.70
Обозначение проверяемого сечения : M-M
Изгибающий момент в проверяемом сечении (H·м):446.26
Запас статической прочности при изгибе : 17.70
Запас статической прочности суммарный : 17.67
Запас усталостной прочности при изгибе : 6.21
Запас усталостной прочности суммарный : 6.20
Обозначение вала : 4
Обозначение проверяемого сечения : G-G
Изгибающий момент в проверяемом сечении (H·м):429.90
Крутящий момент в проверяемом сечении (H·м):18
Концентратор напряжений - шпоночная канавка
Способ получения - КОНЦЕВОЙ ФРЕЗОЙ
Ширина шпонки b (мм) :14
Глубина шпоночного паза t (мм) :5.5
Количество шпонок :1
Запас статической прочности при изгибе : 10.08
Запас статической прочности при кручении :372.40
Запас статической прочности суммарный : 10.07
Запас усталостной прочности при изгибе : 3.64
Запас усталостной прочности при кручении :162.20
Запас усталостной прочности суммарный : 3.63
Обозначение проверяемого сечения : K-K
Изгибающий момент в проверяемом сечении (H·м):677.59
Крутящий момент в проверяемом сечении (H·м):0.349
Запас статической прочности при изгибе : 6.26
Запас статической прочности при кручении :18805.11
Запас статической прочности суммарный : 6.26
Запас усталостной прочности при изгибе : 2.27
Запас усталостной прочности при кручении :6419.37
Запас усталостной прочности суммарный : 2.27
5 Расчет привода шпинделя
Привод шпинделя монтируется в гильзу имеет осевое перемещение (рис. 3.2)
Рис 3.2 Схема привода шпинделя
Крутящий момент на шпиндель передается от колеса при помощи шлицев.
Расчетом шпинделя на жесткость определяем деформацию кручения. Осуществим проверку шпинделя на угол закручивания при передачи наибольшего крутящего момента.
Угол закручивания шлицевого вала.
где - момент инерции шлицевого вала вычисленный по среднему диаметру мм;
- модуль сдвига для стали
Для шпинделей сверлильных станков допускается угол закручивания до градуса на погонный метр тогда получим
По ГОСТ 1139-80 выбираем шлицевое соединение средней серии
число шлицев ширина
В данной работе много спроектирован привод главного движения станка в основу которого положен сверлильный станок модели 2А125.
Проделанная работа помогла мне в закрепление знаний по проектированию металлорежущих станков.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебн. Пособие для машиностр. спец. Вузов. – 4-е изд. перераб. и доп. М.: Высш. шк. 1985-416с. ил
Решетов Д.Н. Детали машин.- М.: машиностроение 1975-656с.
Пузырев В.А. Пасько Н.И. Расчет и конструирование приводов станков с применением ЭВМ.: Учебн. пособие.- Тула1985-37с.
Пузырев В.А. Металлорежущие станки и пром. Раб.: Учебн. пособие.-Тула1987.-24с.
Пузырев В.А. Сундуков Г.В. методическое пособие к курсовому проекту по металлорежущим станкам.- Тула1970-165с.