Модернизация привода главного движения на базе станка 2Н 135

На печать.frw

Белорусско-Российский
Кинематическая схема
Сталь 40Х ГОСТ1050-88
Н135 00706 00.00.00 КЗ
Н135 04207 00.00.00 КЗ
Электродвигатель главного движения:
Пределы частот вращения шпинделя
Количество скоростей шпинделя:
Размеры рабочей поверхности стола
Конус шпинделя по ГОСТ 2847-67:
Наибольший диаметр сверления
Техническая характеристика станка:
Класс точности станка по ГОСТ 8-71:
График частот вращения
Остальные технические требования по СТБ 1014-95
Н135 00706 01.00.00 СБ
Н135 04276 00.00.00 СБ
Н135 04207 00.00.00 СБ
Сталь 45 ГОСТ1050-88
Н135 00706 02.00.00 СБ
Н135 00706 03.00.00 СБ
Н135 00706 05.00.00 СБ
Н135 00706 04.00.00 СБ

На печать.dwg

ПСК-885-1.13.00.009
ПСК-885-1.13.00.005
ПСК-885-1.13.00.003
Сталь 40Х ГОСТ1050-88
Сталь 45 ГОСТ1050-88
Нормальный исходный контур
Коэффициент смещения
ПСК-885-1.13.00.007
Сталь 40Х ГОСТ4543-88
Белорусско-Российский университет гр. ТМ-031
Н135 00706 00.00.00 КЗ
Н135 04207 00.00.00 КЗ
Станок вертикально- сверлильный Кинематическая схема
Электродвигатель главного движения:
Пределы частот вращения шпинделя
Количество скоростей шпинделя:
Размеры рабочей поверхности стола
Конус шпинделя по ГОСТ 2847-67:
Наибольший диаметр сверления
Техническая характеристика станка:
Класс точности станка по ГОСТ 8-71:
График частот вращения
Остальные технические требования по СТБ 1014-95
Н135 00706 01.00.00 СБ
Н135 04276 00.00.00 СБ
Привод главного движения Сборочный чертеж
Белорусско-Российский университет гр. ТМ-31
Н135 04207 00.00.00 СБ
Н135 00706 02.00.00 СБ
Н135 00706 03.00.00 СБ
Н135 00706 05.00.00 СБ
Н135 00706 04.00.00 СБ

Спец. Ред. 1.doc

Н13500706 01.00.00 СБ
Привод главного движения
Белорусско-Российский

Копия Курсач.doc

Описание разрабатываемой конструкции и кинематической схемы
Расчет режимов резания
Кинематический расчет
Конструкторская часть
Описание механизма управления
Описание системы смазки
Безопасность и экологичность проекта
Список использованных источников
В нашей стране развитию и совершенствованию парка металлорежущих станков и автоматов уделяется первостепенное внимание. Тираж металлорежущих станков темпы развития станкостроения уровень качества выпускаемых станков удельный вес автоматизированного оборудования в том числе с программным управлением мобильность станочного парка для изготовления разнообразных изделий высокая эффективность при эксплуатации станков — все это во многом определяет промышленный потенциал страны и характеризует уровень развития ее машиностроения.
Современные металлорежущие станки — это высоко развитые машины включающие большое число механизмов и использующие механические электрические электронные гидравлические пневматические и другие методы осуществления движения и управления циклом. Высокую производительность процесса обработки современные станки обеспечивают за счет быстроходности мощности и широкой автоматизации. Существуют автоматические линии участки и цеха состоящие из десятков сложных станков и включающие контрольные и сборочные операции. Все большее развитие получают станки с программным управлением в том числе многоцелевые обеспечивающие высокую мобильность производства точность и производительность обработки. Автоматика все шире применяется не только для повышения производительности процесса обработки но и для получения его высоких качественных показателей.
Вертикально-сверлильный станок модели 2Н135 используется на предприятиях с единичным и мелкосерийным выпуском продукции и предназначен для выполнения следующих операций: сверления рассверливания зенкования зенкерования развертывания и подрезки торцов ножами нарезания резьбы.
Станок предназначен для получения глухих и сквозных отверстий в сплошном металле. Основными формообразующими движениями в станке являются движение резание (вращение инструмента) и движение подачи.
Наличие на станках механической подачи шпинделя при ручном управлении циклами работы допускает обработку деталей в широком диапазоне размеров из различных материалов с использованием инструмента из высокоуглеродистых и быстрорежущих сталей и твердых сплавов.
Станок состоит из фундаментной плиты колонны стола вертикальной сверлильной головки со шпинделем электродвигателя. Движение подачи осуществляется шпинделем. На станке можно сверлить отверстия диаметром до 35 мм. Вылет шпинделя – 300 мм конус шпинделя по ГОСТ 2847-67– Морзе 4 наибольший ход шпинделя –250 мм. Станок обеспечивает 12 частот вращения шпинделя и 9 подач.
Расчет ведем по методике изложенной в 1.Исходными данными для расчета являются:
- наибольший диаметр сверления dб=30мм;
- материал обрабатываемого изделия – ковкий чугун НВ>170;
- минимальная частота вращения шпинделя n=100мин-1;
- знаменатель геометрического ряда φ=141;
- Число ступеней частот вращения z=8
Наименьший диаметр сверления dм мм
Значение наибольшей и наименьшей подачи для обработки заготовок из стали определим по таблице 25 из 6.
Наибольшая подача для обработки заготовки из стали Sб ммоб
Наименьшая подача для обработки заготовки из стали Sм ммоб
Наибольшая частота вращения шпинделя n max мин-1
Полученное значение частоты вращения округлим до стандартной величины n max мин-1
Наибольшая скорость резания Vmax ммин
где dm – наименьший диаметр сверления мм dm=6 мм.
Наименьшая скорость резания Vminx ммин
Наибольший крутящий момент при сверлении Mб Н*м
где См – постоянный коэффициент [6 стр. 281];
Кр – коэффициент учитывающий фактические условия обработки [6 стр. 264];
q y – показатели степени в формуле момента [6 стр. 281].
Максимальная мощность потребная на резание Nб кВт
Принимаем электродвигатель АИР 112МА6УЗ; Nдв=30 кВт; nдв=955 мин-1 [4 табл. 24.9].
Строим структурную формулу в развернутом виде:
где Pa Pm — число передач частот вращения в групповой передаче;
х1 хn — характеристики соответствующих групповых передач.
Проектируем структурную сетку.
Рисунок 1 — Структурная сетка привода
Исходя из nmin=100 мин-1 и знаменателя геометрического ряда j=141 определим частоты вращения шпинделя для каждой ступени регулирования.
Таблица 1 – Частоты вращения шпинделя
N2= n1*j=100*141=141мин-1
N3= n2*j=140*141=1974 мин-1
N4= n3*j=200*141=282 мин-1
N5= n4*j=280*141=3948 мин-1
N6= n5*j=400*141=564 мин-1
N7= n6*j=560*141=7896 мин-1
N8= n7*j=800*141=1128 мин-1
Строим график частот вращения для коробки скоростей выбирая i-передаточное отношение соблюдая условия 14 i 2.
Рисунок 2 — График частот вращения
Из графика частот вращения получаем значения передаточных отношений:
где z – число зубьев колеса.
На основании графика частот вращения составляем упрощенную кинематическую схему коробки скоростей:
Рисунок 3 — Упрощенная кинематическая схема коробки скоростей
По определенным передаточным отношениям определяем числа зубьев колес [5 прил. 21]. Результаты представим в виде таблицы.
Таблица 2 — Результаты подбора чисел зубьев
Сумма зубьев передачи
Полученные значения чисел зубьев не окончательны и могут редактироваться в процессе выполнения дальнейших расчетов и построения чертежей.
Находим фактические частоты вращения шпинделя ni мин-1
Произведем проверку правильности подбора чисел зубьев которые должны обеспечить требуемую частоту вращения на данной скорости вращения шпинделя:
Условия верного выбора чисел зубьев выполняются.
Кинематический расчет привода
Расчет ведем по методике изложенной в 1. Расчетная частота вращения шпинделя nрасч мин-1
Принимаем в качестве расчетной частоты ближайшую стандартную частоту вращения шпинделя nрасч=200 мин-1.
По графику частот вращения определяем частоты каждого вала ni мин-1
Мощность на валах Ni кВт
Ni= Ni-1*h1*h2 (4.2)
h1— КПД пары подшипников качения h1=09;
h2 — КПД прямозубых цилиндрических колес h2=095.
NII= NI*h1*h2=3.0*09*095=2.56 кВт.
NIII= NII*h1*h2=2.56*09*095=2.19 кВт.
NIV= NIII*h1*h2=2.19*09*095=187 кВт.
NV= NIV*h1*h2=187*09*095=16 кВт.
Крутящие моменты на валах Тi Н*м
ni — частота вращения i-го вала мин-1.
Расчет зубчатых передач
Проектный расчет передачи
Для изготовления колес и шестерен используем сталь 40Х. Этот выбор обусловлен желанием получить сравнительно небольшие габариты и невысокую стоимость коробки скоростей.
Назначаем термообработку [1 табл. 8.8]:
для колес — улучшение 230 260 НВ sВ=850 МПа; sТ=550 МПа;
для шестерен — улучшение 260 280 НВ sВ=950 МПа; sТ=700 МПа.
При назначенной твердости обеспечивается приработка зубьев передач.
Допускаемые контактные напряжения [sН] МПа
SН=11 — коэффициент безопасности;
КHL — коэффициент долговечности.
где NK — эквивалентное число напряжений.
где n — частота вращения вала зубчатого колеса;
с — число зубчатых колес находящихся в зацеплении с рассчитываемым;
Lh — заданный ресурс час.
Lh=L*365*Kгод*24*Ксут (4.8)
где L=5 — срок службы лет;
Kгод=066 — коэффициент использования передачи в год;
Ксут=066 — коэффициент использования передачи в сутки.
Расчет осуществляем по наиболее нагруженной передаче.
Lh=5*365*066*24*045=19710 ч.
NK =60*200*1*19710=236*108 .
Базовое число циклов NНs циклов
где НВ — средняя твердость.
NНs=30*25024=17*107.
В соответствии с кривой усталости напряжения sН не могут иметь значений меньших sНlimb поэтому при NK> NНs принимают NK = NНs и тогда КHL=1. В нашем случае NK =207*108 цикла > NНs =17*107 цикла и следовательно КHL=1.
Допускаемые напряжения изгиба [sF] МПа
где sFlimb — базовый предел выносливости зубьев при изгибе [1 табл. 8.9].
SF=175 — коэффициент безопасности;
КFC=1 — коэффициент учитывающий двухстороннее приложение нагрузки;
КFL=1 — коэффициент долговечности.
для шестерен sFlimb=260+270=530 МПа.
Допускаемые контактные напряжения при кратковременной перегрузке [sН]max МПа
для шестерен [sН]max=28*700=1960 МПа.
Предельные напряжения изгиба [sF]max МПа
для шестерен [sF]max=28*270=740 МПа.
Расчет осуществляем для передачи обладающей в своих группах наибольшими передаточными числами как для наиболее нагруженных.
Предварительное межосевое расстояние aw мм для колес z13 и z14
где ЕПР – приведённый модуль упругости ЕПР=21*105МПа
КН – коэффициент угла перекоса КН=108 [1 рис.8.15]
ba – коэффициент относительной ширины колёс ba=04 [1 табл.8.4].
Модуль передачи m мм
Принимаем m=2 мм тогда межосевое расстояние aw мм
Предварительное межосевое расстояние aw мм для колес z10 и z11:
Предварительное межосевое расстояние aw мм для колес z2 и z3:
Принимаем m=25 мм тогда межосевое расстояние aw мм
Ширина венца для шестерни bv мм
Расчет геометрических параметров передач осуществляем по ГОСТ 16532-70.
Делительный диаметр шестерни (колеса) d1(2) мм
d1(2)= z1(2)×m. (4.18)
Диаметр окружности впадин df мм
df= d1(2)-25×m. (4.19)
Диаметр окружности выступов dа мм
dа= d1(2)+2m. (4.20)
Результаты расчетов по вышеприведенным методикам представим в виде таблицы 2.
Таблица 2 — Результаты расчета зубчатых колес
Суммарное число зубьев zS
Передаточное число u
Межосевое расстояние аw мм
Делительный диаметр d мм
Диаметр вершин da мм
Диаметр впадин df мм
Проверочный расчет передач
Проверочный расчет выполним для передачи z13-z14 как наиболее нагруженной передачи привода.
Проверочный расчет на усталость по контактным напряжениям [sН]max МПа
где Кн=106 — коэффициент нагрузки.
Условие обеспечения прочности по контактном напряжениям выполняется.
Проверочный расчет на усталость по напряжениям изгиба [sF]max МПа
где YF — коэффициент формы зуба;
Ft — окружная сила Н;
KF — коэффициент расчетной нагрузки.
При х=0 [1 рис. 8.20]:
для шестерни YF1=41;
Расчет выполняем по тому колесу у которого меньше отношение [sF] YF.
Расчет выполняем по шестерне:
где KFb=105 — по графику [5 рис. 8.15];
KFV=114 — по таблице [5 табл. 8.3].
Условие прочности по напряжениям изгиба выполняется.
Расчет ведем по методике изложенной в 1.
Проектный расчет валов
В качестве материала валов назначаем сталь 45 ГОСТ 1050-88 sВ=750 МПа; sТ=450 МПа.
Средний диаметр вала d мм
где Т — крутящий момент на валу Н×м;
[t]=15 МПа — допускаемые напряжения кручения;
Расчет валов осуществим на примере предпоследнего (IV-го) вала.
Разрабатываем конструкцию вала.
Рисунок 4 — Конструкция вала
Исходными данными для расчета вала являются:
Т=3232 Н*м- крутящий момент на валу;
n =800 мин-1 –частота вращения вала.
Допускаемая радиальная нагрузка на выходном конце вала [FR] Н
Ft1=2*3232012=53866Н;
Ft2=2*3232012=53866Н.
где =0 – угол наклона зубьев.
Радиальная сила Fri Н
Fr1=53866* tg 200=19533Н;
Fr2=53866* tg 200=19533Н.
Определяем реакции в опорах.
Рассмотрим реакции от силы Fr действующей в вертикальной плоскости.
Рисунок 5 — Расчетная схема
Вертикальная плоскость:
Горизонтальная плоскость:
Определяем моменты M Н*м
Изгибающий момент Мизг Н*м
Эквивалентный момент Мэкв Н*м
Проверочный расчет валов
Для первого сечения эквивалентный момент МЭ1 кН*мм
Для второго сечения эквивалентный момент МЭ2 кН*мм
Проверочный расчёт будем выполнять для 1-го сечения.
Диаметр вала эквивалентному моменту d мм
где - допускаемое напряжение при изгибе МПа.
Произведем подбор подшипников для IV вала.
d -диаметр в месте посадки подшипников нижней опоры 20мм;
d -диаметр в месте посадки подшипников верхней опоры 20мм;
n — частота вращения вала; 800 мин-1
Lh –ресурс Lh=20000часов.
Так как более нагруженной является вурхняя опора то расчет осуществляем для нее.
Предварительно назначаем шариковые радиальные подшипники №7000102.
Эквивалентная нагрузка Pr Н
Pr=X*V*Fr*Kd*KT (4.32)
где V — коэффициент вращения V=1;
X=1 Y=0 —коэффициенты радиальной и осевой нагрузок
Kd=13 — коэффициент безопасности учитывающий характер нагрузки;
KT=1 — температурный коэффициент.
Расчет произведем для вурхней наиболее нагруженной опоры:
Pr=1*1*668б5*13*1б05=49125Н.
Эквивалентная долговечность LhE ч
LhE=LE* KHE=20000*025=5000 ч.
где KHE=025 коэффициент режима нагрузки [1 табл. 8.10].
Количество оборотов LE млн. об.
LE=60*10-6*n*LhE=60*10-6*800*5000=240 млн.об.
Динамическая грузоподъёмность С Н
где а1 – коэффициент надёжности;
а2 – обобщённый коэффициент совместного влияния качества металла условий эксплуатации [1 табл. 16.3].
Принимаем шариковые радиальные подшипники легкой серии условное обозначение 7000101 для которых C=5740 Н С0=3120 Н.
Таблица 3-Результаты подбора подшипников коробки скоростей
Обозначение подшипника
Расчет шпоночного соединения
Рисунок 6 — Шпоночное соединение
Проверочный расчёт шпоночного соединения будем выполнять для вала 5. Принимаем призматическую шпонку по ГОСТ23360-78. Материал шпонки – сталь 45 чистотянутая по ГОСТ8787-68. Размеры шпонки и сечения паза для d=40мм: b=12мм h=8мм t1=5мм t2=33мм r=04мм.
Длина шпонки исходя из условия прочности на смятие l мм
где h – высота шпонки [1 табл. 9.1.2];
[СМ] - допускаемое напряжение смятия [1 стр. 90].
С учётом ширины колёс принимаем длины шпонок l>4мм соответственно. Аналогично подбираем остальные шпонки. Результаты расчета сводим в таблицу.
Таблица 4 – Параметры шпоночного соединения
Напряжение среза МПа
где [t]=100 МПа — допускаемое напряжение среза.
Прочность шпоночного соединения обеспечена.
6 Расчет шлицевого соединения
Рисунок 7 — Шлицевое соединение
Выбираем прямобочное шлицевое соединение с центрирование по “D” — наружнему диаметру. Произведем полный расчет шлицевого соединения на наиболее нагруженном валу IV вал.
Расчет шлицевого соединения произведем на смятие и износ.
Напряжение смятия sсм МПа
где z — число шлицев; z= 6;
dср — средний диаметр; dср=18мм;
h — рабочая высота шлица h=2мм;
[scм]=70МПа — допускаемое напряжение смятия.
Напряжение по износу sизн МПа
где [sизн]=40МПа — допускаемые напряжения по износу.
Результаты расчетов других шлицевых соединений обеспечивающие условия прочности представим в виде таблицы.
Таблица 4-Результаты подбора шлицевых соединений согласно ГОСТ 1139-80.
Обозначение шлицевого соединения
Для передачи вращающего момента от электродвигателя выбираем по ГОСТ 21424-93 упругую втулочно-пальцевую муфту: МУВП 125-28-1. Материал полумуфт чугун СЧ20 по ГОСТ1412-85; материал пальцев – сталь 45 по ГОСТ1050-88 [2]
Условие прочности втулки на смятие sсм МПа
где - диаметр пальца под втулкой мм;
- длина резиновой втулки мм;
D1 – диаметр окружности расположения пальцев мм.
Условие прочности пальца на изгиб sи МПа
где - длина пальца мм;
- момент сопротивления изгибу мм;
- допускаемое напряжение на изгиб МПа.
Условие прочности соблюдается.
Переключение блоков шестерен коробки скоростей осуществляется рукояткой которая имеет 4 положения по окружности и три – вдоль оси. Вращательное движение рукоятки передается на вал через пару зубчатых колес и ступицу. При переключении рукоятки по окружности происходит переключение двойных блоков. На валу смонтирован двухсторонний торцевой кулачок в пазы которого входят два ролика с осями закрепленными на рычагах соединеняясь с блоками. Фиксация положения рукояток осуществляется двумя фиксаторами.
Коробка переключения скоростей позволяет выбирать требуемую скорость без последовательного прохождения промежуточных ступеней.
Данная система управления используется на многих вертикально-сверлильных станках относительно проста и имеет малые габаритные размеры.
Еще одним достоинством такой системы управления является то что рукоятки переключения частот вращения шпинделя и величины подач находятся рядом и со стороны рабочего места. Это значительно сокращает время на изменение параметров режимов резания.
В качестве смазочного материала рекомендуется применять масло И-30А ГОСТ 20799-75. Менять: первый раз через 15 дней второй раз через 30 дней далее каждые 3 месяца. По мере расхода масла уровень его в консоли следует периодически пополнять.
Масляный резервуар и насос смазки узлов обеспечивающих движение подачи расположены в консоли. Масло в резервуар заливается через угольник до середины маслоуказателя. Превышать этот уровень не рекомендуется: заливка выше середины маслоуказателя может привести к подтекам масла из консоли и коробки подач. Кроме того при переполненном резервуаре масло через рейки затекает в корпус коробки переключения что может привести к порче конечного выключателя кратковременного включения двигателя подач. При снижении уровня масла до нижней точки маслоуказателя необходимо пополнять резервуар. Слив масла из консоли производится через пробку в нижней части консоли левой стороны. Контроль за работой системы смазки коробки подач и консоли осуществляется маслоуказателем. Работа системы смазки считается удовлетворительной если масло каплями вытекает из подводящей трубки: наличие струйки или заполнение ниши указателя маслом свидетельствует о хорошей работе масляной системы.
Техника безопасности
Вводный выключатель должен иметь два определенных фиксированных состояния — включенное и отключенное.
Включение вводного выключателя должно производиться только при закрытой дверце электрошкафа. Электрошкаф должен быть снабжен специальным замком и ключом а также предупреждающим знаком опасности. На пульте управления станком должны быть установлена кнопка СТОП (аварийная) с грибовидным толкателем увеличенного размера.
Необходимо соблюдать общие правила техники безопасности при работе на металлорежущих станках. К работе на станке допускаются лица знакомые с общими положениями условий техники безопасности при фрезерных работах а также изучившие особенности станка и меры предосторожности по эксплуатации электрооборудования станка. Чистку и регулировку механизмов станка производить при полной остановке и отключении станка от электросети. Время торможения шпинделя после его выключения при всех частотах вращения не должно превышать 3 секунд. Рукоятки органов управления должны быть снабжены надежными фиксаторами не допускающими самопроизвольных перемещений органов управления.
При выполнении курсового проекта по “Конструированию и расчету станков” были закреплены знания полученные за прошедший период обучения в таких дисциплинах как: детали машин теоретическая механика сопротивление материалов материаловедение и др.
В ходе выполнения курсовой работы был спроектирован привод главного движения на базе станка 2Н135. Спроектированный привод позволяет обеспечить требования заложенные в исходных данных на курсовую работу.
Разработанный привод обеспечивает 12 частот вращения шпинделя как и базовый станок. Однако его преимущество в том что он охватывает больший диапазон регулирования.
Так же из привода была исключена одна промежуточная шестерня а следовательно и вал. Это является важным с точки зрения себестоимости изделия. Это позволило расположить валы привода в одну линию что увеличивает надежность работы привода с точки зрения распределения сил нагружающих валы и подшипники.
Переключение частот осуществляется с помощью подвижных блоков колес. Это конечно увеличивает износ при переключении колес однако это оправдывается стоимостью механизма переключения.
При проектировании привода выполнены проектные и проверочные расчеты по известным методикам.
Иванов М.Н. Детали машин. – М.: Высш. шк. 2000. – 383с.
Курмаз Л.В. Детали машин. Проектирование: Учеб. пособие Л.В. Курмаз А.Т. Скойбеда. – Мн.: УП “Технопринт” 2001. – 290с.
Рабинович А.И. Коробки скоростей металлорежущих станков.– Киев.: Высшая школа 1965. – 275с.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. Пособие для техн. Спец. Вузов.–7–е изд.–М.:Высш.шк.2001.–447с.
Свирщевский Ю.И. Макейчик Н.Н. Расчет и конструирование коробок скоростей и подач. – Мн.: Высш. шк. 1975. – 585с.
Справочник технолога–машиностроителя. В 2–х т. т2. Под ред. А.Г. Косиловой.–М.: Машиностроение 1986.