Модернизация привода главного движения станка 1Н713

Чертеж.cdw

кинематика.cdw

ЯГТУ 050501.65-011 КП
Кинематическая схема
График частот вращения

общий вид станка.cdw

ЯГТУ 050501.65-011 КП
Тип двигателя - А 02-62-4 (N = 17 кВт
Число частот вращения шпинделя - z = 14
Минимальная и максимальная частоты вращения шпинделя
Знаменатель геометрического ряда привода -
Максимальный крутящий момент на шпинделе М = 2500 Н
Ограждение рабочей зоны снято

развертка.cdw

титул1.doc

Министерство образования и науки РФ
Государственное образовательное учреждение
высшего профессионального образования
«Ярославский государственный технический университет»
Кафедра «Профессиональное обучение»
Курсовой проект защищен
МОДЕРНИЗАЦИЯ ПРИВОДА ГЛАВНОГО ДВИЖЕНИЯ ТОКАРНОГО МНОГОРЕЗЦОВОГО СТАНКА ПОЛУАВТОМАТА МОДЕЛИ 1Н713 ДЛЯ ОБРАБОТКИ МАТЕРИАЛА II ГРУППЫ
Расчетно-пояснительная записка к курсовому проекту
по дисциплине: «Металлорежущие станки»
ЯГТУ 050501.65-011 КП
НормоконтролерРаботу выполнила
Доцент к.п.н. студентка гр. МО-49

ПЗ.docx

Станкостроение – крупная отрасль машиностроения которая в состоянии полностью обеспечить потребность нашей промышленности в металлорежущем оборудовании. От уровня его развития во многом зависит успех всей промышленности страны.
Конструкции создаваемых станков должны быть перспективными т.е. отвечать требованиям завтрашнего дня. При разработке нового станка необходимо заложить в проект определенный запас совершенства и новизны решений его основных элементов. Конструктор проектирующий современный станок должен принимать оптимальные технические решения как по его отдельным элементам так и по станку в целом.
Вновь создаваемые станки должны быть общественно-целесообразными технически и эстетически совершенными экономичными. Известно что один и тот же станок отвечающий всем этим требованиям может иметь различную кинематику конструкцию компоновку форму. В свою очередь определенного конструктивного решения может изготовляться при разном уровне организации производства различными технологическими приемами и может иметь различное качество исполнения. Только оптимальное сочетание удачного конструктивного решения современных прогрессивных технологических процессов совершенных форм организации производства и высокого качества изготовления может обеспечить создание станка отвечающего требованиям эксплуатации экономичного и обладающего высоким эстетическим качеством.
Современные металлорежущие станки это высокоразвитые машины включающие большое число механизмов и использующие механические электрические электронные гидравлические пневматические и другие методы осуществления движений и управления циклом. По конструкции и назначению трудно найти более разнообразные машины чем металлорежущие станки. На них обрабатывают всевозможные детали от мельчайших элементов часов и приборов до деталей размеры которых достигают многих метров: турбин прокатных станов теплоходов. Поэтому габариты самих станков различны.
В настоящее время в машиностроении предъявляются высокие требования к технико-экономическим показателям станков определяющим их качественные характеристики:
высокую производительность при обеспечении заданной точности и шероховатости обрабатываемой поверхности;
высокую точность обработки путем повышения геометрической и кинематической точности составных элементов станков уменьшения их износа и температурных деформаций повышения их жесткости при эксплуатации;
простоту легкость и безопасность обслуживания управления и ремонта;
надежность и долговечность станков в эксплуатации при низкой себестоимости изготовления и материалоемкости их деталей;
возможность быстрой переналадки станка для выпуска нового вида изделий.
В данном курсовом проекте необходимо произвести усовершенствование токарного станка полуавтомата для повышения его технических показателей при обработке деталей типа тел вращения из материалов II группы.
Анализ конструкции базовой модели станка
Полуавтомат токарный многорезцовый модели 1Н713 предназначен для высокопроизводительной черновой и чистовой токарной обработки многорезцовым или копировальным способом валов колец подшипников фланцев шестерен и прочих деталей в центрах патроне или на оправке в условиях крупносерийного и массового производства.
Станок позволяет получать точные линейные и диаметрические размеры фаски канавки радиусы. Для исключения риски на торцовых поверхностях возможен вывод резцов из зоны резания на рабочей подаче с последующим быстрым отводом в исходное положение.
Приводы подач суппортов независимые. Обработка может производиться одновременно двумя суппортами или в любой последовательности.
Станок имеет замкнутый автоматический цикл по окончании которого автоматически останавливается. Все наладочные движения осуществляются с пульта управления.
По специальному заказу станок оснащается наладкой на обработку конусных и фасонных поверхностей копировальным суппортом с возможностью обработки в два прохода механизм уборки стружки и другими устройствами.
Принятая компоновка и расположение суппортов работающих в благоприятных условиях «на прижим» обеспечивают высокую жесткость и виброустойчивость станка свободный доступ в рабочую зону удобство и безопасность обслуживания. Станок может встраиваться в автоматические линии.
Токарный полуавтомат модели 1Н713 представляет собой станок жесткой агрегатированной конструкции.
На левую часть основания устанавливается передняя бабка а на правую – проставок. На переднюю бабку и проставок устанавливаются станина. Основание станка передняя бабка проставок представляют жесткую замкнутую конструкцию на которой размещены остальные узлы.
На верхней станине расположен продольный суппорт с автономной коробкой подач АКП-12 и собственным командоаппаратом на основании располагается поперечный суппорт с автономной коробкой подач и собственным командоаппаратом.
Перемещение каретки продольного суппорта и ползуна поперечного суппорта осуществляется при помощи пар винт-гайка скольжения.
Автономная коробка подач представляет собой четырехваловую головку сообщающую суппортам ускоренный подвод к обрабатываемой детали рабочую подачу вперед вывод из зоны резания на рабочей подаче или отвод в исходное положение на ускоренном ходу. Максимальное усилие подачи 16 кН.
В коробке подач расположены червячная и винтовая передачи электромагнитная муфта включения рабочей подачи и электромагнитная муфта включения ускоренных перемещений.
Привод коробки подач осуществляется от асинхронного электродвигателя. Изменение направления рабочей подачи и ускоренных перемещений осуществляется реверсом электродвигателя.
Скорость рабочей подачи задается ступенчато при помощи сменных шестерен в диапазоне 25 400 мммин. Знаменатель геометрического ряда φ = 126.
Предохранение механизмов коробки подач при наезде суппорта на жесткий упор осуществляется за счет проскальзывания электромагнитной муфты рабочего хода.
Суппорт продольный состоит из двух основных частей: каретки и ползуна. Поперечное перемещение ползуна происходит при перемещении каретки относительно неподвижной копирной линейки закрепленной на верхней станине.
При этом ролик ползуна прижатый к копирной линейке тремя пружинами обходит профиль рабочей поверхности копирной линейки увлекая за собой ползун.
Настройка ползуна на диаметральный размер производится за счет смещения его в специальной колодке. Перед этим необходимо ослабить винт на передней плоскости ползуна. Настройка зоны врезания суппорта вдоль оси детали осуществляется за счет установки в нужном положении копирной линейки.
Установка длины рабочего хода каретки и длины ускоренного подвода осуществляется перестановкой кулачков на командоаппарате.
Отскок ползуна суппорта от детали по окончании обработки производится за счет смещения одной из двух линеек с выступами относительно другой под действием упора установленного на копирной линейке. Взвод подвижной линейки в рабочее положение осуществляется от специального упора при отводе суппорта в исходное положение.
Настройка на диаметр обработки с поперечного суппорта производится по лимбу установленному на переднем конце ходового винта.
При необходимости получении точных диаметральных размеров обрабатываемой детали производится настройка жесткого упора устанавливающего перемещение ползуна вперед. Установка длины рабочего хода ползуна и длины ускоренного подвода производится за счет установки кулачков воздействующих на соответствующие микроперемещатели командоаппарата.
Привод главного движения осуществляется от асинхронного электродвигателя. Пять пар сменных шестерен и двойной блок позволяют получить 14 скоростей шпинделя в пределах от 63 до 1250 обмин. Знаменатель геометрического ряда скоростей φ = 126.
Направление вращения шпинделя выбрано таким образом что оба суппорта работают на прижим к станинам что повышает виброустойчивость при обработке и износостойкость направляющих.
Торможение привода главного движения осуществляется тормозной электромагнитной муфтой.
В наладочном режиме производится подготовка станка к работе в автоматическом режиме т.е. устанавливается необходимая скорость движения шпинделя и производится настройка суппортов в соответствии с программой обработки. Наладка суппортов производится независимо друг от друга при помощи пульта управления кулачков на командоаппаратах суппортов и установки жестких упоров.
При помощи пульта управления и командоаппаратов можно задать:
одновременную работу суппортов;
одновременно-последовательную работу суппортов;
работу только одного суппорта в цикле (любого);
скорость вывода суппорта из зоны резания (на рабочей подаче или ускоренном ходу).
Во время наладки производится выбор подач и установка соответствующих сменных шестерен в коробках подач продольного и поперечного суппортов.
Шпиндель станка IV приводится в движение от электродвигателя через клиноременную передачу 115:270 вал 1 сменные колеса А:Б вал II зубчатые колеса 1:2 (либо 3:4); вал III зубчатые колеса 5:6.
Уравнение кинематической цепи имеет вид:
Комплект сменных колес прилагаемых к станку с числами зубьев 25 30 35 40 45 50 55 60 64 и переключение двойного блока в передней бабке позволяют сообщить шпинделю 14 различных чисел оборотов в минуту от 63 до 1250 с φ = 126. Максимальный крутящий момент на шпинделе Mкр.max = 2500 Нм.
Суппорта получают подачу от автономных коробок АКП-12. Движение от асинхронного электродвигателя передается по двум кинематическим цепям: короткой – цепи холостых ходов через винтовые зубчатые колеса и муфту ЭМ2 на ходовой винт и длинной – цепи рабочих подач через сменные колеса В:Г вал IX сменные колеса Д:Е вал X червячную передачу 9:10 электромагнитную муфту ЭМ1 на ходовой винт.
Электромагнитные муфты имеют поочередное блокированное включение. Положение при переходе на рабочую подачу осуществляется за счет задержки включения муфты ЭМ1.
Уравнение кинематической цепи подач суппортов имеет вид:
Выбор основных технических характеристик станка
Выбор предельных скоростей резания и подач.
Диаметры обрабатываемой заготовки.
Принимаем минимальный диаметр обрабатываемой заготовки Dmin = 15 мм. Максимальный диаметр обрабатываемой заготовки принимаем по паспорту станка Dmax = 250 мм.
Режущий инструмент – резец токарный проходной отогнутый с пластиной из твердого сплава Т5К10.
Минимальную и максимальную глубину резания принимаем соответственно tmin = 05 мм и tmax = 6 мм.
По выбранным параметрам принимаем минимальную и максимальную подачу: Smin = 03 ммоб и Smax = 1 ммоб.
Определяем для выбранных параметров минимальную и максимальную скорости резания. [7 с. 363]
Максимальная скорость резания ммин:
T – стойкость инструмента мин;
Smin – минимальная подача ммоб.
Значения коэффициента Cv и показателей степени m x и y учитывающих условия обработки определяем по табл. 17 [7 с. 367]
Cv = 420; m = 02; y = 02.
Коэффициент Kv определяем по формуле [7 с. 360]
– коэффициент учитывающий качество обрабатываемого материала;
– коэффициент учитывающий качество материала инструмента;
– коэффициент отражающий состояние поверхности заготовки;
– фактический параметр характеризующий обрабатываемый материал;
– коэффициент характеризующий группу стали по обрабатываемости.
Обрабатываемый материал сталь 18ХГТ.
Минимальная скорость резания ммин:
Smax – максимальная подача ммоб.
Cv = 340; m = 02; y = 045.
Определение предельных частот вращения шпинделя
Определяем минимальную и максимальную частоты вращения шпинделя.
Максимальная частота вращения шпинделя обмин:
Минимальная частота вращения шпинделя обмин:
Выбор электродвигателя
Определение частоты вращения электродвигателя.
Для того чтобы определить частоту вращения электродвигателя необходимо рассчитать мощность электродвигателя: [7 с. 371]
– мощность резания кВт;
– общий к.п.д. привода главного движения станка (=075 085).
Мощность резания определяем по формуле: [7 с. 371]
– минимальная расчетная скорость резания ммин.
Силу резания определяем по формуле: [7 с. 371]
– максимальная глубина резания мм;
– максимальная подача ммоб;
– максимальная скорость резания ммин.
Значения коэффициента CP и показателей степени n x и y учитывающих условия обработки определяем по табл. 22 [7 с. 372]
CP = 300; n = -015; y = 075.
Коэффициент KP определяем по формуле [7 с. 372]
– коэффициент зависящий от материалов обрабатываемой заготовки и инструмента
– коэффициент зависящий от угла в плане резца (φ=45° =1);
– коэффициент зависящий от переднего угла резца (γ=10° =1);
– коэффициент зависящий от угла наклона режущей кромки резца (λ=0° =1);
– коэффициент зависящий от радиуса закругления резца (r=1 мм =1).
С расчетными данными подбирается двигатель [4с.28табл.3.1]
тип электродвигателя 4А132М4У3;
частота вращения n=1460 обмин
Кинематический расчет привода главного движения
1 Определение диапазона регулирования частот вращения шпинделя
Диапазон регулирования частот вращения шпинделя: [4 с. 90]
Определяем количество фиксированных частот z: [4 с. 90]
φ – знаменатель геометрического ряда (φ может принимать значение 141 и 126)
Определим проектный диапазон регулирования частот вращения шпинделя:
Рисунок 1 – Диапазоны регулирования частот вращения шпинделя
Из данного диапазона выписываем стандартные значения частот вращения: 315; 45; 63; 90; 125; 180; 250; 355; 500; 710; 1000; 1400; 2000.
2 Построение структурной сетки
Для построения структурной сетки все промежуточные передачи разбивают на группы. Лучи первой группы расходятся на величину φ. Лучи второй группы расходятся на φ в степени количества лучей первой группы. Лучи третьей группы расходятся на φ в степени произведения лучей первой и второй групп. Лучи четвертой группы расходятся на φ в степени произведения лучей всех предыдущих групп.
Структурная формула коробки скоростей:
Z = 2[1]2[2]2[4]2[8]
Поскольку количество стандартных значений частот вращения в проектном диапазоне 13 структурная формула коробки скоростей:
Z = 2[1]2[2]2[4]2[5]
Рисунок 2 – Структурная сетка привода
3 Построение графика чисел оборотов
Каждому валу соответствует своя шкала частот вращения. А количество точек на шкале соответствует числу частот вращения.
Частота на каждом валу нанесена в логарифмическом масштабе поэтому расстояние между точками одинаково.
Передаточные отношения изображены утолщенными линиями. Наклон вправо означает увеличение частоты вращения наклон влево – уменьшение частоты вращения.
Передаточное отношение пары колес не может быть более чем 2 и не менее .
Рисунок 3 – График частот вращения
Из приведенного графика выписываем передаточные отношения:
Передаточное отношение ременной передачи передающей крутящий момент от электродвигателя:
4 Подсчет чисел зубьев на все передачи
При назначении чисел зубьев колес должно выполняться условие: сумма зубьев передач находящихся между парой валов должна быть постоянной т.е. . Сумма зубьев подбираются по таблицам. [4 стр.98-101]
Колеса коробки скоростей группы Р1:
z2 = Σ z - z1 = 68 - 34 = 34;
z2 = Σ z - z1 = 68 - 28 = 40;
Колеса коробки скоростей группы Р2:
z2 = Σ z - z1 = 66 - 33 = 33;
z2 = Σ z - z1 = 66 - 22 = 44;
Колеса коробки скоростей группы Р3:
z1 = Σ z – z2 = 65 - 27 = 38;
z2 = Σ z - z1 = 65 - 17 = 48;
Колеса коробки скоростей группы Р4:
z1 = Σ z – z2 = 80 - 40 = 40;
z2 = Σ z - z1 = 80 - 16 = 64;
Расчет крутящих моментов на валах
Рассчитаем крутящие моменты для каждого вала из точки Мкр6 (шпиндель) до Мкр1 (вал двигателя). Расчет ведется по формуле Нм:
Npeз – мощность резания кВт;
nmin – минимальное число оборотов обмин.
Расчет моментов на остальных валах производится по формуле:
= зуб·под·рем·цеп – КПД зубчатой ременной цепной передач и подшипников. Выбирается из таблицы в зависимости от их наличия в коробке скоростей станка.
Значение крутящего момента двигателя не должно превышать значение требуемого крутящего момента двигателя которое определяется по формуле:
Двигатель обеспечивает постоянство мощности на всем диапазоне частот вращения шпинделя.
Ориентировочное определение диаметров валов
Диаметры валов на участках где действуют крутящие моменты определяется по следующей формуле (м):
где к=20 МПа если на вал действует усилие от натяжения ремня;
к=25 МПа если на валу присутствуют только зубчатые передачи.
Полученное значение округляется до ближайшего большего из стандартного ряда но выбирается не менее 20 мм.
Принимаем диаметр вала d2 = 25 мм.
Принимаем диаметр вала d3 = 30 мм.
Принимаем диаметр вала d4 = 35 мм.
Принимаем диаметр вала d5 = 50 мм.
Принимаем диаметр вала d6 = 75 мм.
Расчет зубчатых передач
1 Определение модуля передач по самой нагруженной передаче из условия выносливости зубьев:
Для расчёта берём передачи которые работают в трудных режимах – по самым понижающим передачам.
Определяем модуль [4 с. 47]: по самой нагруженной передачи из условия выносливости зубьев на изгиб.
вспомогательный коэффициент = 13 для прямозубых передач;
исходный расчетный крутящий момент на шестерне;
коэффициент нагрузки для шестерни = 13 15;
коэффициент учитывающий форму зуба [4 с.47 рис.3.10 ]
число зубьев шестерни;
отношение ширины колеса b к модулю m;
допускаемое напряжение на изгиб для материала шестерни МПа [4 с.48]
Принимаем для колес материал сталь 20Х и в зависимости от термообработки (цементация и нитроцементация) выбираем предел выносливости зубьев = 480 МПа [4 с.51табл.316 ]. Коэффициент режима нагружения и долговечности учитывающий влияние режима нагружения на длительный предел выносливости при изгибе [4с.48]:
Модуль между II и III валами:
Найденные значения модуля округляют в большую сторону до стандартных значений: 1 1.5 2 2.5 3 4 5 6 8 10 12 16 мм.
Таким образом принимаем:
2 Определение межосевого расстояния между валами ([8] стр. 6):
z1 – число зубьев шестерни;
z2 – число зубьев колеса;
3 Определение диаметров колес
Делительный диаметр шестерни мм:
Делительный диаметр колеса мм:
Диаметры окружностей вершин шестерни мм:
Диаметры окружностей вершин колеса мм:
Диаметры окружностей впадин шестерни мм:
Диаметры окружностей впадин колеса мм:
Результаты сводим в таблицу
Таблица 2 – Результаты расчета зубчатых колес мм
4. Размеры колес мм [3 с. 17]:
– коэффициент ширины колеса =02
Колеса передающие момент с 2-го вала на 3-й:
b2-3 = 02102 = 204 мм;
Колеса передающие момент с 3-го вала на 4-й:
b3-4 = 02132 = 264 мм;
Колеса передающие момент с 4-го вала на 5-й:
b4-5 = 021625 = 325 мм;
Колеса передающие момент с 5-го вала на 6-й:
b5-6 = 02231 = 462 мм.
5 Определение сил в зацеплении колёс
Расчет сил проводим для всех вариантов зацеплений зубчатых колес за исключением шпинделя.
Окружная сила в зацеплении колёс определяется по следующей формуле кН [8 с. 6]:
Mкр – крутящий момент на колесе Нм;
d0 – делительный диаметр ведущего колеса мм.
Радиальная сила в зацеплении колёс определяется по следующей формуле кН [8 с. 6]:
Расчет клиноременной передачи
Основные параметры резинотканевых клиновых ремней регламентированы ГОСТ 1284.1-80 – ГОСТ 1284.3-80.
Кинематическая схема передачи такая же как и плоскоременной (рисунок 4). К необходимым для проектирования клиноременной передачи данным относят: расчетную передаваемую мощность N условия эксплуатации частоту вращения ведущего шкива передаточное отношение i=n2n1.
Рисунок 4 – Схема клиноременной передачи
Расчет производим по алгоритму представленному в табл. 7.11 [9 с. 137-139]
1 Частота вращения меньшего шкива обмин:
nc – синхронная частота вращения обмин;
s – скольжение (002 005)
n1 = 1460(1-004) = 1402 обмин.
2 Выбор сечения ремня производим по номограмме 7.3 [9 с. 134].
Площадь поперечного сечения ремня
Рисунок 5 – Сечение ремня
Рисунок 6 – Канавки шкивов клиноременных передач
3 Вращающий момент Нмм
– передаваемая мощность кВт.
4 Диаметр большего шкива мм:
Полученное значение округляем по ГОСТ 17383-73.
5 Диаметр меньшего шкива мм
– относительное скольжение ремня ( = 001).
Округляем по ГОСТ 17383-73: 112 мм.
6 Уточненное передаточное отношение:
7 Межосевое расстояние выбирается из интервала мм
– высота сечения ремня мм.
Округляем по 17383-73: = 900 мм.
9 Уточненное межосевое расстояние мм:
11 Номинальная мощность P0 передаваемая одним клиновым ремнем определяется по ГОСТ 1284.3-80 в зависимости от сечения ремня.
12 Коэффициент CL учитывающий влияние длины ремня определяется по ГОСТ 1284.3-80. CL = 082
13 Коэффициент CP режима работы определяется по ГОСТ 1284.3-80. CP = 11
14 Коэффициент Cα угла обхвата определяется по ГОСТ 1284.3-80. Cα = 095
15 Коэффициент Cz учитывающий число ремней в передаче ориентировочно выбираем 095.
17 Натяжение ветви ремня Н
– коэффициент учитывающий центробежную силу. При сечении ремня Б:
18 Сила действующая на вал Н:
19 Ширина ремня b определяется из условия:
– окружная сила действующая в ременной передаче Н;
– допускаемая удельная окружная сила на единицу площади поперечного сечения ремня МПа ( = 22 МПа)
Выбираем значение ширины ремня из стандартного ряда: b = 112 мм.
20 Ширину обода шкива B выбирают из стандартного ряда в зависимости от ширины ремня: B = 125 мм.
21 Расчет клиноременной передачи на прочность производят из условия:
– максимальное напряжение в сечении ремня МПа;
– предел выносливости МПа ( ≤ 7 МПа).
– напряжение от растяжения МПа;
– натяжение ведущей ветви Н;
– напряжение от изгиба ремня МПа;
– напряжение от центробежной силы;
– плотность ремня кгм3 ( = 1100 кгм3)
Условие соблюдается.
Исходные данные – значения радиальной окружной и осевой сил каждого зубчатого зацепления.
Расчет реакций опор будем производить исходя из 2 вариантов нагружения валов: ременная передача и зубчатые зацепления и зубчатые зацепления.
Рисунок 7 – Вариант нагружения валов
В этом случае равенства моментов:
Вертикальная плоскость:
ΣМа = 0; Вв· ( отсюда находим:
Вв = (Fr·l2 + Fн·l1) (l2+l3). (54)
ΣМв = 0; - Ав· ( отсюда находим:
Ав = (Fr·l3 - Fн·L) (l2+l3). (55)
Проверка: Σу = 0; Ав + Вв –Fr +Fн = 0 .
Горизонтальная плоскость:
ΣМа = 0; -Вг· ( отсюда находим:
Вг = (Ft·l2) (l2+l3). (56)
ΣМв = 0; -Аг·( отсюда находим:
Аг = (Ft·l3) (l2+l3). (57)
Проверка: Σх = 0; Аг + Вг – Ft = 0
) Вв = (5893·866 + 9166·825) (866+5152)=21046 Н
Ав = (5893·5152 – 9166·6843) (866+5152)=-53746 Н
Проверка: -53746+21046-5893+9166=0. Верно.
Вг = (1619866) (866+5152)=23298 Н
Аг = (16195152) (866+5152)=1386 Н
Проверка: 1386+23298–1619=0. Верно.
) Вв = (4852·107 + 9166·825) (107+4948)=21192 Н
Ав = (4852·4948 – 9166·6843) (107+4948)=-64332 Н
Проверка: -64332+21192–4852+9166=0. Верно.
Вг = (1333107) (107+4948)=237 Н
Аг = (13334948) (107+4948)=1096 Н
Проверка: 237+1096–1333=0. Верно.
Рисунок 8 – Вариант нагружения валов
ΣМа = 0; Вв· L – Fr2·( отсюда находим:
Вв = (Fr2·(l1+l2)+ Fr1·l1) L. (58)
ΣМв = 0; -Ав·L + Fr1·( отсюда находим:
Ав = (Fr1·(l2+l3) + Fr2· l3)L. (59)
Проверка: Σу = 0; Ав + Вв –Fr1 –Fr2 = 0 .
ΣМа = 0; - Вг· L + Ft1· отсюда находим:
Вг = (Ft1·l1 + Ft2·(l1+l2))L. (60)
ΣМв = 0; -Аг·L + Ft1·( отсюда находим:
Аг = (Ft1·(l2+l3)+ Ft2·l3)L. (61)
Проверка: Σх = 0; Аг + Вг – Ft1 – Ft2 = 0
) Вв = (4852·(202+664)+ 5893·202)6018=896 Н
Ав = (5893·(664+5152)+ 4852· 5152) 6018=98489 Н
Проверка: 98489+896–5893–4852=0. Верно
Вг = (1619·202 + 1333·(202+664))6018 = 24616 Н
Аг = (1619·(664+5152)+ 1333·5152) 6018 = 270583 Н
Проверка: 270583+24616–1619–1333=0. Верно
) Вв = (5238·(1364+844)+ 7859·1364)6018=3703 Н
Ав = (7859·(844+381)+ 5238· 381) 6018=92939 Н
Проверка: 3703+92939 –5238–7859=0. Верно
Вг = (2159·1364+ 1439·(1364+844))6018 = 101731 Н
Аг = (2159·(844+381)+ 1439·381) 6018 = 258069 Н
Проверка: 101731+258069 –2159–1439=0. Верно
) Вв = (7163·(28015+875)+ 16016·28015)6018=118318 Н
Ав = (16016·(875+23415)+ 5238· 7163) 6018=113473 Н
Проверка: 118318 +113473 –16016–7163=0. Верно
Вг = (4400·28015+ 1968·(28015+875))6018 = 325057 Н
Аг = (4400·(875+23415)+ 1968·23415) 6018 = 311743 Н
Проверка: 325057 +311743 –4400–1968=0. Верно.
) Вв = (1631·(43205+1083)+ 33644·43205)6018=387715 Н
Ав = (33644·(1083+6145)+1631· 6145) 6018=111554 Н
Проверка: 387715 +111554 –1631–33644=0. Верно
Вг = (9243·43205+ 4481·(43205+1083))6018 = 1065927 Н
Аг = (9243·(1083+6145)+ 4481·6145) 6018 = 306473 Н
Проверка: 1065927 +306473 –9243–4481=0. Верно.
Подшипники выбираем с учетом наибольшей величины реакции опор.
Определяем суммарные радиальные реакции опор:
Из всех суммарных реакций опор рассматриваемого вала выбираем самую нагруженную.
Определяем эквивалентные нагрузки:
– коэффициент эквивалентности (Ке = 063).
Для корректного подбора подшипников необходимо рассчитать основную характеристику – грузоподъемность. Величина грузоподъемности рассчитывается по формуле:
а23 = 07 (обычные условия применения);
К = 3 (для шариковых подшипников).
V – коэффициент вращения кольца подшипника (при вращении внутреннего кольца V=1); [3 с. 335];
Х – коэффициент радиальной нагрузки;
У – коэффициент осевой нагрузки;
Кб – коэффициент безопасности (Кб = 12) [3 стр. 335];
Кт – температурный коэффициент (Кт = 1) [3 стр. 335].
Таким образом подбираем подшипники по ГОСТ 8338-75:
Для вала II: 205 (=14 кН)
Для вала III: 206 (=195 кН)
Для вала IV: 207 (=255 кН)
Для вала V: 310 (=618 кН)
Расчет шпоночных соединений
В проектируемой коробке скоростей шпоночные соединения присутствуют на III IV V и VI валах.
Рисунок 9 – Размеры шпонок
III вал: Подбираем стандартное сечение шпонки для заданного диаметра вала d = 34 мм:
ширина шпонки: b = 10 мм
высота шпонки: h = 8 мм
глубине паза вала: t1 = 50 мм
глубина паза втулки: t2 = 33 мм
длинна шпонки: l = 20 мм
справочный коэффициент: k = 37 мм.
Шпонка 10×8×20 ГОСТ 23360-78.
Проверяем выбранную шпонку на смятие [9 с. 61]:
Т– передаваемый вращающий момент Нмм;
см []см шпонка подходит.
IV вал: Подбираем стандартное сечение шпонки для заданного диаметра вала d = 38 мм:
длинна шпонки: l = 34 мм
Шпонка 10×8×34 ГОСТ 23360-78.
V вал: Подбираем стандартное сечение шпонки для заданного диаметра вала d = 60 мм:
ширина шпонки: b = 18 мм
высота шпонки: h = 11 мм
глубине паза вала: t1 = 7 мм
глубина паза втулки: t2 = 44 мм
длинна шпонки: l = 63 мм
Шпонка 18×11×63 ГОСТ 23360-78.
VI вал: Подбираем стандартное сечение шпонки для заданного диаметра вала d = 80 мм:
ширина шпонки: b = 22 мм
высота шпонки: h = 14 мм
длинна шпонки: l = 110 мм
Шпонка 22×14×110 ГОСТ 23360-78.
Расчет шлицевых соединений
Шлицевые соединения в коробке скоростей присутствуют на втором третьем четвертом и пятом валах.
Размеры шлицев выбираем по стандарту в зависимости от диаметра вала и условий его работы и проверяем на смятие рабочие грани шлица.
II вал: выбираем шлицевое прямобочное соединение легкой серии: 6×26×30×6
l = 50 мм (ширина блока).
Проверяют условие см []см где []см = 5 ÷ 15 МПа
см []см Условие выполняется.
III вал: выбираем шлицевое прямобочное соединение легкой серии: 6×28×32×7
IV вал: выбираем шлицевое прямобочное соединение легкой серии: 8×36×40×7
V вал: выбираем шлицевое прямобочное соединение легкой серии: 8×52×58×10
Проверочный расчет валов
При расчете определяем нормальные и касательные напряжения в рассматриваемом сечении вала при действии максимальной нагрузки. [3 стр. 274]
– суммарный изгибающий момент Нм (74)
– крутящий момент Нм (75)
W и WKр – момент сопротивления сечения вала при расчете его на изгиб и кручение
Kп – коэффициент перегрузки (Kп = 22).
Второй вал: опасное сечение будет в месте расположения шлицев.
Материал вала 25ХГМ:
Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести при совместном действии нормальных и касательных напряжений:
Статическая прочность обеспечена т.к. > где =13 ÷ 2.
Третий вал: опасное сечение будет в месте расположения шпоночного паза.
Суммарный изгибающий момент в сечении.
– коэффициент перегрузки;
Моменты сопротивления сечения вала.
(стр. 166 [Дунаев]);
Нормальные и касательные напряжения в рассматриваемом сечении.
Частные коэффициенты запаса прочности.
Общий коэффициент запаса прочности.
Так как то статическая прочность вала обеспечена.
Четвертый вал: опасное сечение будет в месте расположения шлицев.
Статическая прочность обеспечена.
Пятый вал: опасное сечение будет в месте расположения шлицев.
Вал шпинделя: опасное сечение будет в месте расположения шпоночного паза.
Моменты сопротивления сечения вала [3 с. 166]
Так как то статическая прочность вала обеспечена.
Выбор системы смазки
Для уменьшения потерь мощности на трение снижения интенсивности изнашивания трущихся поверхностей их охлаждения и очистки от продуктов износа а также для предохранения от заедания задиров коррозии должно быть обеспечено надежное смазывание трущихся частей.
Существует два типа смазывания: смазка жидким материалом и смазка пластичным материалом.
Жидкие смазочные масла хорошо отводят теплоту от шпиндельных опор уносят из подшипников продукты изнашивания делают ненужным периодический надзор за подшипниками. При выборе системы смазки жидким материалом учитывают: требуемую быстроходность шпинделя его положение (горизонтальное вертикальное или наклонное) условия подвода масла конструкцию уплотнений.
Требуемая быстроходность шпинделя определяется по формуле мм·мин-1:
d – диаметр отверстия подшипника мм;
D – наружный диаметр подшипника мм.
dmnmax = 05(85+170)2000 = 25510-5 мммин-1
Выбираем смазывание масляным туманом. Смазывание масляным туманом образующимся с помощью маслораспылителя приводит к выделению в опорах минимального количества теплоты. Они хорошо охлаждаются сжатым воздухом и благодаря его избыточному давлению защищены от пыли. Однако система сложна и проникающие наружу через уплотнения частицы масла ухудшают санитарные условия у станка. Требуемый расход смазочного материала:
– минимально допустимый расход масла при благоприятных условиях ();
– коэффициент зависящий от частоты вращения и размера подшипника;
– коэффициент запаса смазочного материала в корпусе опоры ();
– коэффициент зависящий от допустимой температуры опоры ()
Марка масла для смазывания: ИГП – 18.
В данном курсовом проекте модернизирован привод главного движения станка полуавтомата модели 1Н713 для обработки материалов II-й группы.
В результате модернизации привод имеет достаточно широкий диапазон регулирования частот вращения 315 2000 обмин (13 скоростей). Структура привода выполнена с применением подвижных блоков ременной передачи. Переключение скоростей осуществляется с помощью подвижных блоков.
Произведён расчёт зубчатых передач. Расчёт подшипников качения показал что долговечность принятых подшипников превышает заданный ресурс работы 10 тысяч часов.
Расчёт валов на прочность показал что валы имеют большой запас прочности при требуемом коэффициенте запаса прочности [ST] = 20. Коэффициент запаса прочности для второго вала 218 третьего 102 четвертого 465 пятого – 138 вала шпинделя – 21.
Расчет шпоночных и шлицевых соединений показал что выбранные параметры пригодны для работы станка.
Выбранная система смазки обеспечивает надёжное смазывание.
Список использованных источников
Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3 т. – 8-е изд. перераб. и доп. Под ред. И.Н. Жестковой. – М.: Машиностроение 2001.
Барановский Ю.В. Режимы резания металлов. Справочник. Изд. 3-е переработанное и дополненное. М. «Машиностроение» 1972. – 407 с.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для машиностроит. Спец. Учреждений среднего профессионального образования. – 4-е издание исправл. – М.: Машиностроение 2003. – 536 с.
Кочергин А. И. Конструирование и расчет металлорежущих станков и станочных комплексов. Курсовое проектирование: учебное пособие для вузов. - Минск: Высш. шк.1991. – 382 с.
Нефедов Н.А. Осипов К.А. Сборник задач и примеров по резанию металлов и режущему инструменту. М.: Машиностроение. 1977. – 285 с.
Тарзиманов Г.А. Проектирование металлорежущих станков. – 3-е изд. перераб. и доп. – М.: Машиностроение 1980. – 288 с.
Справочник технолога машиностроителя Т. 2 Под ред. А.Г. Косиловой и Р.К. Мещерякова. – 4-е изд переработ. и доп. М.: Машиностроение 1986. – 496 с.
Методические указания к курсовому проектированию по курсу «Металлорежущие станки и промышленные роботы»: Учеб. пособие Ярославль Изд.ЯГТУ. 2002. – 24 с.

Содержание.docx

Анализ конструкции базовой модели станка
Выбор основных технических характеристик проектируемого
Выбор электродвигателя
Кинематический расчет привода главного движения
1 Определение диапазона регулирования частот вращения шпинделя
2 Построение структурной сетки
3 Построение графика чисел оборотов
4 Подсчет чисел зубьев на все передачи
Расчет крутящих моментов на валах
Ориентировочное определение диаметров валов
Расчет зубчатых передач
1 Определение модуля передач
2 Определение межосевого расстояния между валами
3 Определение диаметров колес
5 Определение сил в зацеплении колёс
Расчет клиноременной передачи
Расчет шпоночных соединений
Расчет шлицевых соединений
Проверочный расчет валов
Выбор системы смазки
Список использованных источников
ЯГТУ 050501.65-011 КП