Проектирование привода фрезерного станка

Развёртка КС.cdw

Непараллельность осей валов не более 0
Для смазки рекомендуется применять масло Индустриальное 20

ПМС.docx

Определение величины знаменателя геометрической прогрессии ряда частот вращения шпинделя
Выбор структуры привода
Построение графика частот вращений
Расчет модуля зубчатых передач коробки скоростей
Геометрические размеры зацепления
Размеры элементов корпуса
Подбор подшипников качения.
Библиографический список
Определение величины знаменателя геометрической прогрессии ряда частот вращения шпинделя.
При проектировании привода главного движения коробок скоростей обычно задаются предельные частоты вращения шпинделя а также число ступеней скорости. Прежде всего необходимо определить значение диапазона регулирования частот вращения Rn:
где nmax и nmin – наибольшая и наименьшая частоты вращения шпинделя рассчитанные по режимам резания.
Диапазон регулирования является показателем кинематических возможностей привода.
В приводе со ступенчатым регулированием частот вращения изменение скорости шпинделя осуществляется по закону ряда чисел геометрической прогрессии знаменатель которой определяется по формуле
где z – число ступеней в приводе.
Найденное значение знаменателя округляется до ближайшего стандартного значения.
Определив величину φ для заданного диапазона регулирования Rn выписывается z стандартных значений частот вращения шпинделя:
Для двенадцатиступенчатой коробки передач структурная формула имеет вид:
Структурная сетка устанавливает:
число степеней скорости привода
число валов в механизме
количество групп передач
число передач в каждой группе
конструктивный порядок расположения групп передач
неприемлемые структурные варианты выходящие за пределы ограничений по предельно допустимым значениям передаточных отношений для зубчатых передач.
Определение числа делений изображающих частоту вращения электродвигателя
Разбивка числа делений изображающих частоту вращения электродвигателя на отдельные групповые передачи.
Коэффициент диапазона регулирования К2 для лимитирующей второй переборной групповой передачи 2(6) при х2 = 6 и z2 = 2:
К2 = х2 * (z2 – 1) = 6 * (2 – 1) = 6
При знаменателе геометрического ряда частот допускается значение к ≤ 6 ; +mma -mmax = 4
Уэ = 1114 = 214 + 2 + 3 + 4
.Построение графика частот вращений
После анализа проведенного с помощью структурных сеток строят для выбранного варианта график частот вращений. График в отличие от структурной сетки строят в полном соответствии с кинематической схемой - изображают все валы в том числе и те между которыми расположены постоянные одиночные передачи.
Определение передаточных отношений и передаточных чисел
i1 = = 0.479 i6 = = 1
i2 = = 0.5 i7 = = 0.253
i3 = = 0.709 i8 = = 1.988
i5 = = 0.357 i10 = = 1
Передаточные числа передач определяются по формуле
Подбор чисел зубьев зубчатых колес
Для первой постоянной передачи выполним аналитический расчет чисел зубьев колес по формулам:
Принимаем = 23; = 47
Для групповых передач выполняется табличный подбор чисел зубьев колес по Ui i8.
Числа зубьев коробки скоростей
Передаточное число U
Сумма чисел зубьев ΣZ
Число зубьев шестерни ZШ
Число зубьев колеса ZК
Аналитическая проверка точности кинематического расчета
Определение фактической частоты вращения для каждой ступени производим по следующей формуле:
Взамен значений передаточных отношений в формулу подставляем отношение чисел зубьев шестерни и зубчатого колеса для соответствующего передаточного отношения
Отклонение от нормальных частот вращения определяем по формуле:
При этом должно выполняться следующее условие:
Для всех рассчитанных частот вращения условие выполняется
.4.1. Выбор материала и термообработки зубчатых колес
Материал зубчатых колес – сталь 40Х. В качестве термообработки применяется закалка с нагревом токами высокой частоты.
- допускаемое напряжение на изгиб
- допускаемое контактные напряжение
2 Определение мощностей и крутящих моментов на валах
За расчетную мощность принимается полная Мощность электродвигателя умноженная на КПД участка кинематической цепи от электродвигателя до рассчитываемого вала:
где мощность на рассчитываемом валу кВт
мощность электродвигателя кВт
КПД кинематической цепи от электродвигателя до вала;
КПД цилиндрической зубчатой передачи со шлифованными зубьями;
КПД подшипников качения;
Определение крутящих моментов действующих на валах производится по формуле:
где минимальная частота вращения рассчитываемого вала.
3 Определение модуля зацепления
а) основная группа:
Для стальных прямозубых колес модуль определяется:
по напряжениям изгиба:
по контактным напряжениям
где мощность передаваемая рассчитываемой шестерней;
число зубьев рассчитываемой шестерни;
отношение ширины зуба к модулю;
коэффициент формы зуба[1];
частота вращения шестерни;
Определение коэффициента долговечности
и - коэффициенты долговечности учитывающие заданный срок службы и переменность режимы работы соответственно относящиеся к расчету на изгиб и контактные напряжения:
где коэффициент характеризующий предполагаемое изменение мощности передаваемой шестерни;
коэффициент учитывающий характер работы рассчитываемой передачи на разных частотах при использовании полной мощности механизмов;
требуемая долговечность передачи в часах.
где количество передач в группе;
где общий диапазон регулирования частот вращения рассчитываемой шестерни;
диапазон частот рассчитываемой шестерни в котором не может быть использована полная мощность приводного двигателя.
По полученным и определяем .[3]
Определение скоростного коэффициента
где для закаленных шестерен;
окружная скорость шестерни;
В результате получим:
Принимаем ближайшее большее значение по ГОСТ 9563 – 60: мм;
б) первая переборная группа:
По полученным и определяем .[5]
Принимаем значение по ГОСТ 9563 – 60: ;
в) вторая переборная группа:
По полученным и определяем .[7]
Принимаем ближайшее большее значение по ГОСТ 9563 – 60: .
г) для шестерни z1z2
ч так как передача постоянно работает
По полученным и определяем .[9]
Принимаем ближайшее большее значение по ГОСТ 9563 – 60:
4. Определение ширины зубчатых колес.
б) первая переборная группа
в) вторая переборная группа
Валы рассчитываются на прочность и жесткость. Расчет на прочность производится на сложное сопротивление т.е. на совместное действие изгиба и кручение. Расчет на жесткость заключается в определении углов взаимного наклона валов под шестернями.
Производим предварительный расчет валов исходя из крутящего момента при пониженных значениях допускаемых напряжений. При этом можно воспользоваться формулой:
Назначаю: d1= 21мм d2= 26 мм d3= 36 мм d4= 60 мм.
После определения диаметров валов производится предварительное прочерчивание коробки скоростей (с использованием определенных ранее параметров передач).
На следующем этапе проектирования можно производить уточненный расчет валов (при этом осевые размеры валов берутся из эскиза).
В данном проекте уточненный расчет не приводится все диаметры валов берутся из предварительного расчета.
В соответствии с ГОСТ 6636-89 назначаем диаметры участков валов:
Диаметр под уплотнение:
Диаметр под подшипники:
Диаметр под шестерни:
Диаметры делительных окружностей
Диаметры окружностей выступов
Диаметры окружностей впадин
Межосевые расстояния:
Толщина стенки корпуса
Толщина ребер жесткости
Ширина фланца корпуса [10]
Размеры поперечного сечения шпонки выбирают из табл. ГОСТ 23360-73 по диаметру вала в месте установки шпонки. Также находят глубину паза на валу и ступице. Длину шпонки определяют по этому же стандарту в соответствии с длинной ступицы.
Подбор подшипников производится в такой последовательности:
Изображают расчетную схему вала. Находят реакции опор. Большая из них и будет искомой. Определяют величину .
По этой величине и диаметру вала подбирают подшипник соответствующей серии условного обозначения.
Чернавский С.А. Проектирование механических передач. М.: Машиностроение 1976г. =- 608с
Курсовое проектирование металлорежущих станков. Часть I. Учебное пособие. Смольников Н.Я. Подлеснов В.Н. Чурбаков В.Ф. и др. Волгоград. гос. техн. ун-т Волгоград 1994 161с.
Специальные станки для растачивания глубоких прерывистых отверстий шпинделями на выносных опорах: монография Н.Я.Смольников В.А.Санинский.- Волгоград. гос. техн. ун-т Волгоград 2004 176с
[1][1] Курсовое проектирование металлорежущих станков. Часть I. Учебное пособие. Смольников Н.Я. Подлеснов В.Н. Чурбаков В.Ф. и др. Волгоград. гос. техн. ун-т Волгоград 1994 161с.
[3] Курсовое проектирование металлорежущих станков. Часть I. Учебное пособие. Смольников Н.Я. Подлеснов В.Н. Чурбаков В.Ф. и др. Волгоград. гос. техн. ун-т Волгоград 1994 161с.
[5] Курсовое проектирование металлорежущих станков. Часть I. Учебное пособие. Смольников Н.Я. Подлеснов В.Н. Чурбаков В.Ф. и др. Волгоград. гос. техн. ун-т Волгоград 1994 161с.
[7] Курсовое проектирование металлорежущих станков. Часть I. Учебное пособие. Смольников Н.Я. Подлеснов В.Н. Чурбаков В.Ф. и др. Волгоград. гос. техн. ун-т Волгоград 1994 161с.
[9] Курсовое проектирование металлорежущих станков. Часть I. Учебное пособие. Смольников Н.Я. Подлеснов В.Н. Чурбаков В.Ф. и др. Волгоград. гос. техн. ун-т Волгоград 1994 161с.
[10] Чернавский С.А. Проектирование механических передач. М.: Машиностроение 1976г. =- 608с.

Общий вид.cdw

Размеры рабочей поверхности стола 1250
Наибольшее перемещение стола
Число скоростей главного движения 18
Диапазон регулирования частот вращения шпинделя
Мощность электродвигателя главного движения
Число скоростей подач стола 12
Диапазон регулирования подач стола
Мощностьэлектродвигателя привода подач 2
Скорость быстрого перемещения стола
продольного и поперечного 4600
Пределы поворота шпиндельной головки
Максимальное перемещение гильзы шпинделя
схема станка мод.6Р12Б
Техническая характеристика:
График частот вращения шпинделя
Структурная сетка коробки скоростей

проверка точности.cdw

Проверка точности станка
Проверка параллельности рабочей поверхности стола направлению его продольного перемещения
Проверка параллельности рабочей поверхности стола направлению его поперечного перемещения
Проверка перпендикулярности оси вращения шпинделя к рабочей поверхности стола