Проектирование привода главного движения токарно-револьверного станка мод. 1336М

1лист.cdw

2лист.cdw

Титульник.DOC

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ
РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ
Федеральное агентство по образованию
Государственное образовательное учреждение
высшего профессионального образования
ОРЕНБУРГСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ
Кафедра металлообрабатывающих станков и комплексов
по дисциплине «Расчет и конструирование станков»
Расчет и проектирование привода главного движения
Пояснительная записка
ГОУ ОГУ 151001. 4 1. 07. 04ПЗ
Руководитель проекта

Аннотация.doc

Данный документ представляет собой отчет о последовательности работ проведенных при выполнении курсового проекта. В нем рассматриваются основные этапы проектирования привода главного движения станка этапы разработки конструкции шпиндельного узла.
Этапы проектирования привода главного движения включают кинематический и силовой расчет коробки скоростей расчет валов коробки скоростей а также расчет и подбор подшипников.
Пояснительная записка содержит 33 страницы. Графическая часть выполнена на 3 листах формата А1.
В графическую часть курсового проекта входят:
- кинематическая схема станка;
- развертка коробки скоростей;
- свертка коробки скоростей.

записка.doc

Разработка кинематической схемы и кинематический расчет коробки скоростей6
1 Выбор приводного электродвигателя6
2 Определение общего диапазона регулирования привода6
3 Определение общего числа ступеней скорости6
4 Выбор конструктивных вариантов привода6
5 Определение числа возможных кинематических вариантов7
6 Определение максимальных передаточных отношений по группам передач7
7 Построение структурных сеток8
8 Построение графиков частот вращения8
9 Определение передаточных отношений в группах передач9
10 Определение чисел зубьев передач9
11 Определение крутящих моментов на валах коробки скоростей9
Расчет прямозубой эвольвентной передачи10
1 Определение модуля зубчатой передачи расчетом на контактную выносливость зубьев10
2 Определение модуля зубчатой передачи расчетом на выносливость зубьев при изгибе10
3 Определение стандартного модуля зубчатой передачи10
4 Определение межосевого расстояния зубчатой передачи11
Построение свертки коробки скоростей12
1 Разработка компоновочной схемы коробки скоростей12
2 Вычерчивание свертки коробки скоростей12
3 Определение усилий действующих в зубчатых зацеплениях12
Расчет и подбор подшипников13
1 Определение реакций в опорах валов13
2 Выбор подшипников по статической грузоподъемности13
3 Выбор подшипников по динамической грузоподъемности13
4 Выбор подшипников по диаметру вала14
Расчет сечения сплошного вала15
1 Определение диаметра средних участков вала15
2 Расчет валов на усталостную прочность15
3 Расчет на прочность шпонок и шлицевых соединений16
Список использованных источников18
Создание современных точных и высокопроизводительных металлорежущих станков обуславливает повышенные требования к их основным узлам. В частности к приводам главного движения и подач предъявляются требования: по увеличению жёсткости повышению точности вращения валов шпиндельных узлов. Станки должны обеспечивать возможность высокопроизводительного изготовления без ручной последующей доводки деталей удовлетворяющих современным непрерывно возрастающим требованиям к точности.
В большинстве станков в качестве привода главного движения применяют коробки передач со ступенчатым регулированием частоты вращения соединённые с асинхронным электродвигателем. К приводам главного движения предъявляют следующие требования: обеспечение необходимой мощности резания сохранение постоянства мощности резания в коробках скоростей и крутящего момента обеспечение заданного диапазона регулирования скорости высокий КПД надёжность простота обслуживания и малые размеры.
Для обработки на фрезерных станках деталей машин с разными размерами и режущим инструментом с различными режущими свойствами при большом числе технологических операций для получения оптимальных режимов резания необходимо изменять частоты вращения шпинделя в пределах от nmin до nmax.
Между наибольшей и наименьшей частотами вращения шпинделя промежуточные частоты могут быть расположены бесступенчато (плавно) или ступенчато (прерывисто). Применение бесступенчатого регулирования частоты вращения даёт возможность более просто осуществить оптимальные режимы резания. С применением бесступенчатого регулирования конструкция станка упрощается. В качестве электрического бесступенчатого привода применяют электродвигатели постоянного тока.
Ступенчатое регулирование даёт возможность установить ограниченное число частот вращения в заданных пределах. По этой причине величина регулирования не всегда может быть установлена оптимальной. Механизмы со ступенчатым регулированием компактны просты и имеют более высокий КПД по сравнению с бесступенчатым регулированием.
Разработка кинематической схемы и кинематический расчет коробки скоростей
1 Выбор приводного электродвигателя
При заданной мощности электродвигателя его выбор осуществляется методом подбора по частоте вращения. При низких частотах вращения шпинделя нецелесообразно применять электродвигатель с пониженной номинальной частотой вращения так как возрастают масса размеры и стоимость электродвигателя. В то же время для приводов главного движения не следует применять электродвигатели со скоростью вращения 3000 мин –1 так как при этом возрастает уровень шума станка. В таких случаях целесообразно применять электродвигатель с относительно высокой частотой вращения и механические передачи для последующего ее понижения.
2 Определение общего диапазона регулирования привода
nmin – наименьшая частота вращения шпинделя мин –1
3 Определение общего числа ступеней скорости
Для геометрического ряда частот вращения число ступеней скорости может быть определено из соотношения:
Вычисленная по этой формуле величина z округляется до целого числа что приводит к некоторому изменению действительного диапазона регулирования Rn .
4 Выбор конструктивных вариантов привода
При настройке последовательно включенными групповыми передачами число ступеней скорости может быть представлено в виде:
где pk – число отдельных передач в каждой группе;
m – число групп передач.
При выбранном числе ступеней частот вращения шпинделя z количество групп передач количество передач в каждой группе и порядок расположения групп может быть различным.
Число конструктивных вариантов привода состоящего из m групп передач определяется по формуле:
где q – число групп с одинаковым числом передач.
5 Определение числа возможных кинематических вариантов
Если частоты вращения шпинделя изменяются по геометрическому ряду то передаточные отношения передач в группах образуют геометрический ряд со знаменателем jх где х – целое число называемое характеристикой группы передач. Для последовательного получения частот вращения шпинделя сначала переключают передачи одной группы затем другой и т. д.
В зависимости от принятого порядка переключений группа может быть:
а) основной характеристика которой определяется по формуле:
б) первой переборной группой для которой характеристика определяется по формуле:
где р1– число передач в основной группе;
в) второй переборной группой для которой характеристика определяется по формуле:
где р2– число передач в первой переборной группе.
Основной и различными по номеру переборными группами может быть любая группа передач в приводе. Для определенного конструктивного варианта число кинематических будет равно числу перестановок из m групп передач:
6 Определение максимальных передаточных отношений по группам передач
Общее максимальное передаточное отношение привода определяется по формуле:
Поученное передаточное отношение может быть представлено в виде:
где Н – показатель степени определяющий величину общего передаточного отношения.
Определение максимальных передаточных отношений в группах производится путем разбиения общего передаточного отношения на передаточные отношения групп для чего вычисляется показатель степени Н и выражается в виде:
где hk– показатель степени характеризующий величину максимального передаточного отношения k-той группы передач;
При этом выбранные значения hk должны быть целыми числами и должны удовлетворять условию:
Максимальное передаточное отношение в группе определится по формуле:
При этом должно быть обеспечено выполнение следующего условия:
Так как показатель степени Н как правило не является целым числом он не может быть точно представлен суммой целых чисел. Поэтому для сохранения величины общего максимального передаточного отношения вводится дополнительная передача от вала электродвигателя на входной вал передаточное отношение которой определится по формуле:
7 Построение структурных сеток
Структурные сетки строятся в соответствии с выбранной формулой структуры привода. В них находит отражение относительная связь между передаточными отношениями в группах поэтому лучи для каждой группы проводятся симметрично а количество интервалов между их конца ми численно равно характеристике группы определяемой в соответствии со структурной формулой.
8 Построение графиков частот вращения
Графики частот вращения отражают частоты вращения всех валов привода включая валы одиночных передач необходимых для его компоновки. Построение начинают с цепи редукции обеспечивающей снижение частоты вращения электродвигателя nэд. до nmin на шпинделе. Для дальнейшего построения используются структурные сетки.
9 Определение передаточных отношений в группах передач
Для определения передаточных отношений используются построенные графики частот вращения.
Передаточное отношение передачи определяется выражением:
где k – число интервалов между горизонталями перекрытых лучами соединяющими отметки частот вращения на соседних валах.
10 Определение чисел зубьев передач
При определении чисел зубьев исходят из постоянства межосевого расстояния и числа зубьев определяют по следующим формулам:
где z1 и z2 – числа зубьев ведущего и ведомого колес;
z0 – сума чисел зубьев сопряженных колес;
f – числитель передаточного отношения;
g– знаменатель передаточного отношения;
K – наименьшее кратное сумм (f + g);
zmin= 18 – минимальное число зубьев.
В соответствии с полученными числами зубьев передач для двух выбранных вариантов привода вычерчиваются варианты кинематической структуры.
11 Определение крутящих моментов на валах коробки скоростей
Крутящие моменты на валах могут быть найдены по формуле:
где Рэд. – мощность на валу двигателя кВт;
h– КПД участка кинематической цепи от двигателя до рассчитываемого вала;
n – расчетная частота вращения вала мин –1.
Кинематический расчет коробки скоростей выполнен с использованием программы «SIRIUS 2». Результаты расчета находятся в приложении А.
Расчет прямозубой эвольвентной передачи
1 Определение модуля зубчатой передачи расчетом на контактную выносливость зубьев
где Kd – вспомогательный коэффициент; для прямозубых передач Kd = 770;
z1 – число зубьев шестерни;
T1 – вращающий момент на шестерне Н×м;
u – передаточное отношение передачи;
sНР – допускаемое контактное напряжение МПа;
KHb – коэффициент учитывающий распределение нагрузки по ширине венца;
где b – рабочая ширина венца зубчатой передачи;
d1 – делительный диаметр шестерни.
2 Определение модуля зубчатой передачи расчетом на выносливость зубьев при изгибе
где Km – вспомогательный коэффициент; для прямозубых передач Km = 14;
KFb – коэффициент учитывающий распределение нагрузки по ширине венца при изгибе;
sFP – допускаемое изгибное напряжение МПа;
YF1 – коэффициент учитывающий форму зубьев шестерни.
3 Определение стандартного модуля зубчатой передачи
Из полученных расчетных значений mH и mF выбирается наибольшее и округляется в сторону увеличения до стандартного модуля по ГОСТ 9563– 60. При этом должно выполняться следующее условие:
где m1 – модуль зубчатых передач группы расположенной первой от электродвигателя;
mk – модуль зубчатых передач группы расположенной последней от электродвигателя.
4 Определение межосевого расстояния зубчатой передачи
Для прямозубой цилиндрической передачи межосевое расстояние определяется по формуле:
где m – стандартный модуль передачи мм;
z2 – число зубьев зубчатого колеса сопряженного с шестерней.
При определении межосевых расстояний по группам передач должно выполняться следующее условие:
где Aw1 – межосевое расстояние передач группы расположенной первой от электродвигателя;
Awk – межосевое расстояние передач группы расположенной последней от электродвигателя.
Расчет прямозубой эвольвентной передачи выполнен с использованием программы «SIRIUS 2». Результаты расчета находятся в приложении В.
Построение свертки коробки скоростей
1 Разработка компоновочной схемы коробки скоростей
Компоновочная схема разрабатывается в следующем порядке:
) Определяются расстояния между осями валов и проводятся осевые линии.
) На осях располагаются зубчатые колеса муфты и другие передачи и механизмы в соответствии с кинематической схемой. При этом нужно обеспечить возможность перемещения подвижных зубчатых колес и муфт размещения механизмов управления регулирования подшипников сборки и разборки узла а также обратить внимание на то чтобы передвижные блоки зубчатых колес не сцепились одновременно с двумя неподвижными колесами на смежном валу.
) Вдоль оси каждого вала проставляются все соответствующие конструктивные размеры что позволяет определить его ориентировочную длину.
Компоновочная схема коробки скоростей представлена в приложении Г.
2 Вычерчивание свертки коробки скоростей
) Выбирается положение оси шпинделя.
) Из центра шпинделя проводится окружность радиусом равным расстоянию между осью шпинделя и осью соседнего вала. Любая точка на этой окружности может быть центром этого вала и будет удовлетворять условию зацепляемости колес. Центр выбирается с учетом возможности рационального расположения и остальных валов.
) Таким же путем определяются центры других валов. При расположении валов необходимо обеспечить простую форму корпуса удобство его обработки сборки и разборки. Нужно стремиться располагать центры валов на одних и тех же линиях как по вертикали так и по горизонтали что делает корпус более технологичным.
Свертка коробки скоростей представлена в приложении Д.
3 Определение усилий действующих в зубчатых зацеплениях
На основе построенной свертки выполняется расчетная схема представляющая собой условное изображение расчетной цепи зубчатых передач. В полюсе зацепления каждой зубчатой пары по нормали к боковым поверхностям зубьев действуют силы величина которых определяется по формуле:
где m и z – модуль и число зубьев зубчатого колеса;
Т – вращающий момент приложенный к валу зубчатого колеса Н×мм.
Расчет и подбор подшипников
1 Определение реакций в опорах валов
На основе выполненной компоновочной схемы составляется расчетная схема каждого вала на которой указываются все силы действующие на вал приложенные в соответствующих точках.
Данная схема позволяет определить реакции в каждой опоре с помощью уравнений статики которые имеют следующий вид:
SFky – сумма всех сил действующих в плоскости
SmO(Fk) – сумма моментов сил относительно выбранной точки плоскости.
2 Выбор подшипников по статической грузоподъемности
Критерием для подшипника служит неравенство:
где Р0 – эквивалентная статическая нагрузка;
С0 – табличное значение статической грузоподъемности выбранного подшипника.
Величины приведенной статической нагрузки для радиальных подшипников определяются как большие из двух следующих значений:
P0 = X0Fr + Y0Fa ; P0 = Fr(4.3)
где Х0 – коэффициент радиальной нагрузки;
Y0 – коэффициент осевой нагрузки;
Fr – постоянная по величине и направлению радиальная нагрузка Н;
Fа – постоянная по величине и направлению осевая нагрузка Н.
3 Выбор подшипников по динамической грузоподъемности
Критерием для выбора подшипника служит неравенство:
где Cтр. – требуемая величина динамической грузоподъемности подшипника;
С – табличное значение динамической грузоподъемности выбранного подшипника.
Требуемая динамическая грузоподъемность определяется по формуле:
где Р – эквивалентная динамическая нагрузка Н;
n – частота вращения вала для которого подбирается подшипник мин –1;
Lh – долговечность подшипника выраженная в часах работы;
a – коэффициент зависящий от формы кривой контактной усталости.
Эквивалентная динамическая нагрузка для шариковых радиальных подшипников определяется по формуле:
P = (XVFr + YFa)KбKт(4.6)
где Fr – радиальная нагрузка приложенная к подшипнику;
Fa – осевая нагрузка приложенная к подшипнику;
V – коэффициент вращения;
Kб – коэффициент безопасности;
Kт – температурный коэффициент.
4 Выбор подшипников по диаметру вала
При выборе подшипников по таблицам должен быть учтен необходимый по условию прочности диаметр вала. Для определения диаметра вала под установку подшипника строятся эпюры крутящих и изгибающих моментов.
Диаметр участка вала работающего на чистое кручение определяется по формуле:
где Т – крутящий момент на валу Н×мм;
[t] –пониженное допускаемое напряжение МПа.
Диаметр участка вала работающего на кручение и изгиб определяется по формуле:
где Мэкв. – эквивалентный момент в сечении вала Н×мм;
[s-1] и – пониженное допускаемое напряжение МПа.
где Мизг. – изгибающий момент в сечении вала Н×мм.
Расчет подшипников качения выполнен с использованием программы
«SIRIUS 2». Результаты расчета находятся в приложении Е.
Расчет сечения сплошного вала
1 Определение диаметра средних участков вала
Под средними участками вала следует понимать участки на которых расположены шестерни и зубчатые колеса. Определение диаметра производится расчетом на изгиб с кручением по формулам (5.7) и (5.8).
После завершения расчета разрабатывается конструкция каждого вала которая должна обеспечивать возможность сборки коробки скоростей и свободного продвижения зубчатых колес до места посадки.
2 Расчет валов на усталостную прочность
Расчет сводится к определению расчетных коэффициентов запаса прочности для предположительно опасных сечений валов.
Условие прочности в данном расчете имеет вид:
где n – расчетный коэффициент запаса прочности;
[n] = 13 15 – требуемый коэффициент запаса для обеспечения прочности;
[n] = 25 4 – требуемый коэффициент запаса для обеспечения жесткости;
ns – коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;
nt – коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.
где s -1 и t -1 – пределы выносливости для материала вала при симметричных циклах изгиба и кручения МПа;
sа tа и sm tm – амплитуды и средние напряжения циклов нормальных и касательных напряжений МПа;
ks и kt – эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и при кручении;
es и et – масштабные факторы для нормальных и касательных напряжений;
ys и yt – коэффициенты учитывающие влияние постоянной составляющей цикла на усталостную прочность.
Можно считать что нормальные напряжения возникающие в поперечном сечении вала от изгиба изменяются по симметричному циклу тогда:
где Мизг. – суммарный изгибающий момент в наиболее нагруженном сеченииН×мм;
W – момент сопротивления сечения при изгибе мм3.
Для круглого сечения вала:
Для круглого сечения со шпоночной канавкой:
где b и t – ширина и высота шпоночной канавки мм.
Для сечения вала со шлицами:
x = 1265 – для шлицев тяжелой серии.
Так как момент передаваемый валом изменяется по величине то при расчете принимают для касательных напряжений наиболее неблагоприятный знакопостоянный цикл – отнулевой:
где Wк – момент сопротивления вала при кручении мм3.
Для сечения вала со шпоночной канавкой:
3 Расчет на прочность шпонок и шлицевых соединений
Условие прочности по смятию для призматической шпонки имеет вид:
где z – число шпонок;
sсм.– напряжение смятия МПа;
[s]см. – допускаемое напряжение при смятии МПа;
d – диаметр вала мм;
h – высота шпонки мм.
Условие прочности из расчета на срез шпонки:
где [t]ср. – допускаемое напряжение при срезе МПа.
Расчет шлицевых соединений условно производят на смятие втулки в месте ее соприкосновения с боковыми поверхностями зубьев.
где y = 0708 – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по зубьям;
h – рабочая высота контактирующих зубьев в радиальном направлении мм;
rср. – средний радиус мм.
Расчет сечения сплошного вала выполнен с использованием программы «SIRIUS 2». Результаты расчета находятся в приложении Ж.
Список использованных источников
Пуш В.Э. Конструирование металлорежущих станков – М.: Машиностроение1987. – 390 с.
Решетов Д.Н. Детали и механизмы металлорежущих станков – М.: Машиностроение т. 1 и 2 1972.
Орлов П.И. Основы конструирования – М.: Машиностроение т. 1 и 2 1998.
Кучер И.М. Металлорежущие станки – Л.: Машиностроение 1969. – 720 с.
Кучер А.М. Киватицкий М.М. Покровский А.А. Машиностроительные станки – Л.: Машиностроение 1972. – 308 с.
Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин : Учеб. Пособие для техн. спец. Вузов. – 5-е издание перераб. и доп. – М.: Высшая школа 1998. – 447 с. ил.
Перель Л.Я. Фролов А.А. Подшипники качения – М.: Машиностроение 1992. – 543 с.
Скороходов Е.А. Общетехнический справочник – М.: Машиностроение 1982. – 415.
Палей М.А. Романов А.Б. Брагинский В.А. Допуски и посадки – Л.: Политехника т. 1и 2 1991.
Методические указания для студентов.
(Обязательное)Кинематический расчет
Рекомендуемый конструктивный вариант
Рекомендуемый кинематический вариант
Результаты распределения характеристики цепи по группам передач
Характеристика всей цепи - 9
Матрица передаточных чисел
Матрица чисел зубьев
Матрица частот вращения валов
Частота вращения входного вала коробки передач
Частота вращения второго вала коробки передач
Частота вращения третьего вала коробки передач
Частота вращения четвертого вала коробки передач
Расчетная кинематическая цепь
Расчетные моменты на валах
Ориентировочные диаметры валов
Структурная сетка и график частот вращения коробки скоростей
(Обязательное)Расчет клиноременной и прямозубой эвольвентной передачи
Результаты расчета клиноременной передачи №1
ТИП РЕМНЯ-О РАСЧЕТНАЯ ШИРИНА= 8.5 MM
Результаты расчета прямозубой эвольвентной передачи №2
Расчетный модуль по контактным напряжениям = 187
Расчетный модуль по изгибным напряжениям = 17
Стандартный модуль по ГОСТ 9563-60 = 200
Межосевое расстояние = 56 мм
Ширина шестерни = 224 мм
Окружная скорость зубъев передачи = 298 мс
Результаты расчета прямозубой эвольвентной передачи №3
Расчетный модуль по контактным напряжениям = 261
Расчетный модуль по изгибным напряжениям = 232
Стандартный модуль по ГОСТ 9563-60 = 250
Межосевое расстояние = 675 мм
Ширина шестерни = 18 мм
Окружная скорость зубъев передачи = 239 мс
Результаты расчета прямозубой эвольвентной передачи №4
Расчетный модуль по контактным напряжениям = 302
Расчетный модуль по изгибным напряжениям = 288
Стандартный модуль по ГОСТ 9563-60 = 300
Межосевое расстояние = 1335 мм
Ширина шестерни = 216 мм
Окружная скорость зубъев передачи = 143 мс
Кинематическая схема коробки скоростей
Свертка коробки скоростей
Расчет реакций грузоподъемности подшипников и валов
Расстояние от левой опоры до силы Р = -100 мм
Расстояние от левой опоры до силы Q = 105 мм
Расстояние между опорами = 211 мм
Сила Р действующая на вал = 137 H
Сила Q действующая на вал = 911 H
Угол между плоскостями действия сил = 20 Град
Частота вращения вала = 1015 Обмин
Статическая грузоподъемность подшипников
Динамическая грузоподъемность подшипников
Изгибающие моменты на валу(X от левого конца)
№36103 1735105167280
Расстояние от левой опоры до силы Р = 105 мм
Расстояние от левой опоры до силы Q = 300 мм
Расстояние между опорами = 330 мм
Сила Р действующая на вал = 911 H
Сила Q действующая на вал = 1087 H
Угол между плоскостями действия сил = 110 Град
№36104 20421263510600
Расстояние от левой опоры до силы Р = 90 мм
Расстояние от левой опоры до силы Q = 150 мм
Расстояние между опорами = 255 мм
Сила Р действующая на вал = 1087 H
Сила Q действующая на вал = 1734 H
Угол между плоскостями действия сил = 5 Град
Частота вращения вала = 507 Обмин
№36106 30551371415300
Расстояние от левой опоры до силы Р = 50 мм
Расстояние от левой опоры до силы Q = 0 мм
Расстояние между опорами = 170 мм
Сила Р действующая на вал = 1734 H
Сила Q действующая на вал = 0 H
Угол между плоскостями действия сил = 0 Град
Частота вращения вала = 128 Обмин

спецификация.frw

ГОУ ОГУ 151001. 4 1. 07. 04
Блок зубчатых колес 1
Блок зубчатых колес 2
Блок зубчатых колес 3
Вал первый промежуточный
Вал второй промежуточный
Кольцо 17 ГОСТ 13942-86
Манжета ГОСТ 8752-79:
Кольцо 20 ГОСТ 13942-86
Кольцо 22 ГОСТ 13942-86
Кольцо 26 ГОСТ 13942-86
Кольцо 30 ГОСТ 13942-86
Кольцо 34 ГОСТ 13942-86
Кольцо 36 ГОСТ 13942-86

3лист.cdw