Вертикально сверлильный станок

мой общий вид.cdw

КП МС 120100 405 01 07
вертикально сверлильного
Рукоятки переключения скоростей
Рукоятка включения электродвигателя
Рукоятка ручной подачи
Рукоятка перемещения стола.
Рукоятки переключения подач
Рукоятка включения подач.

симметрия развертка2.cdw

КП МС 120100 405 02 07
Развертка коробки скоростей
вертикально-сверлильного
Трущиеся поверхности смазать солидолом ГОСТ 10771-73
В коробку залить масло ИС-40А ГОСТ 20799-75
Допуск радиального и осевого биения шпиндельной втулки не

свертка симметрия.cdw

КП МС 120100 405 03 07
Свертка коробки скоростей
вертикально-сверлильного

Пояснительная записка андрейка.doc

Федеральное агентство по образованию
Читинский Государственный Университет
Кафедра “Технология машиностроения”
Пояснительная записка содержит 34 стр. 8 ил. 19 приложений 5 табл. 9 источников.
ЗУБЧАТОЕ КОЛЕСО КОРОБКА СКОРОСТЕЙ МЕХАНИЗМ ПЕРЕДАЧА РЕМЕНЬ ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЬ.
Объектом курсового проекта является коробка скоростей вертикально-сверлильного станка.
Целью курсового проекта является проектирование коробки скоростей.
При выполнении курсового проекта использовалась нормативно – справочная и другая техническая литература производились расчёты при помощи ЭВМ построение чертежей проводилось в КОМПАС.
В результате выполнения курсового проекта была спроектирована коробка скоростей.
Обоснование скоростной характеристики проектируемого станка
Кинематический расчёт привода
Обоснование мощности электродвигателя
Расчёт ремённой передачи
Расчёт зубчатых передач
Первый блок зубчатых колёс
Второй блок зубчатых колёс
Третий блок зубчатых колёс
Определение реальных частот вращения шпинделя
Геометрический расчет и расчет на прочность зубчатых передач
Расчёт крутящих моментов и обоснование габаритов коробки
Расчёт крутящих моментов
Расчет сил ременной передачи
Расчёт на прочность зубчатых передач
Обоснование габаритных размеров коробки скоростей
Расчёт сил действующих в зацеплении
Выбор и расчёт подшипников
Уточнённый расчёт валов
Выбор механизма переключения скоростей
Список использованной литературы
Станкостроение является одной из базовых отраслей экономики государства. От многообразия типов производящего оборудования его возможностей и качества зависит конкурентоспособность промышленной продукции и положение страны на мировом рынке.
Номенклатура современного станочного оборудования постоянно расширяется. Появляются станки для новых методов обработки совершенствуются их компоновочные схемы возникают станки нетрадиционных компоновок. В подобной ситуации невозможно представить детальных конструкторских расчетов для основных целевых узлов и типов станков. Освоение данного материала полезно студентам и инженерам машиностроительных специальностей в совершенствовании навыков в проектировании современного оборудования.
Курсовое проектирование – завершающая часть изучения дисциплины и подготовительная работа к дипломному проектированию. При проектировании коробки скоростей станка необходимо ознакомиться с конструкциями коробок и станков изучить методику проектирования коробок. На основании расчётных данных произвести построение свёртки и развёртки коробки скоростей. В ходе выполнения работы необходимо повторить полученные ранее знания из области сопромата и деталей машин работу с ГОСТами и справочно-методической литературой.
Принимаем n=nm n=315 обмин; nэ=1440 обмин. Выписываем ряд частот вращения шпинделя из нормали Н11-1:
Скоростной диапазон коробки определяем по формуле:
Далее определяем диаметры обрабатываемых отверстий.
Конус Морзе равен 5 следовательно диаметры обрабатываемых отверстий будут равны: мм мм.
Соответственно этим размерам пределы скоростей резания будут найдены по формулам:
Vmin=314×6×3151000= 0595 ммин.
Определим диапазон регулирования скорости по формуле:
Число частот вращения шпинделя z=12 представим как:
Этот конструктивный вариант обеспечит минимальное число групп и количество передач в группах снижая габариты и вес коробки.
Число кинематических возможных вариантов определим по формуле:
где К-число групп передач
Число конструктивных вариантов привода определим по формуле:
где m-число групп с одинаковым числом передач
Общее число вариантов определим по формуле:
Расставим в структурной сетке числовые характеристики:
Построим структурную сетку коробки скоростей структурная сетка коробки скоростей представлена на рисунке 1.
Рисунок 1 – Структурная сетка .
Максимальное значение числа интервалов которое перекрывает группа равно 6 что меньше предельно допустимого равного 9.
Построим график частот вращения учитывая что частота вращения ведомого вала не должна увеличиваться более чем в 2 раза и уменьшаться более чем в 4 раза. График частот вращения представлена на рисунке 2.
Рисунок 2 – График частот вращения.
Кинематическая схема коробки скоростей представлена на рисунке 3
Рисунок 3 – Кинематическая схема коробки скоростей .
Мощность электродвигателя в приводе станка расходуется на создание рабочих сил и преодоление различных сопротивлений. Для электродвигателя в приводе станков мощность может быть определена по формуле
где Nn – полезная мощность кВт;
– общий КПД привода;
Nх – мощность холостого хода.
Полезная мощность Nn привода главного движения принята[9]:
Расчётная скорость вращения шпинделя рассчитывается из условия наибольшего использования мощности привода
где Dр nр – расчетные значения диаметров обработки и частот вращения
где Rn и RD - диапазон диаметров и частота вращения.
Общее КПД привода рассчитывается по формуле
где рп – КПД ремённой передачи рп= 095;
зп – КПД зубчатой пары. зп =097 (3 пары);
пк – КПД подшипников качения пк =099 (4 пары).
Исходя из расчетной частоты вращения шпинделя определяется расчётная ветка графика представленного на рисунке 3. Следовательно расчётные частоты вращения валов будут равны
Мощность холостого хода определяется по формуле
где dср – средний диаметр всех валов привода мм;
Σn – сумма расчётных частот вращения всех валов обмин;
nшпр – расчётная частота вращения шпинделя обмин;
k1=15 20 – коэффициент повышения потерь на трение в шпиндельном узле;
k2=3 .6 – коэффициент совершенства системы смазки;
dшп – расчётный диаметр шпинделя мм.
Для расчёта мощности холостого хода производим предварительный расчёт диаметров валов по формуле для сплошного вала и по формуле для полого.
Диаметр сплошного вала находим по формуле
где Nр – мощность привода для эскизного проектирования кВт;
nкр – расчетная частота вращения к-го вала;
Мощность привода для эскизного проектирования Nр в 20 раз больше полезной мощности Nn
Диаметр полого вала находим по формуле
где D – наружный диаметр полого вала мм;
[]=10 25 Нмм2 – допускаемое напряжение среза;
d0 – диаметр отверстия шпинделя или полого вала d0=60 мм;
– 04 055- соотношение диаметров полого вала.
Средний диаметр всех валов привода рассчитывается по формуле
dср=(d1+ d2+ d3+D)4 (17)
dср=(72+82+82+140)4=935
Определим необходимую мощность электродвигателя
Nэ=125×(28083 +0458)=508 кВт.
Исходя из расчётной мощности для данного станка принимаем электродвигатель 132S41455 с мощностью 7.5кВт и частотой вращения 1455 обмин.
Расчёт ремённой передачи
Расчёт производим с помощью ЭВМ в программе КОМПАС (см. приложение А) результаты расчета представлены в таблице 1.
Таблица 1 - Результаты расчёта ремённой передачи
Наименование параметра
Передаточное отношение мм
Межцентровое расстояние мм
Окружная скорость мсек
Наружный диаметр шкива мм
Угол профиля канавок шкива
Глубина канавок шкива мм
Расчёт зубчатых передач
1 Первый блок зубчатых колёс
Для расчёта первого блока зубчатых колёс необходимо принять из стандартного ряда минимальное количество зубьев на колесе z1=zmin=17.
По расчётной ветке определим передаточное отношение между первым и вторым валом:
Определим расчётное количество зубьев на шестерне по формуле
Определим сумму зубьев колеса и шестерни затем увеличим на 25% и примем по нормали Н21-5 стандартное ближайшее значение.
Σz=(z1+z1)×125; (19)
Σz=(216+17)×125=4825; по нормали Н21-5 принимаем 48.
После того как приняли по нормали стандартное число зубьев рассчитаем три пары зубчатых колёс:
z1=48×315(315+400)=2114621;
z2=48×250(250+400)=184619; z2=48-19=29;
z3= 48×400(400+400)=24; z3=48-24=24.
По первому блоку принимаем следующие три пары зубчатых колёс:
z1z1=2721; z2z2=2919; z3 z3=2424.
2 Второй блок зубчатых колёс
Для расчёта второго блока зубчатых колёс необходимо принять из стандартного ряда минимальное количество зубьев на колесе z4=zmin=17.
По расчётной ветке определим передаточное отношение между вторым и третьим валом:
Определим расчётное количество зубьев на шестерне по формуле
Σz=(34+17)×125=6375 по нормали принимаем 60.
Рассчитаем две пары зубчатых колёс:
z4=60×125(125+250)=20;
z5=60×250(250+250)=30; z5=60-30=30.
По второму блоку принимаем следующие две пары зубчатых колёс:
z4z4=4020; z5z5=3030.
3 Третий блок зубчатых колёс
Для расчёта третьего блока зубчатых колёс необходимо принять из стандартного ряда минимальное количество зубьев на колесе z7=zmin=17.
По расчётной ветке определим передаточное отношение между третьим и четвёртым валом:
Определим расчётное количество зубьев на шестерне по формуле:
Σz=(17+6746)×125=10557 по нормали принимаем 108.
z7=108×63(63+250)=2173822;
По третьему блоку принимаем следующие пары зубчатых колёс:
z6z6=5454; z7z7=8622.
4 Определение реальных частот вращения шпинделя
Представленные в приложении Б расчёт реальных частот вращения и допускаемой ошибки которая не должна превышать 26 производим с помощью ЭВМ в программе Excel.
Результаты расчёта представлены в таблице 2.
Таблица 2 – Результаты расчета реальных частот вращения
5 Геометрический расчёт зубчатых передач
Геометрический расчёт выполнен с помощью ЭВМ в программе КОМПАС (расчеты представленны в приложении В Г Д); результаты расчёта приведены в таблице 3.
Таблица 3 – Геометрический расчет
Межосевое расстояниемм
Делительный диаметр мм
Расчёт крутящих моментов и обоснование габаритов коробки
1 Расчёт крутящих моментов
Расчёт крутящих моментов производим по формуле
где Nэ – номинальная мощность электродвигателя кВт;
nрi – расчётная реальная частота вращения i-го вала обмин.
=рп×пк2=095×0992=093;
=рп×пк4×зп=095×0994×097=0885;
=рп×пк6×зп2=095×0996×0972=084;
=рп×пк8×зп3=095×0998×0973=08.
2 Расчет сил ременной передачи
Рассчитаем силы с которыми ремённая передача действует на вал.
Окружная сила на шкиве равна
где К-коэффициент динамичности нагрузки К=11 ..13;
М - расчётный крутящий момент на 1-м валу Нм;
D - диаметр шкива на 1-м валу м.
Рр=2×12×16916045=902186 Н.
Радиальная сила давления со стороны шкива равна
где So-начальная сила натяжения ремня Н;
где е = 27 - основание натуральных логарифмов;
f = 03 - коэффициент трения для прорезиненных ремней;
α - угол обхвата на ведущем шкиве град.
где d1 d2 - диаметры шкивов d1=125 мм d2=450мм;
а - межосевое расстояние а=523мм.
3 Расчёт на прочность зубчатых передач
Расчёт на прочность выполнен с помощью ЭВМ в программе КОМПАС (расчеты представлены в приложении Е Ж З); результаты расчёта приведены в таблице 4.
Таблица 4 – Расчет на прочность
Расчетное контактное напряжение МПа
Допускаемое контактно напряжение МПа
Коэффициент запаса по контактным напряжениям
Расчетное напряжение изгиба МПа
Допускаемое напряжение изгиба МПа
запаса по напряжениям изгиба
4 Обоснование габаритных размеров коробки скоростей
Предварительно ограничиваем длину валов следующим соотношением
где dр=125×d- расчётный диаметр валов мм;
l4≤6×125×140=1050 мм.
Длину всех валов примем 1000 мм.
Определим радиальный габарит развёртки по формуле
ΣА=2×а+(m1×z2)2+(m1+m2+m3)+А1+А2+А3+(m3×z7)2; (27)
где а – конструктивное расстояние от стенки до венца зубчатого колеса
А1 А2– межосевое расстояние мм;
z2 z7 – наибольшие числа зубьев шестерён и колёс в верхней и нижней группе соответственно.
Конструктивная величина а зависит от габаритов коробки и толщины стенок и рассчитывается по формуле
где Ат- межосевое расстояние тихоходной передачи Ат=270 мм.
=0025×270+5=1175 мм.
Рассчитаем расстояние от стенки до венца колеса по формуле
ΣА=2×12+63×292+(63+7+5)+(151+210+270)+5×862=1071 мм.
Определим окружное усилие в зацеплении зубчатых колёс
где di – делительный диаметр зубчатого колеса мм.
Определим радиальное усилие в зацеплении зубчатых колёс
где α – угол профиля зуба α=20º.
Зубчатая пара между валами I и II:
Т1=2×16916×1031197=2826399 Н;
Р1=2826399×tg20º=10288 Н;
Т2=2×245699×1031827=268964 Н;
Р2=268964× tg20º=97903 Н.
Зубчатая пара между валами II и III:
Т3=2×245699×103210=233999 Н;
Р3=233999×tg20º=851756 Н;
Т4=2×245699×103210=233999 Н;
Р4=233999×tg20º=851756 Н.
Зубчатая пара между валами III и IV:
Т5=2×245699×103110=446725 Н;
Р5=446725×tg20º= 162608 Н;
Т6=2×868229×103430=403827 Н;
Р6=403827×tg20º=146993 Н.
Для 1-го вала выберем подшипник легкой серии N212: d=60мм D=110мм.
Для 2-го вала выберем подшипник легкой серии N215: d=75мм D=130мм. Для 3-го вала выберем подшипник легкой серии N213: d=65мм D=120мм.
Для шпиндельной втулки выберем подшипники лёгкой серии N220:d=100мм D=180мм.
Ресурс подшипников равен 30000 часов вид нагружения средненормальный.
Расчёт подшипников выполнен с помощью ЭВМ в программе КОМПАС (приложение И; К; Л) результаты расчёта приведены в таблице 4.
Таблица 5 -Результаты расчёта подшипников
Эквивалентная нагрузка Н
Материал валов – Сталь 45 нормализованная (НВ=170 210).
Предел прочности в=610 МПа. нормальное напряжение от изгиба и касательные напряжения от кручения изменяющиеся по симметричному циклу напряжений -1=275 МПа -1=165 МПа.
Изгибающие и крутящие моменты на валу а также коэффициент запаса прочности определены в программе КОМПАС (приложение М Н О).
На рисунках изображены эпюры коэффициентов запаса прочности валов.
Рисунок 4 - Расчет 1-го вала
Рисунок 5 - Расчет 2-го вала
Рисунок 6 - Расчет 3-го вала
Рисунок 7 - Расчет 4-го вала
Проверка коэффициента запаса прочности определила что все четыре вала удовлетворяют условию допускаемого значения запаса [S] =13 2.
Для данной коробки скоростей применяется переключение скоростей с помощью зубчатых секторов. При повороте зубчатых секторов приводятся в действие вилки которые передвигают блоки зубчатых колес.
Переключение осуществляется тремя рычагами. С помощью первого рычага передвигается блок состоящий из трех зубчатых колес сидящих на первом вале. Угол на который поворачивается первый рычаг составляет 90º. Второй и третий рычаг расположены совместно и при повороте на 60º перемещают 2-ой и 3-ий блоки соответственно. Фиксация производится с помощью подпружиненного шарика.
Определение радиуса числа зубьев и модуля зубчатого сектора.
Исходя из длины окружности и угла поворота зубчатого сектора найдем его радиус по формуле:
где r –радиус сектора;
α-часть окружности для сектора α=4;
L-длина окружности зубчатого сектора мм.
Далее подберем число зубьев зубчатого сектора и найдем его модуль по формуле:
На рисунке 4 показан механизм переключения скоростей для первого блока.
Рисунок 4- Механизм переключения скоростей для первого блока.
На рисунке 5 показан механизм переключения скоростей для второго блока.
Рисунок 5- Механизм переключения скоростей для второго блока.
На рисунке 6 показан механизм переключения скоростей для третьего блока.
Рисунок 6- Механизм переключения скоростей для третьего блока.
Зубчатые колёса смазываются вследствие разбрызгивания масла под действием центробежных сил.
Для смазки принимаем масло индустриальное ИС-40А с вязкостью 40×10-6 м2с (контактные напряжения 400 1000 МПа окружная скорость 2 5 мс).
Требуемую производительность насоса определим по формуле
где NТР – мощность трения находится по формуле
NТР=75×(1-083)=1275 (кВт).
t – перепад температуры на выходе и входе зоны трущихся поверхностей t=45 500С
К – коэффициент запаса масла К=2.
Диаметр трубопровода определим по формуле
где V – средняя скорость протекания масла V=2 4 мс.
Для данной системы смазки примем насос 11-18МН3031-61.
Техническая характеристика насоса:
Номинальная подача Q-18 лмин;
Давление нагнетания Рном-025 МПа;
Диапазон частот вращения n-500-1000 обмин;
В ходе выполнения курсового проекта были получены знания по расчёту коробки скоростей вертикально-сверлильного станка выбору механизма переключения передач.
При выполнении курсового проекта были использованы знания по расчёту ремённых и зубчатых передач валов и подбор подшипников выбору сорта масла и расчёт системы охлаждения. При выполнении курсового проекта использовались ГОСТы и справочная литература. А также использовался ЭВМ программы такие как КОМПАС и Excel.
Результатом выполнения курсового проекта является спроектированная коробка скоростей.
Семичевский Г.А Расчет и конструирование коробок скоростей и механизмов металлорежущих станков. Учеб. Пособие. – Чита:ЧитГУ 2005. – 122 с.
Тарзиманов Г.А. Проектирование металлорежущих станков. – М.: Машиностроение 1972. – 312 с.
Чернавский С.А. Снесарев Г.А. Козинцов Б.С. Проектирование механических передач. – М.: Машиностроение 1984. – 558 с.
Ицкович Г.М. Киселёв В.А. Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин. – М.: Машиностроение 1964. – 600 с.
Чекмарёв А.А. Осипов В.К. Справочник по машиностроительному черчению. – М.: Высшая школа 2002. – 493 с.
Анурьев В.И. Справочник конструктора машиностроителя. В 3 т. – 6 – е изд. перераб. и доп. – М.: Машиностроение 1980.
Стандарт предприятия. Комплексная программа повышения качества подготовки специалистов: Требования к оформлению учебной текстовой документации исполн.: С.И. Кузмичёва и др. – Чита: ЧитГУ 1998. – 21 с.
Металлорежущие станки и промышленные роботы: Метод. указ. разраб. к.т.н. Березин С.Я. – Чита: ЧитГУ 1993. – 49 с.
Барановский С. П. Режимы резания. - М.: Машиностроение 1984. - 351 с.

расчет 3 вала.cdw

График изгибающих моментов в верт. пл.
График изгибающих моментов в гориз. пл
График крутящих моментов
График коэффициента запаса прочности вала

расчет2 вала.cdw

График изгибающих моментов в верт. пл.
График изгибающих моментов в гориз. пл
График крутящих моментов
График коэффициента запаса прочности вала

расчет 1 вала.cdw

График изгибающих моментов в верт. пл.
График изгибающих моментов в гориз. пл
График крутящих моментов
График коэффициента запаса прочности вала

расчет 4 вала.cdw

График изгибающих моментов в верт. пл.
График изгибающих моментов в гориз. пл
График коэффициента запаса прочности вала