Проектирование радиально сверлильного станка

спецификация.spw

Привод главного движения
Привод главного движения
Рукоятка переключения
Кольцо А62 ГОСТ 13943
Кольцо А25 ГОСТ 13943
Подшипник 205 ГОСТ 8338
Подшипник 305 ГОСТ 8338
Подшипник 50307 ГОСТ 2893
Подшипник 307 ГОСТ 8338
Подшипник 500305 ГОСТ 2893
Подшипник 50205 ГОСТ 2893
Шайба 6 65Г 029 ГОСТ 6402

КИНЕМАТИКА.cdw

ЗАПИСКА.docx

Объектом курсового проектирования является радиально-сверлильный станок. В ходе работы над курсовым проектом станок-прототип был изменен в следствии выполнения задания.
Определение основных технических характеристик станка
Методы получения производящих линий на станке
Анализ существующих конструкций и выбор станка-прототипа
Кинематический расчет привода главного движения
Выбор электродвигателя
Проектирование кинематики станка выбор компоновки
Построение структурной сетки
Разработка кинематической схемы проектируемого станка
Построение графика частот вращения шпинделя
Определение передаточных отношений и подбор зубчатых колес
Определение фактических частот вращения и величин погрешностей
Определение угловых скоростей валов
Мощность и крутящий момент на валах
Расчет элементов привода
Расчет прямозубой цилиндрической зубчатой передачи
Расчет второго вала коробки скоростей
Расчет вала на прочность
Расчет шлицевых соединений
Описание конструкции спроектированных узлов
Описание коробки скоростей
Описание системы управления
Смазка коробки скоростей
Металлорежущий станок и станочный модуль являются основой для построения современных технологических систем и производств в том числе гибких.
Трудно представить себе более разнообразные машины по размерам конструктивному оформлению техническим характеристикам и принципам действия чем металлорежущие станки. При их создании используются все достижения машино- и приборостроения электротехники и электроники автоматики и информатики.
Постоянный поиск новых решений для достижения прецизионности производительности надежности экономичности и других требований потребителей приводит к частой смене моделей станков к непрерывному появлению конкурирующих конструкций. Преимущество получает та фирма которая обеспечивает более высокие технические характеристики и расширяет технологические возможности станка и станочной системы дает гарантию сохранения показателей качества станка в течение всего периода эксплуатации и в возможно более короткий срок осуществляет выпуск новой работоспособной конструкции.
Поэтому создатели новой техники должны использовать все достижения науки о станках анализировать тенденции развития станкостроения широко применять автоматизированные методы расчета и проектирования владеть методологией позволяющей принимать правильные решения для достижения поставленных целей использовать накопленный опыт оперативно применять справочные материалы и стандарты находить оптимальные пути для обеспечения высших технических характеристик создаваемых моделей станков и в первую очередь из качества надежности и производительности при наименьших затратах времени и рациональном использовании средств.
Курсовое проектирование — важная составная часть учебного процесса. В ходе курсового проектирования студенты приобретают опыт самостоятельного решения практических задач изучают современные конструкции технических устройств и тенденции их развития приобретают навыки использования средств вычислительной техники при решении задач. Работа над курсовым проектом является тем процессом который дает возможность студентам проявить свои творческие способности интуицию и фантазию поскольку принятие решений в проектах мало связано с применяемостью материалов и комплектующих изделий.
Определение основных технических характеристик станка.
1.Методы получения производящих линий на станке
2. Анализ существующих конструкций радиально-сверлильный станков и выбор станка-прототипа
Выбираем радиально-сверлильный станок 2А55. Станок используется в условиях индивидуального и серийного производств.
Характеристики станка-прототипа.
Наименование параметра
Класс точности станка
Наибольший условный диаметр сверления в стали 45 мм
Наибольший условный диаметр сверления в чугуне мм
Расстояние от оси шпинделя до направляющей колонны (вылет шпинделя) мм
Наибольшее горизонтальное перемещение сверлильной головки по рукаву мм
Наименьшее и наибольшее расстояние от торца шпинделя до плиты мм
Наибольшее вертикальное перемещение рукава по колонне (установочное) мм
Скорость вертикального перемещения траверсы по колонне ммин
Наибольшее осевое перемещение пиноли шпинделя (ход шпинделя) мм
Угол поворота траверсы вокруг колонны град
Рамер поверхности плиты (ширина длина) мм
Обозначение конца шпинделя по ГОСТ 24644
Частота прямого вращения шпинделя обмин
Количество скоростей шпинделя прямого вращения
Частота обратного вращения шпинделя обмин
Количество скоростей шпинделя обратного вращения
Пределы рабочих подач на один оборот шпинделя ммоб
Число ступеней рабочих подач
Перемещение шпинделя на одно деление лимба мм
Перемещение шпинделя на оборот лимба мм
Наибольший допустимый крутящий момент кгс*см
Наибольшее усилие подачи кН
Зажим вращения колонны
Зажим траверсы на колонне
Зажим шпиндельной бабки на траверсе
Количество электродвигателей на станке
Электродвигатель привода главного движения кВт
Электродвигатель привода перемещения траверсы кВт
Электродвигатель привода гидрозажима колонны кВт
Электродвигатель привода гидрозажима шпиндельной бабки кВт
Электродвигатель насоса охлаждающей жидкости кВт
Габариты станка (длина ширина высота) мм
3. Кинематический расчет привода главного движения
Определение значений частот вращения шпинделя.
Рассчитаем частоты вращения шпинделя по формулам:
Полученные значения округлим до стандартных:
4. Выбор электродвигателя
Принимаем для станка асинхронный трехфазный электродвигатель АИР100S42.
Основные характеристики двигателя:
Мощность Nном (кВт) – 3;
Частота вращения n (мин-1) – 1440;
Проектирование кинематики станка выбор компоновки.
1.Построение структурной сетки
Проверяем возможность применения простой множительной структуры. Простая множительная структура возможна при условии для последней в порядке переключения группы:
Для нашего варианта: следовательно вариант осуществим.
Рис. 1. Структурная сетка привода
2.Разработка кинематической схемы проектируемого станка
Построив структурную сетку приступаем к разработке кинематической схемы. Для этого вычерчиваем все линии соответствующие количеству валов.
Рис.2. Кинематическая структура привода
Линии (валы) располагаются горизонтально и вертикально в зависимости от типа станка и на них вычерчиваем зубчатые блоки (тройные двойные) и зубчатые колеса.
3. Построение графика частот вращения шпинделя
График частот вращения шпинделя строят в полном соответствии с принятой структурной сеткой и разработанной кинематической структурой привода проектируемого станка.
Рис.3. График частот вращения шпинделя
4. Определение передаточных отношений и подбор зубчатых колёс
Из графика (рис.6) находим передаточные отношения:
Передаточное отношение зубчатой передачи:
По полученным передаточным отношениям определяем число зубьев Z зубчатых колес.
Числа зубьев колес определяются для каждой группы передач. При этом сумма зубьев каждой пары колес в пределах данной группы должна быть постоянной. Во избежание получения вала-шестерни что экономически нецелесообразно принимаем Zmin 18.
Первая группа колес:
Из условия 4 зуба у зубчатого колеса быть не может. Поэтому вводим коэффициент К.
Вторая группа колес:
Третья группа колес:
Занесем полученные результаты в таблицу.
5.Определение фактических частот вращения и величин погрешностей
По графику частот вращения составляем уравнение кинематического баланса и определим фактические частоты вращения:
В станкостроении принято чтобы фактическая частота вращения не отклонялась от стандартного (заданного) значения более чем на:
Поэтому определим величину погрешности для каждой частоты вращения и сравним с допускаемым значением:
6. Определение угловых скоростей валов
Расчетная частота вращения шпинделя np:
Стандартное значение 125 мин-1.
Угловая скорость электродвигателя 0:
Угловая скорость первого вала коробки скоростей I:
Угловая скорость второго вала коробки скоростей II:
Угловая скорость третьего вала коробки скоростей III:
Угловая скорость четвертого вала коробки скоростей IV:
7. Мощность и крутящий момент на валах
Нулевой вал (вал электродвигателя) N0:
Крутящий момент на валу М0:
где р.п – КПД зубчатой передачи; п – КПД подшипников качения;
1. Расчет прямозубой цилиндрической зубчатой передачи
Выбираем материал зубчатых колес. И для шестерни и для колеса выбираем одну и ту же марку стали с одинаковой термообработкой обеспечивающей твердость шестерни на 30 единиц НВ выше чем для колеса. Однако важно чтобы твердости обоих колес не превышали 350 НВ. Выбираем для обоих колес конструкционную сталь 45Х термообработку – улучшение.
Условия термообработки должны обеспечить твердость колеса в пределах: HB2 = 235 – 262 примем НВ2 = (235 + 262) 2 = 248 НВ. Условия термообработки должны обеспечить твердость шестерни в пределах: HB1 = 269 – 302 примем НВ1 = (269 + 302) 2 = 285 НВ. Таким образом твердость материала шестерни на 37 НВ выше твердости материала колеса. Во время работы такая колесная пара прирабатывается – более мягкий материал испытывая пластические деформации подстраивается под форму более твердого материала.
1.2. Допускаемые напряжения.
Величина допускаемых контактных напряжений зависит от твердости поверхности материала.
При I варианте термообработки твердость колеса ниже твердости шестерни поэтому расчет на контактную прочность проводим для колеса:
Допускаемые напряжения изгиба рассчитываются по формуле:
1.3. Расчёт межосевого расстояния.
где: для стальных прямозубых колес; u=2 - передаточное число ц.п.; KHB=11- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца т.к ; коэффициент ширины шестерни относительно межосевого расстояния =024 (); Т=392 Н*м; Нмм2.
В соответствие с ГОСТ 2185 принимаем =80 мм.
1.4. Модуль зацепления.
m=(001 002) = 002*80=16 мм.
В соответствие с ГОСТ 9563 принимаем m=2 мм.
Из проведенного ранее расчета имеем
1.6. Делительные диаметры:
1.7. Диаметры вершин зубьев:
1.8. Диаметры впадин зубьев:
1.9. Рабочая ширина.
Для шестерни конструктивно принимаем мм.
1.10. Силы в зацеплении.
Окружная сила рассчитывается через момент и плечо – радиус колеса:
Радиальная сила рассчитывается через окружную:
1.11. Проверка зубьев колес на усталостную прочность при изгибе.
Коэффициент формы зуба принимают по таблице 6:
Расчетное напряжение меньше допускаемого – условие прочности выполняется
Проверяем условие прочности для шестерни. Расчетное напряжение изгиба для шестерни:
Коэффициент формы зуба определяем по той же таблице 6.
Проверка показала что условия прочности на изгиб выполняются и для зубьев колеса и для зубьев шестерни.
1.12. Проверка зубьев колес на контактную прочность.
Условие контактной прочности выполняется.
Основные размеры и характеристики зубчатых колес
2. Расчет второго вала коробки скоростей.
Опорные реакции в плоскости XOZ:
Опорные реакции в плоскости YOZ:
Рис.6. Эпюра моментов
Изгибающие моменты в характерных точках плоскости XOZ и YOZ:
Суммарный изгибающий момент в характерных точках:
Эквивалентный момент в характерных точках:
3. Расчет вала на прочность.
3.2.Для опасного сечения вала определяем диаметр:
Допускаемое напряжение для любого сечения вала:
где - предел выносливости материала вала при изгиб; - масштабный фактор учитывающий понижение прочности деталей при росте их абсолютных размеров; - коэффициент безопасности; - эффективный коэффициент концентрации напряжений; - коэффициент учитывающий упрочнение поверхности; - коэффициент долговечности.
Из конструктивных соображений и по ГОСТ 6636-69 принимаем диаметр опасного сечения и другие диаметры
3.3.Составляющая цикла изменения напряжений изгиба:
где - суммарный изгибающий момент ; - момент сопротивления сечения вала изгибу.
3.4.Составляющие цикла изменения напряжений кручения:
где Т – крутящий момент ; - момент сопротивления вала кручению.
3.5.Общий коэффициент безопасности:
где - коэффициент безопасности в сечении по изгибу:
- коэффициент безопасности в сечения по кручению:
и - переменные составляющие циклов изменения напряжений; и - постоянные составляющие циклов изменения напряжений; и - пределы выносливости при изгибе и кручении; и - масштабные факторы учитывающие влияние размеров сечения вала; и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении; - коэффициент упрочнения; и - коэффициенты характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла изменения напряжений.
Условия на прочность выполняются.
4.Расчёт подшипников.
Радиальная нагрузка на подшипник будет равна:
Эквивалентная нагрузка P определится:
X=0.56(коэффициет радиальной нагрузки)
Y=0(коэффициент осевой нагрузки)
V=1(при вращении внутреннего кольца).
(коэффициент безопасности).
(температурный коэффициент)
Определяем требуемую долговечность подшипника в млн. обортов.
Принимаем долговечность подшипника Lh=12000 часов
Определяем требуемую динамическую грузоподъемность.
Принимаем подшипник – шариковый радиальный однорядный ГОСТ 8338.
Условное обозначение
5. Расчет шлицевых соединений
Шлицевое соединение 6х23х28:
Шлицевое соединение 8х36х42:
Описание конструкции спроектированных узлов.
1.Описание коробки скоростей.
Коробка скоростей обеспечивает 12 скоростей вращения шпинделя начиная от 45 обмин до 2000 обмин. Коробка скоростей работает от электродвигателя мощностью 3 кВт и частотой вращения n=1425 обмин.
В коробке расположены блоки зубчатых колес которые перемещаются по шлицам валов и зубчатые колеса. Электродвигатель и нулевой вал коробки скоростей соединены ременной передачей.
Рис. 7. Коробка скоростей
2.Описание системы управления
Переключение зубчатого блока 1 осуществляется с помощью рукоятки 2. Одновременно с поворотом рукоятки вращается втулка 3. Втулка 3 передает свое вращение через зубчатое колесо 4. Колесо находится в зацеплении с зубчатой рейкой 5 закрепленной на валу 6 на котором находится вилка 7. Шип вилки переключения 7 одетой на вал 6 входит в этот паз на зубчатом блоке 1.
Рис.8. Механизм переключения
Рукоятки во включенном положении удерживаются за счет пружины 9 и шарика 10 заскакивающего в паз во время того когда колеса вошли в зацепление.
3.Смазка коробки скоростей.
В качестве смазочных материалов для подшипников возможно применение масла индустриального 20 (веретенное 3) или турбинного 30 (турбинное УТ).
Смазка коробки скоростей обеспечивается циркуляционной системой смазки. Подаваемое насосом масло непрерывно поступает на зубчатые колеса опоры валов. Пройдя через смазываемые точки масло стекает в резервуар.
Контроль за работой насоса осуществляется визуально при помощи маслоуказателя.
В ходе курсового проектирования был спроектирован привод главного движения радиально-сверлильного станка. Он удовлетворяет поставленным требованиям.
Подшипники качения: Справочник-каталог Под ред. В. Н Нарышкина Р.В. Коросташевского. – М. 1984. – 280 с.
Проектирование металлорежущих станков и станочных систем: Справочник-учебник Под ред. А. А. Проникова: В 3 т. – М.1998. Т. 1. – 444 с.
«Проектирование технологического металлообрабатывающего оборудования»: метод. указ. к выполнению курсового проекта Сост. Н.А. Кутний. – Хабаровск: Изд-во Хабар. гос. техн. ун-та 2002. – 79с.
Справочник технолога-машиностроителя. В 2-х т. Под ред. А.Г. Косиловой и Р.К. Мещерякова. – М.: Машиностроение 1985. 496 с.
Детали и механизмы металлорежущих станков Под ред. Д. Н. Решетова: В 2 т. – М. 1972. Т. 2. – 520 с.
«Расчет режимов резания»: метод. указ. по курсовому проекту по металлорежущим станкам Сост. В.В. Жуловян. – ХПИ. Хабаровск 1992.
Биргер И. А. Шорр Б. Ф. Шнейдерович Р. И. Расчет на прочность деталей машин: Справочное пособие.- М. 1966. – 616 с.
Детали машин: Атлас конструкций Под ред. Д. Н. Решетова. – М. 1979. – 367 с.
Кучер И. М. Металлорежущие станки. Основы конструирования и расчета. – Л. 1969. – 720 с.
Лизогуб В. А. Конструирование и расчет шпиндельных узлов направляющих и механизмов подач металлорежущих станков: Учеб. пособие. – М. 1985. – 90 с.

ЧЕРТЁЖ ПРИВОДА.cdw

Нельзя переключать скорости шпинделя на ходу
Боковой зазор в зубчатых передачах не менее 0.05 мм.
Уровень шума на холостом ходу не должен превышать 60 Дб.
Привод главного движения