Модернизация многоцелевого станка модели СФП-500А8

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования Республики Беларусь

Учреждение образования

“Брестский государственный технический университет”

Кафедра машиноведения

Курсовой проект

по дисциплине «Конструирование и расчет станков»

на тему: «Модернизация многоцелевого станка модели СФП-500А8»

Выполнил:

студент группы Т-59

Устинович С.А

Проверил: к.т.н. Григорьев В.Ф.

Брест 2005

Введение

Производственные процессы в большинстве отраслей народного хозяйства выполняют машины, и дальнейший рост материального благосостояния тесно связан с развитием машиностроения. Непрерывное совершенствование и развитие машиностроения связано с прогрессом станкостроения, поскольку металлорежущие станки с некоторыми другими видами технологических машин обеспечивают изготовление любых новых видов оборудования.

К важнейшим требованиям, предъявляемым к проектируемой машине, относятся экономичность в изготовлении и эксплуатации, удобство и безотказность обслуживания, надёжность и долговечность.

Для обеспечения этих требований детали должны удовлетворять ряду критериев, важнейшие среди которых - прочность, надёжность, износостойкость, жёсткость, виброустойчивость, теплостойкость, технологичность.

Целью модернизации является изменение механизма переключения скоростей вращения шпинделя станка (применение электромагнитных муфт), использование более мощного двигателя и увеличение диапазона регулирования.

В данном курсовом проекте производится модернизация привода главного движения станка СФП-500А8. В ходе выполнения курсового проекта определим особенности конструкции станка.

Произведем расчёт технических характеристик станка. Спроектируем привод главного движения и осуществим его кинематический расчёт, расчёт зубчатых передач, валов, подшипников. Спроектируем шпиндельный узел, рассчитаем его на жёсткость и виброустойчивость. Выберем тип, систему смазки и систему управления станка.

1. Выбор структуры привода главного движения

Для станков фрезерной группы могут быть использованы 3 варианта структуры привода главного движения (рисунок 1.1).

Нераздельная структура привода главного движения (рис.1.1а) имеют следующие характеристики:

-компактные габаритные размеры,

-малую массу,

-достаточно высокую надежность,

-минимальную материалоемкость,

-относительно высокое быстродействие,

-высокий КПД

Однако недостатками такой конструкции являются :

-невысокая точность вращения шпинделя,

-передача теплоты и вибрации от коробки скоростей к шпинделю

Раздельная структура привода (рис.1.1б,в) по сравнению с нераздельной имеет преимущества только по точности вращения шпинделя и отсутствия передачи теплоты и вибраций от коробки скоростей к шпинделю, а по всем остальным вышеперечисленным параметрам уступают нераздельной структуре привода главного движения.

Проанализировав данные аспекты для данного станка выбираем нераздельную структуру привода (рис1.1а).

2. Обоснование выбора двигателя

2.1 Расчёт режимов резания

1. Выбор предельных расчетных диаметров обрабатываемых заготовок.

Для станков токарной, сверлильной и фрезерной групп рекомендуется следующее соотношение между Dmax и Dmin:

(2.1)

2. Предельная глубина резания определяется припуском на обработку, который по возможности должен быть минимальным. Наибольшая глубина резания из условий снятия всего припуска за один проход, а наименьшая - в зависимости от необходимой шероховатости и точности к обработке детали.

Принимаем способ получения заготовки - литье в кокиль. При этом достигается 14-15 квалитет.

Точности и качество поверхности после механической обработки отливок фрезерованием:

при однократном фрезеровании: 11 квалитет

при черновом фрезеровании: 12 квалитет

при чистовом фрезеровании: 10 квалитет.

Тогда для однократного и чернового фрезерования принимаем припуск для размера 25…30мм - 1,3мм, а для размера 200мм - 2мм.

Для чистового фрезеровании (припуск срезается за два прохода):

при первом срезании 70%: 25…30мм - 0,9мм;

200мм - 1,5мм;

при втором срезании оставшийся: 25…30мм - 0,4мм;

200мм - 0,5мм.

3. Подачу принимаем равную S=0,5…1,5мм/зуб;

4. Стойкость инструмента Т=120мин. (торцовая фреза ГОСТ 24359-80);

5. Скорость резания

(2.2)

м/мин

м/мин

м/мин

м/мин

где KV1=KMVKПVKИV=0,92, KV2=KMVKПVKИV=0,86;

KMV-коэффициент, учитывающий качество обрабатываемого материала

KMV1=0,80, KMV1=0,75;

KПV - коэффициент, отражающий состояние поверхности заготовки

KПV=1(без корки)

KИV - коэффициент, учитывающий качество материала инструмента

KИV=1,15

5. частота вращения шпинделя n, мин-1

 мин-1 (2.3)

мин-1

6. сила резания Рz

,Н (2.4)

тогда

Н

Н

7. мощность резания

кВт (2.5)

2.2 Выбор электродвигателя

Исходя из требуемой мощности резания выбираем двигатель марки 4ПФ132S, имеющий следующие параметры:

- мощность, кВт 7,5;

- КПД, % 76,7;

- момент инерции, 0,095;

- масса, кг 119.

Частоты вращения электродвигателя:

мин-1;

мин-1 .

3. Кинематический расчёт привода главного движения

Частоты вращения шпинделя:

nmin=100 мин -1

nmax=3150 мин -1

Диапазон регулирования привода:

(3.1)

Определяем диапазон регулирования двигателя:

(3.2)

Определяем знаменатель ряда цмех частот вращения:

цмех=Rдр=4,5

цмех= цк

(3.3)

Принимаем k=13, тогда цмех= 1,1213=4,5

Число ступеней z задано по условию и равно z=3.

Определяем диапазон механического регулирования и диапазон регулирования привода при постоянной мощности:

(3.4)

RP=RДP*RМЕХ=4.5*19,04=85,68 (3.5)

Определяем требуемый диапазон полного электрического регулирования Rд и требуемую минимальную частоту вращения электродвигателя nд min:

(3.6)

(3.7)

Принимаем z=2, так как в ходе решения проектной задачи получается очень большая минимальная частота двигателя, поэтому дальнейшие расчеты будем производить по z=2.

Пересчитаем диапазон механического регулирования и диапазон регулирования привода при постоянной мощности:

(3.8)

RP=RДP*RМЕХ=4.5*4,5=20,25 (3.9)

Определяем требуемый диапазон полного электрического регулирования Rд и требуемую минимальную частоту вращения электродвигателя nд min:

(3.10)

(3,11)

принимаем 630 мин -1

Определяем диапазон регулирования при постоянном моменте:

(3.12)

Кинематическая схема привода:

Рисунок 3.1 Кинематическая схема привода.\

Определяем минимальную и максимальную частоты вращения шпинделя: nmin1= nmin=100 мин -1

nmin2=nmin* =100*4.5=450мин -1 (3.10)

принимаем 450мин -1

nmax2= nmax=3150 мин -1

nmax1=nmax2 =3150/4,5=700мин -1 (3.11)

принимаем 710мин -1

Определяем минимальную частоту вращения при постоянной мощности:

(3.12)

Исходя из кинематической схемы привода и структурной сетки привода, строим график частот:

Рисунок 3.2 График частот вращения шпинделя

Определяем передаточные отношения для каждой передачи. Расчеты сведём в таблицу

I1=ц -6=1,12 -6=0,5066; I1=1,9739 (3.13)

I2=ц -10=1,12 -10=0,32; I2=3,125

I3=ц 2=1,12 2=1,25;

Суммарное число зубьев Z=92;

Таблица 3.1 Передаточные отношения

номер	Передаточные отношения	Числа зубьев	Фактическое передаточное отношение
	i	i
1	0,5066	1,9739	Z1	31	Z2	61	2,0
2	0,32	3,125	Z1	22	Z2	70	3,16
3	1,25	-	Z1	51	Z2	41	1,25
4	1	-	Z1	46	Z2	46	1

4. Расчёт элементов привода

Определяем крутящие моменты на валах.

Крутящий момент на валу электродвигателя рассчитывается по формуле:

(4.1)

Крутящий момент на каждом последующем валу рассчитывается по формуле:

(4.2)

где: Тi-1 - крутящий момент на предыдущем валу;.

зi - КПД передачи;

ii - передаточное отношение между валами.

5. Расчёт зубчатых передач

5.1 Расчёт четвёртой зубчатой передачи (с передаточным числом )

5.1.1 Выбор варианта термообработки

Вариант термообработки ориентировочно можно выбирать исходя из вращающего момента на колесе рассчитываемой зубчатой пары:

Принимаем вариант термообработки I, т.к. на всех валах, вращающий момент не превышает значения .

Характеристика данного варианта термообработки:

Т.о. шестерни - улучшение, твёрдость поверхности ;

Т.о. колеса - улучшение, твёрдость поверхности ;

Марки сталей одинаковы для шестерни и колеса: 45; 40Х; 40ХН; 35ХМ; и др.

Принимаем марку стали для шестерни и колеса: сталь 40Х;

Средняя твёрдость поверхности зубьев шестерни:

;

Средняя твёрдость поверхности зубьев шестерни:

.

5.1.2 Определение допускаемого контактного напряжения при проектном расчёте на сопротивление контактной усталости

Предел контактной выносливости поверхности зубьев , соответствующий базовому числу циклов напряжений:

;

;

Расчётный коэффициент :

;

Базовое число циклов напряжений :

;

;

Эквивалентное число циклов напряжений :

Срок службы привода:

,

где - срок службы привода;

- продолжительность работы одной смены;

- количество смен;

Коэффициент: ;

Так как , то:

;

;

Допускаемое контактное напряжение:

;

;

В качестве расчётного допускаемого контактного напряжения при расчёте прямозубой цилиндрической передачи принимается минимальное напряжение из и .

В нашем случае .

5.1.3 Определение межосевого расстояния

Определим коэффициент ширины венца колеса относительно межосевого расстояния. Для коробок скоростей рекомендуется принимать коэффициент рабочей ширины венца шестерни относительно её делительного диаметра . Принимаем: .

Тогда:

;

;

Приняв для прямозубой цилиндрической передачи вспомогательный коэффициент, определим предварительно межосевое расстояние:

;

Принимаем ближайшее большее стандартное значение: ;

5.1.4 Определение допускаемого напряжении изгиба при расчёте на сопротивление усталости при изгибе

Предел выносливости при изгибе:

;

;

Коэффициент запаса:

;

Т.к. , то показатель ;

Коэффициент: ;

Базовое число циклов напряжения:

;

Эквивалентное число циклов напряжений за расчетный срок службы :

;

;

Так как, то: ;

Тогда допускаемое напряжение изгиба:

;

;

В качестве расчётного допускаемое напряжение изгиба при расчёте прямозубой цилиндрической передачи принимается минимальное напряжение из и .

В нашем случае .

5.1.5 Определение модуля передачи

Определяем модуль передачи по формуле:

, где:

- вспомогательный коэффициент для прямозубой цилиндрической передачи;

Делительный диаметр колеса:

;

Ширина венца колеса:

;

Принимаем ближайшее стандартное значение: .

Тогда:

;

Принимаем: ;

Уточняем:

;

5.1.6 Определение основных размеров шестерни и колеса

Диаметры делительные:

;

;

Принимаем коэффициент высоты головки зуба и коэффициент радиального зазора . Передача без смещения.

Тогда, диаметры окружностей вершин и впадин зубьев :

;

;

;

;

Ширина венца шестерни:

;

Проверочный расчёт

5.1.7 Проверка пригодности заготовок зубчатых колёс и выбор материала для их изготовления

Диаметр заготовки шестерни:

;

Условие пригодности заготовки шестерни:

;

Для стали 40Х при термообработке улучшение (твёрдость поверхности 269…302НВ) , что больше .

Таким образом, для изготовления шестерни принимаем сталь 40Х.

Толщина заготовки обода:

;

Для стали 40Х при термообработке улучшение (твёрдость поверхности 235…262НВ) , что больше .

Таким образом, для изготовления колеса также подходит сталь 40Х.

5.1.8 Определение степени точности передачи

Окружная скорость шестерни или колеса в полюсе зацепления одинакова и может быть определена по одной из формул:

или .

Тогда:

;

Исходя из для прямозубых цилиндрических передач выбираем 9-ю степень точности, при которой допускается окружная скорость зубчатых колёс до .

5.1.9 Определение окружной силы

Окружная сила на делительном диаметре:

;

При этом для шестерни и колеса:

;

5.1.10 Определение коэффициента нагрузки

При расчёте на сопротивление контактной усталости:

;

Коэффициент - для прямозубых передач;

Т.к. и , то коэффициент .

Коэффициент при и .

Коэффициент (при и 9-й степени точности).

Тогда динамическая добавка:

;

Коэффициент :

;

Окончательно:

;

5.1.11 Проверочный расчёт передачи на сопротивление контактной усталости

Для стальных зубчатых колёс коэффициент , учитывающий механические свойства материалов сопряжённых зубьев: .

Коэффициент , учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев, для прямозубых передач без смещения: .

Коэффициент торцового перекрытия зубьев для прямозубой передачи:

.

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, для прямозубой передачи:

.

Расчётное значение контактного напряжения:

.

Сопротивление контактной усталости обеспечивается, так как выполняется условие:

.

5.1.12 Определение коэффициента нагрузки

Коэффициент нагрузки при расчёте зубьев на сопротивление усталости при изгибе:

;

Коэффициент - для прямозубых передач;

Т.к. и , то коэффициент .

Коэффициент при и .

Коэффициент (при и 9-й степени точности).

Тогда динамическая добавка:

;

Коэффициент :

;

Окончательно:

;

5.1.13 Проверочный расчёт зубьев на сопротивление усталости при изгибе

Коэффициент , учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений:

;

;

Тогда расчётное напряжение изгиба:

;

;

Сопротивление усталости при изгибе обеспечивается, так как выполняются условия:

;

.

5.2 Расчёт третьей зубчатой передачи (с передаточным числом )

5.2.1 Выбор варианта термообработки

Вариант термообработки ориентировочно можно выбирать исходя из вращающего момента на колесе рассчитываемой зубчатой пары:

Принимаем вариант термообработки I, т.к. на всех валах, вращающий момент не превышает значения .

Характеристика данного варианта термообработки:

Т.о. шестерни - улучшение, твёрдость поверхности ;

Т.о. колеса - улучшение, твёрдость поверхности ;

Марки сталей одинаковы для шестерни и колеса: 45; 40Х; 40ХН; 35ХМ; и др. Принимаем марку стали для шестерни и колеса: сталь 40Х; Средняя твёрдость поверхности зубьев шестерни: ; Средняя твёрдость поверхности зубьев шестерни: .

5.2.2 Определение допускаемого контактного напряжения при проектном расчёте на сопротивление контактной усталости

Предел контактной выносливости поверхности зубьев , соответствующий базовому числу циклов напряжений:

;

;

Расчётный коэффициент :

;

Базовое число циклов напряжений :

;

;

Эквивалентное число циклов напряжений :

Срок службы привода:

,

где - срок службы привода;

- продолжительность работы одной смены;

- количество смен;

Коэффициент: ;

Так как , то:

;

;

Допускаемое контактное напряжение:

;

;

В качестве расчётного допускаемого контактного напряжения при расчёте прямозубой цилиндрической передачи принимается минимальное напряжение из и . В нашем случае .

5.2.3 Определение межосевого расстояния

Определим коэффициент ширины венца колеса относительно межосевого расстояния. Для коробок скоростей рекомендуется принимать коэффициент рабочей ширины венца шестерни относительно её делительного диаметра . Принимаем: . Тогда:

;

где ;

Приняв для прямозубой цилиндрической передачи вспомогательный коэффициент, определим предварительно межосевое расстояние:

;

Принимаем ближайшее большее стандартное значение: ;

5.2.4 Определение допускаемого напряжении изгиба при расчёте на сопротивление усталости при изгибе

Предел выносливости при изгибе:

;

;

Коэффициент запаса:

;

Т.к. , то показатель ;

Коэффициент: ;

Базовое число циклов напряжения:

;

Эквивалентное число циклов напряжений за расчетный срок службы :

;

;

Так как, то: ;

Тогда допускаемое напряжение изгиба:

;

;

В качестве расчётного допускаемое напряжение изгиба при расчёте прямозубой цилиндрической передачи принимается минимальное напряжение из и .

В нашем случае .

5.2.5 Определение модуля передачи

Определяем модуль передачи по формуле:

, где:

 - вспомогательный коэффициент для прямозубой цилиндрической передачи;

Делительный диаметр колеса:

;

Ширина венца колеса:

;

Принимаем ближайшее стандартное значение: .

Тогда:

;

Принимаем: ;

Уточняем:

;

5.2.6 Определение основных размеров шестерни и колеса

Диаметры делительные:

;

;

Принимаем коэффициент высоты головки зуба и коэффициент радиального зазора . Передача без смещения.

Тогда, диаметры окружностей вершин и впадин зубьев :

;

;

;

;

Ширина венца шестерни:

;

Геометрические параметры передачи принимаем конструктивно с учётом ранее определённого межосевого расстояния и модуля:

;

;

;

;

;

.

Проверочный расчёт

5.2.7 Проверка пригодности заготовок зубчатых колёс и выбор материала для их изготовления

Диаметр заготовки шестерни:

;

Условие пригодности заготовки шестерни:

;

Для стали 40Х при термообработке улучшение (твёрдость поверхности 269…302НВ) , что больше .

Таким образом, для изготовления шестерни принимаем сталь 40Х.

Толщина заготовки обода:

;

Для стали 40Х при термообработке улучшение (твёрдость поверхности 235…262НВ) , что больше .

Таким образом, для изготовления колеса также подходит сталь 40Х.

5.2.8 Определение степени точности передачи

Окружная скорость шестерни или колеса в полюсе зацепления одинакова и может быть определена по одной из формул:

или .

Тогда:

;

Исходя из для прямозубых цилиндрических передач выбираем 8-ю степень точности, при которой допускается окружная скорость зубчатых колёс до .

5.2.9 Определение окружной силы

Окружная сила на делительном диаметре:

;

При этом для шестерни и колеса:

;

5.2.10 Определение коэффициента нагрузки

При расчёте на сопротивление контактной усталости:

;

Коэффициент - для прямозубых передач;

Т.к. и , то коэффициент .

Коэффициент при и .

Коэффициент (при и 8-й степени точности).

Тогда динамическая добавка:

;

Коэффициент :

;

Окончательно:

;

5.2.11 Проверочный расчёт передачи на сопротивление контактной усталости

Для стальных зубчатых колёс коэффициент , учитывающий механические свойства материалов сопряжённых зубьев: .

Коэффициент , учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев, для прямозубых передач без смещения: .

Коэффициент торцового перекрытия зубьев для прямозубой передачи:

.

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, для прямозубой передачи:

.

Расчётное значение контактного напряжения:

.

Сопротивление контактной усталости обеспечивается, так как выполняется условие:

.

5.2.12 Определение коэффициента нагрузки

Коэффициент нагрузки при расчёте зубьев на сопротивление усталости при изгибе:

;

Коэффициент - для прямозубых передач;

Т.к. и , то коэффициент .

Коэффициент при и .

Коэффициент (при и 8-й степени точности).

Тогда динамическая добавка:

;

Коэффициент :

;

Окончательно:

;

5.2.13 Проверочный расчёт зубьев на сопротивление усталости при изгибе

Коэффициент , учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений:

;

;

Тогда расчётное напряжение изгиба:

;

;

Сопротивление усталости при изгибе обеспечивается, так как выполняются условия:

;

.

5.3 Расчёт второй зубчатой передачи (с передаточным числом )

5.3.1 Выбор варианта термообработки

Вариант термообработки ориентировочно можно выбирать исходя из вращающего момента на колесе рассчитываемой зубчатой пары:

Принимаем вариант термообработки I, т.к. на всех валах, вращающий момент не превышает значения .

Характеристика данного варианта термообработки:

Т.о. шестерни - улучшение, твёрдость поверхности ;

Т.о. колеса - улучшение, твёрдость поверхности ;

Марки сталей одинаковы для шестерни и колеса: 45; 40Х; 40ХН; 35ХМ; и др.

Принимаем марку стали для шестерни и колеса: сталь 40Х;

Средняя твёрдость поверхности зубьев шестерни:

;

Средняя твёрдость поверхности зубьев шестерни:

.

5.3.2 Определение допускаемого контактного напряжения при проектном расчёте на сопротивление контактной усталости

Предел контактной выносливости поверхности зубьев , соответствующий базовому числу циклов напряжений:

;

;

Расчётный коэффициент :

;

Базовое число циклов напряжений :

;

;

Эквивалентное число циклов напряжений :

Срок службы привода:

,

где - срок службы привода;

- продолжительность работы одной смены;

- количество смен;

Коэффициент: ;

Так как , то:

;

;

Допускаемое контактное напряжение:

;

;

В качестве расчётного допускаемого контактного напряжения при расчёте прямозубой цилиндрической передачи принимается минимальное напряжение из и .

В нашем случае .

5.3.3 Определение межосевого расстояния

Определим коэффициент ширины венца колеса относительно межосевого расстояния. Для коробок скоростей рекомендуется принимать коэффициент рабочей ширины венца шестерни относительно её делительного диаметра . Принимаем: .

Тогда:

;

где ;

Приняв для прямозубой цилиндрической передачи вспомогательный коэффициент, определим предварительно межосевое расстояние:

;

Принимаем ближайшее большее стандартное значение: ;

5.3.4 Определение допускаемого напряжении изгиба при расчёте на сопротивление усталости при изгибе

Предел выносливости при изгибе:

;

;

Коэффициент запаса:

;

Т.к. , то показатель ;

Коэффициент: ;

Базовое число циклов напряжения:

;

Эквивалентное число циклов напряжений за расчетный срок службы :

;

;

Так как, то: ;

Тогда допускаемое напряжение изгиба:

;

;

В качестве расчётного допускаемое напряжение изгиба при расчёте прямозубой цилиндрической передачи принимается минимальное напряжение из и .

В нашем случае .

5.3.5 Определение модуля передачи

Определяем модуль передачи по формуле:

, где:

 - вспомогательный коэффициент для прямозубой цилиндрической передачи;

Делительный диаметр колеса:

;

Ширина венца колеса:

;

Принимаем ближайшее стандартное значение: .

Тогда:

;

Принимаем: ;

Уточняем:

;

5.3.6 Определение основных размеров шестерни и колеса

Диаметры делительные:

;

;

Принимаем коэффициент высоты головки зуба и коэффициент радиального зазора . Передача без смещения.

Тогда, диаметры окружностей вершин и впадин зубьев :

;

;

;

;

Ширина венца шестерни:

;

Геометрические параметры передачи , , ,принимаем конструктивно с учётом ранее определённого межосевого расстояния и модуля:

Для :

;

;

;

;

;

.

Для :

;

;

;

;

;

.

Для :

;

;

;

;

;

.

Проверочный расчёт

5.3.7 Проверка пригодности заготовок зубчатых колёс и выбор материала для их изготовления

Диаметр заготовки шестерни:

;

Условие пригодности заготовки шестерни:

;

Для стали 40Х при термообработке улучшение (твёрдость поверхности 269…302НВ) , что больше .

Таким образом, для изготовления шестерни принимаем сталь 40Х.

Толщина заготовки обода:

;

Для стали 40Х при термообработке улучшение (твёрдость поверхности 235…262НВ) , что больше .

Таким образом, для изготовления колеса также подходит сталь 40Х.

5.3.8 Определение степени точности передачи

Окружная скорость шестерни или колеса в полюсе зацепления одинакова и может быть определена по одной из формул:

или .

Тогда:

;

Исходя из для прямозубых цилиндрических передач выбираем 8-ю степень точности, при которой допускается окружная скорость зубчатых колёс до .

5.3.9 Определение окружной силы

Окружная сила на делительном диаметре:

;

При этом для шестерни и колеса:

;

5.3.10 Определение коэффициента нагрузки

При расчёте на сопротивление контактной усталости:

;

Коэффициент - для прямозубых передач;

Т.к. и , то коэффициент .

Коэффициент при и .

Коэффициент (при и 8-й степени точности).

Тогда динамическая добавка:

;

Коэффициент :

;

Окончательно:

;

5.3.11 Проверочный расчёт передачи на сопротивление контактной усталости

Для стальных зубчатых колёс коэффициент , учитывающий механические свойства материалов сопряжённых зубьев: .

Коэффициент , учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев, для прямозубых передач без смещения: .

Коэффициент торцового перекрытия зубьев для прямозубой передачи:

.

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, для прямозубой передачи:

.

Расчётное значение контактного напряжения:

.

Сопротивление контактной усталости обеспечивается, так как выполняется условие:

.

5.3.12 Определение коэффициента нагрузки

Коэффициент нагрузки при расчёте зубьев на сопротивление усталости при изгибе:

;

Коэффициент - для прямозубых передач;

Т.к. и , то коэффициент .

Коэффициент при и .

Коэффициент (при и 8-й степени точности).

Тогда динамическая добавка:

;

Коэффициент :

;

Окончательно:

;

5.3.13 Проверочный расчёт зубьев на сопротивление усталости при изгибе

Коэффициент , учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений:

;

;

Тогда расчётное напряжение изгиба:

;

;

Сопротивление усталости при изгибе обеспечивается, так как выполняются условия:

;

.

5.4 Расчёт первой зубчатой передачи (с передаточным числом )

5.4.1 Выбор варианта термообработки

Вариант термообработки ориентировочно можно выбирать исходя из вращающего момента на колесе рассчитываемой зубчатой пары:

Принимаем вариант термообработки I, т.к. на всех валах, вращающий момент не превышает значения .

Характеристика данного варианта термообработки:

Т.о. шестерни - улучшение, твёрдость поверхности ;

Т.о. колеса - улучшение, твёрдость поверхности ;

Марки сталей одинаковы для шестерни и колеса: 45; 40Х; 40ХН; 35ХМ; и др.

Принимаем марку стали для шестерни и колеса: сталь 40Х;

Средняя твёрдость поверхности зубьев шестерни:

;

Средняя твёрдость поверхности зубьев шестерни:

.

5.4.2 Определение допускаемого контактного напряжения при проектном расчёте на сопротивление контактной усталости

Предел контактной выносливости поверхности зубьев , соответствующий базовому числу циклов напряжений:

;

;

Расчётный коэффициент :

;

Базовое число циклов напряжений :

;

;

Эквивалентное число циклов напряжений :

Срок службы привода:

,

где - срок службы привода;

- продолжительность работы одной смены;

- количество смен;

Коэффициент: ;

Так как , то:

;

;

Допускаемое контактное напряжение:

;

;

В качестве расчётного допускаемого контактного напряжения при расчёте прямозубой цилиндрической передачи принимается минимальное напряжение из и .

В нашем случае .

5.4.3 Определение межосевого расстояния

пределим коэффициент ширины венца колеса относительно межосевого расстояния. Для коробок скоростей рекомендуется принимать коэффициент рабочей ширины венца шестерни относительно её делительного диаметра . Принимаем: .

Тогда:

;

где ;

Приняв для прямозубой цилиндрической передачи вспомогательный коэффициент, определим предварительно межосевое расстояние:

;

Принимаем ближайшее большее стандартное значение: ;

5.4.4 Определение допускаемого напряжении изгиба при расчёте на сопротивление усталости при изгибе

Предел выносливости при изгибе:

;

;

Коэффициент запаса:

;

Т.к. , то показатель ;

Коэффициент: ;

Базовое число циклов напряжения:

;

Эквивалентное число циклов напряжений за расчетный срок службы :

;

;

Так как, то: ;

Тогда допускаемое напряжение изгиба:

;

;

В качестве расчётного допускаемое напряжение изгиба при расчёте прямозубой цилиндрической передачи принимается минимальное напряжение из и .

В нашем случае .

5.4.5 Определение модуля передачи

Определяем модуль передачи по формуле:

, где:

- вспомогательный коэффициент для прямозубой цилиндрической передачи; Делительный диаметр колеса:

;

Ширина венца колеса:

;

Принимаем ближайшее стандартное значение: .

Тогда:

;

Принимаем: ;

Уточняем:

;

5.4.6 Определение основных размеров шестерни и колеса

Диаметры делительные:

;

;

Принимаем коэффициент высоты головки зуба и коэффициент радиального зазора . Передача без смещения.

Тогда, диаметры окружностей вершин и впадин зубьев :

;

;

;

;

Ширина венца шестерни:

;

Проверочный расчёт

5.4.7 Проверка пригодности заготовок зубчатых колёс и выбор материала для их изготовления

Диаметр заготовки шестерни:

;

Условие пригодности заготовки шестерни:

;

Для стали 40Х при термообработке улучшение (твёрдость поверхности 269…302НВ) , что больше .

Таким образом, для изготовления шестерни принимаем сталь 40Х.

Толщина заготовки обода:

;

Для стали 40Х при термообработке улучшение (твёрдость поверхности 235…262НВ) , что больше .

Таким образом, для изготовления колеса также подходит сталь 40Х.

5.4.8 Определение степени точности передачи

Окружная скорость шестерни или колеса в полюсе зацепления одинакова и может быть определена по одной из формул:

или .

Тогда:

;

Исходя из для прямозубых цилиндрических передач выбираем 8-ю степень точности, при которой допускается окружная скорость зубчатых колёс до .

4.4.9 Определение окружной силы

Окружная сила на делительном диаметре:

;

При этом для шестерни и колеса:

;

4.4.10 Определение коэффициента нагрузки

При расчёте на сопротивление контактной усталости:

;

Коэффициент - для прямозубых передач;

Т.к. и , то коэффициент .

Коэффициент при и .

Коэффициент (при и 8-й степени точности).

Тогда динамическая добавка:

;

Коэффициент :

;

Окончательно:

;

5.4.11 Проверочный расчёт передачи на сопротивление контактной усталости

Для стальных зубчатых колёс коэффициент , учитывающий механические свойства материалов сопряжённых зубьев: .

Коэффициент , учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев, для прямозубых передач без смещения: .

Коэффициент торцового перекрытия зубьев для прямозубой передачи:

.

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, для прямозубой передачи:

.

Расчётное значение контактного напряжения:

.

Сопротивление контактной усталости обеспечивается, так как выполняется условие:

.

5.4.12 Определение коэффициента нагрузки

Коэффициент нагрузки при расчёте зубьев на сопротивление усталости при изгибе:

;

Коэффициент - для прямозубых передач;

Т.к. и , то коэффициент .

Коэффициент при и .

Коэффициент (при и 8-й степени точности).

Тогда динамическая добавка:

;

Коэффициент :

;

Окончательно:

;

5.4.13 Проверочный расчёт зубьев на сопротивление усталости при изгибе

Коэффициент , учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений:

;

;

Тогда расчётное напряжение изгиба:

;

;

Сопротивление усталости при изгибе обеспечивается, так как выполняются условия:

;

.

5.2 Силовой расчет вала

Определим окружную силу в зацеплении [4]:

, (4.4)

где d=mz- делительный диаметр колеса;

d1=125мм, d2=140мм

Т3=433,4 Нм - крутящий момент на колесе.

Н

Н

Радиальная сила:

, (4.5)

где =20 - угол зацепления.

Н,

Н,

По чертежу определяем места расположения сил и расстояние до точек их приложения, переносим их на рисунок.

l1=178 мм; l2=84 мм; l3=31 мм;

YOZ:

МА=Ft1(l1+ l2)-RB(l1+l2+l3)+ Ft2l1=0,

МB=RA(l1+l2+l3)- Ft2(l2+l3)- Ft1l3=0,

Откуда:

H

H

Аналогично для XOZ:



H

H

H

H

Строим эпюры изгибающих и крутящих моментов (рисунок 5.3 )

5.3 Расчет вала на сопротивление усталости

Наиболее опасное сечение вала является шлицевой участок под колесом, согласно построенным эпюрам, наибольший изгибающий момент. Концентраторами напряжений являются шлицы.

Для опасного сечения определяем коэффициент запаса прочности по усталости S и сравниваем его с допускаемым значением [4]:

(4.6)

где Sу и S - коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям, определяемые по зависимостям [4]:

, (4.7)

где у-1=410 МПа и -1=240 МПа - пределы выносливости материала соответственно при изгибе и кручении;

уa и a - амплитуды напряжений цикла, МПа;

ут и т - средние напряжения цикла, МПа;

у=0,2; =0,1 - коэффициенты характеризующие чувствительность материалак асимметрии цикла напряжений;

КуD и КD - коэффициенты, учитывающие влияние всех факторов на сопротивление усталости соответственно при изгибе и кручении

, (4.8)

где Ку и К - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

Кd - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

КF=1 - коэффициент влияния шероховатости поверхности;

КV=2,8 - коэффициент влияния упрочнения

Для концентратора напряжений определим коэффициенты К:

- шлицевый участок вала

Ку=1,7; К=2,65; Кd=0,81



где М=1313000 Нмм - результирующий изгибающий момент;

МК=433400 Нмм - крутящий момент;

W - осевой момент сопротивления сечения вала, мм3;

WК - полярный момент сопротивление сечения вала, мм3

мм3,

мм3

МПа;

МПа

Запас прочности больше допустимого

5.4 Расчет вала на статическую прочность

Проверка статической прочности проводится по условию [4]:

, Мпа (4.9)

где уЕ - эквивалентное напряжение;

[]=0,8T=0,8750=600 МПа - предельное допускаемое напряжение;

КП=1,6 - коэффициент перегрузки

МПа []=600 МПа

Условие прочности выполняется

5.5 Проверочный расчет подшипников по динамической грузоподъемности

Сопоставим расчетную динамическую грузоподъемность Срасч с базовой С:

Срасч С

Для радиальных подшипников условие имеет вид [4]:

, (4.10)

где Сr расч - расчетная радиальная грузоподъемность, Н;

Рr - эквивалентная радиальная динамическая нагрузка, Н;

р=3 - для шариковых подшипников;

п=637,5 мин-1 - частота вращения внутреннего кольца подшипника;

Lh=12104 ч - требуемая долговечность подшипника;

а23=0,7;

КНЕ=0,18 - коэффициент режима нагрузки;

Сr=41 кН - базовая радиальная динамическая грузоподъемность.

Pr=VXRrKБКТ, Н; (4.11)

где V=1 - коэффициент вращения;

Х=0,56 - коэффициент радиальной нагрузки;

Rr=874,7 H - наибольшая радиальная нагрузка действующая на подшипник;

КБ=1,4 - коэффициент безопасности;

КТ=1 - температурный коэффициент.

Pr=10,56874,71,41=685,7 Н

кН Сr=41 кН

Проверку на статическую грузоподъемность не проводим, так как подшипники не работают на частотах ниже 10 мин-1.

6. Назначение системы смазки станка

Смазочная система представляет собой совокупность устройств для подачи смазочного материала к трущимся поверхностям и возврата его в резервуар. В станке применена централизованная циркуляционная система подачи смазочного материала разбрызгиванием и стуйным методом.

В узлы с электромагнитными муфтами смазочный материал подводят для того, чтобы смазывать трущиеся поверхности их деталей, удалять продукты изнашивания и отводить теплоту, выделяющуюся вследствие потерь энергии в катушках и дисках муфт, а также в зубчатых передачах и подшипниках. Подвод масла к муфтам осуществляется внутренним способом через центральные отверстия, просверленные в валу, на котором находится муфта.

Подшипники, на которых установлены зубчатые колеса, связанные с муфтами, смазываются струей масла через радиальные отверстия, просверленные в валу. В соответсвии с габаритами электромагнитных муфт, установленных в коробке скоростей подача масла должна быть не менее 0,4…0,5 л/мин.



Рисунок 7.1 Схема импульсной централизованной смазочной системы дроссельного дозирования: 1-указатель уровня смазочного материала; 2-приемный фильтр; 3-насос; 4-фильтр напорной магистрали; 5-манометр; 6-смазочный дроссельный блок; 7-реле расхода смазочного материала; 8-точки смазывания; 9-указатель потока; 10-точки смазывания с форсункой; 11-точки смазывания; 12-смазочный дроссельный блок; 13-сливной магнитосетчатый фильтр; 14-предохранительный клапан; 15-реле уровня; 16-воздушный фильтр резервуара; 17-резервуар

Масло применяймое для смазки должно быть чистым безкислотным, не должно содержать воды и твердых частиц. Механизмы коробки скоростей смазываются от специального насоса, подающего масло из специального резервуара. При работе станка масло, подающееся от насоса, разбрызгивается быстровращающимися колёсами и благодаря этому, подаётся на все рабочие поверхности механизма коробки скоростей

В период эксплуатации станка необходимо следить за наличием смазочного матерьяла в резервуаре недопуская падения его ниже 1/3 от уровня, обозначенного на маслоуказателе, а так же следить за работой маслонасосов по указателям.

Применяем циркуляционное смазывание, осуществляемое системой, общей для шпинделя и коробки скоростей. Подвод смазочного материала непосредственно к подшипникам шпинделя производится чере отверстия в буксе задней опоры и отверстия в корпусе у передней опоры. Контроль смазки шпинделя производится через смотровое окно в крышке шпиндельной бабки.

7. Выбор системы управления станка

В данном станке используется устройство ЧПУ типа CNC-Ф. Это устройство обеспечивает одновременное управление по двум координатам при контурной обработке с круговой интерполяцией. Оно позволяет выполнять коррекцию длины и радиуса инструмента и скорости подач, программировать выбор и смену инструмента, переключение чисел оборотов шпинделя.

Программоносителем является восьмидорожечная перфолента шириной 25,4 мм по ГОСТ 10860-83. Управляющая программа с ленты вводится в память УЧПУ. Управляющая программа также может быть введена с пульта оператора ручным набором.

Автоматическая смена инструмента в общем цикле работы станка выделена в отдельный периодически повторяющийся цикл смены инструмента.Для смены инструмента фрезерная головка должна быть отведна в верхнее положение для избежания ударов инструмента о деталь при повороте магазина.

Ориентация шпинделя осуществляется с помощью вращающегося трансформатора ВТМ-1Г, затем перемещением зубчатого колеса вврех осуществляется разрыв кинематики и фиксация шпинделя в ориентированном положении, одновременно происходит разжим ползуна магазина. В конце хода зубчатого колеса срабатывает путевой золотник и происходит разжим инструмента. По окончании разжима инструмента ползун с магазином перемещаются вниз, при этом оправка с инструментом выходит из конуса шпинделя и удерживается захватами в гнезде магазина. Поворот магазина осуществляется от гидродвигателя до выхода требуемого инструмента на исходную позицию с реферсом магазина до упора. Затем ползун с магазином перемещается вверх, хвостовик оправки входит в гнездо шпинделя, и оправка освобождается от захватов в гнезде магазина. По окончании перемещения магазина вверх происходит зажим инструмента и ползуна магазина, зубчатое колесо перемещается вниз и осуществляет соединение кинематики.

двигатель привод смазывание станок

Заключение

В данном курсовом проекте на основе исходного сверлильно-фрезерно-протяжного станка СФП-500А8 мы модернизировали привод главного движения: разработали новую кинематическую схему, произвели расчет элементов привода. Также изменили класс точности станка - сделали более точным.

Таким образом, в ходе выполнения курсового проекта закрепили теоретические знания, ознакомились со специальной технической литературой, научились самостоятельно проектировать узлы станков.

Литература

1 Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие для машиностроительных специальностей ВУЗов. - 4-е изд., перераб. и доп. - М.: Высшая школа, 1985.

2 Кочергин А.И. Конструирование и расчет металлорежущих станков и станочных комплексов. Курсовое проектирование. Учебное пособие для ВУЗов. - Мн.: Вышэйшая школа, 1991.

3 Металлорежущие станки: Учебник для машиностроительных ВТУЗов/Под ред. В. Э. Пуша. - М.: Машиностроение, 1985.

4 Санюкевич Ф.М. Детали машин. Курсовое проектирование: Учебное пособие - Брест: БГТУ, 2003.

5 Справочник технолога-машиностроителя./Под. ред. А. Г. Косиловой и Р. К. Мещерякова. М.:Машиностроение, 1972.

6 Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие.-2-е изд. перераб. и доп. - Калининград: Янтар. Сказ, 1999.

Размещено на Allbest.ru

...