Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науки Российской Федерации

Федеральное агентство образования

Государственное образовательное учреждение высшего и профессионального образования

САМАРСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

Кафедра «Автоматизированные станочные комплексы»

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

По учебной дисциплине

«Металлорежущие станки. Расчет и проектирование»

Руководитель _____________________________ А.H. Садовников

Студент 5 курса гр.5-ЗФ _____________________М.М. Маркелова

Самара 2007

СОДЕРЖАНИЕ

Введение

1. Кинематический расчет

1.1 Построение структурных сеток привода главного движения

1.2 Анализ вариантов. Выбор оптимального варианта

1.3 Разработка кинематической схемы привода

1.4 Выбор электродвигателя

1.5 Построение графика частот вращения

1.6 Определение передаточных отношений и расчет чисел зубьев шестерен (диаметры шкивов)

1.7 Расчет допустимой погрешности частот вращения и фактических погрешностей на всех ступенях

2. Прочностные расчеты

2.1 Расчет модуля из условий прочности на изгиб и по допускаемым контактным напряжениям

2.2 Ориентировочный расчет диаметров валов привода

2.3 Расчет вала на сложное сопротивление

2.4 Расчет вала на жесткость

2.5 Уточненный расчет вала

2.6 Расчет и выбор подшипников

2.7 Расчет шлицевого или шпоночного соединения

3. Описание кинематической схемы и работы основных узлов станка

4. Выводы и заключение

Библиографический список

ВВЕДЕНИЕ

станок сверлильный производство

Основным станочным оборудованием для сверления, рассверливания, зенкерования, развертывания являются сверлильные станки различных моделей и компоновок. Сверлильные станки используются в индивидуальном и мелкосерийном производстве.

В данном курсовом проекте рассматривается вертикально - сверлильный станок модели 2H135. Для него:

- разрабатывается коробка скоростей;

- производится расчет вала IV, расчет и выбор подшипников, расчет шлицевого соединения;

- описывается работа основных узлов;

Режущий инструмент крепится непосредственно в коническое отверстие шпинделя, либо в специальное приспособление - патрон. Деталь устанавливается на стол, который поднимается вручную при помощи винта и крепится при помощи прихватов или в машинных тисках, или в специальных приспособления - кондуктор. Для расширения технологических возможностей используются многошпиндельные сверлильные головки с неизменяемыми расстояниями между шпинделями или с раздвижными шпинделями.

1. Кинематический расчет

1.1 Построение структурных сеток привода главного движения

Исходные данные:

Станок вертикально-сверлильный на базе 2Н135:

=10; n=1400 об/мин;

=1,41; N=4кВт.

Определим передаточное отношение шпинделя:

R=;

Число ступеней привода:

=1+;

lgR=(-1)·lg=(10-1)·lg1,41=1,34;

R=22;

n== об/мин;

Принимаем структурную формулу:

1) =2·3·2 (См. Рисунок 1);

2) =3·2·2 (См. Рисунок 2);



1.2 Анализ вариантов. Выбор оптимального варианта

Для коробки скоростей предпочтительно:

PPP; Х<Х<Х

Из этих условий предпочтительным является 2-ой вариант:

=3·2·2;

1.3 Разработка кинематической схемы привода

Крутящий момент на шпиндель станка передается от электродвигателя N=4кВт через пару шестерен 28/30 и коробку скоростей.

1.4 Выбор электродвигателя

По заданной мощности N=4кВт и номинальной частоте вращения n=1400 об/мин выбираем электродвигатель 4А100L4У3, N=4кВт, n=1500 об/мин.

1.5 Построение графика частот вращения

Ряд частот вращения:

-Синхронных: 45; 63; 90; 125; 180; 250; 355; 500; 710; 1000; 1400; 2000.

-Действительных: 45,4; 63,45; 89,46; 126,1; 177,8; 250,1; 353,6; 498,5; 703; 991,2; 1397; 1970.

Строим график частот вращения привода главного движения (См. рисунок 3):

Проверим ограничительные условия:

i2;

i1/4;

i==1<2;

i=0,25;

Условия выполняются.

1.6 Определение передаточных отношений и расчет чисел зубьев шестерен (диаметры шкивов)

Из построенного графика частот вращения известны величины передаточных отношений.

Кроме того, принимается во внимание то, что в одной группе передач в большинстве случаев модули шестерен одинаковы, а, значит, и сумма зубьев между двумя смежными валами также одинакова.

Расчет чисел зубьев в одной из групп производится способом наименьшего кратного, суть которого заключается в том, что передаточные отношения передач в группе заменяются простыми дробями и находится наименьшее кратное К этих дробей. Затем находится сумма зубьев группы по формуле:

где Е - любое простое число 1,2,3,4…n.

Сумму зубьев в группе следует принимать от 60 до 100, помня о том, что наименьшее число зубьев шестерни должно быть не менее 18.

Валы I-II:

i=;

Валы II-III:

i=

i= К=72;

i=

где К - наименьшее кратное число;

так чтобы ни превышало 100…120.

i =72·;

=72·; или =2-=72-30=42;

i =72·;

=72·; или =2-=72-24=48;

i =72·;

=72·; или =2-=72-19=53;

Валы III-IV:

i=; =84;

=49; =-=84-49=35;

i=;

=28; =-=84-28=56;

Валы IV-V:

i= =90;

=45; =-=90-45=45;

i=

=18; =-=90-18=72;

Рассчитанные числа зубьев шестерен:

=30; =42; =24; =48; =19; =53; =49; =35; =28; =56;

=45; =45; =18; =72.

Диаметры шкивов: D=175мм; D=173мм.

1.7 Расчет допустимой погрешности частот вращения и фактических погрешностей на всех ступенях

n=1400·i·i·i=1400·об/мин;

n=1400·i·i·i=1400·об/мин;

n=1400·i·i·i=1400·об/мин;

n=1400·i·i·i=1400·об/мин;

n=1400·i·i·i=1400·об/мин;

n=1400·i·i·i=1400·об/мин;

n=1400·i·i·i=1400·об/мин;

n=1400·i·i·i=1400·об/мин;

n=1400·i·i·i=1400·об/мин;

n=1400·i·i·i=1400·об/мин;

Отклонения действительного значения от табличного, взятого по нормали, не должно превышать величины:

2. Прочностные расчеты

2.1 Расчет модуля из условий прочности на изгиб и по допускаемым контактным напряжениям

Расчет модулей в группах передач производится из условия работы зуба на изгиб и контактную прочность для коробок скоростей.

Максимальное значение рассчитанного модуля m и m округляется до ближайшего большего стандартного значения 1; 1,5; 2; 2,5; 3; 4. В станкостроении для универсальных станков среднего типоразмера модуль менее 2 мм нежелателен.

Расчетная частота вращения шпинделя определяется о зависимости:

Принимаем n=180 об/мин;

n=250 об/мин;

n=500 об/мин;

n=1400 об/мин.

Расчет модуля из условий прочности на изгиб:

,

где k=1…2 - коэффициент перегрузки; k=2 - коэффициент динамичности; k=1 - коэффициент неравномерности нагрузки; у=0,5 - коэффициент формы зуба; - число зубьев шестерни для понижающей передачи; -число зубьев колеса для повышающей передачи; =6…12 - коэффициент ширины зуба; =380 МПа- для закаленной стали 40Х; n - число оборотов шестерни по расчетной цепи.

Определим мощность, передаваемой шестерней:

N=N·,

,

где А - число зубчатых передач; В - число подшипниковых пар.

II вал: =0,99·0,995=0,985;

III вал: =0,985·0,99·0,995=0,97;

IV вал: =0,97·0,99·0,995=0,955;

V вал: =0,955·0,99·0,995=0,94;

Таким образом, мощность будет равна:

II вал: =4·0,985=3,94 кВт;

III вал: =4·0,97=3,88 кВт;

IV вал: =4·0,955=3,82 кВт;

V вал: =4·0,94=3,76 кВт;

Рассчитаем модули для всех трех групп:

Валы II-III:

;

Принимаем m=2 мм;

Валы III-IV:

;

Принимаем m=2,5 мм;

Валы IV-V:

;

Принимаем m=2,5 мм.

Проверочный расчет на контактную прочность:

;

Валы II-III:

=0,79 мм;

Валы III-IV:

=1,5 мм;

Валы V-VI:

=1.5 мм.

Валы VI-VII:

=2 мм.

m<m - условия прочности выполняются.

2.2 Ориентировочный расчет диаметров валов привода

Рассматриваемый материал вала - Сталь 40Х, ожидаемый диаметр заготовки до 120 мм.

, принимаем коэффициент запаса прочности

-допускаемое напряжение при кручении.

-крутящий момент,

-передаваемая валом мощность,

-частота вращения вала,

Так как валы имеют большую длину, а крутящий момент может передаваться шестернями, расположенными посередине вала, что вызывает увеличение изгибающих моментов, то более достоверный результат можно получить по зависимости, в которой значение принимается пониженным, где .

На II валу:

М=9554·H·м;

На III валу:

М=9554·H·м;

На IV валу:

М=9554·H·м;

На V валу:

М=9554·H·м;

Диаметр вала рассчитывается по формуле:

;

Принимаем d₂=20 мм;

Принимаем d₃=25 мм;

Принимаем d₄=30 мм.

Принимаем d₅=40 мм.

Рассчитаем средние диаметры зубчатых колес:

Первая передаточная группа:



Вторая передаточная группа:

Третья передаточная группа:

Ширина зубчатых колес:

Первая передаточная группа:

Вторая передаточная группа:



Третья передаточная группа:

Принимаем ширину между колесами в блоке 5 мм.

Межосевое расстояние:

2.3 Расчет вала на сложное сопротивление

В нашем случае крутящий момент передается на вал IV парой шестерен =28/=56 и снимается парой =18/=72. Частота вращения вала IV n=250 об/мин; M=146H·м; =56; m=2,5.

При передачи крутящего момента с IV вала на V возможны2 варианта:

передача через пару 45/45 и 18/72.

Рассмотрим первый вариант нагружения IV вала. Расчетная схема представлена на рисунке 4.



Рисунок 4. Расчетная схема действия сил в зубчатых зацеплениях.

На вал IV действуют окружные Р и радиальные Р усилия от зацепления зубчатыми колесами =56 (активные силы )и =45 (пассивные силы - силы сопротивления).

Для упрощения активные силы зубчатого зацепления обозначим индексом 10, пассивные индексом 15 (Согласно кинематической схеме).



Рисунок 5. Расчетная схема и результаты расчетов для 1-го случая нагружения IV вала.

Значения этих усилий определяются по зависимостям:

Р=; Р= Р·tg20°;

Р= H;

Когда направление вектора силы совпадает с направлением окружной скорости;

Р= 2085·tg20°=759 H;

Р= H;

Когда направление вектора силы противоположно вектору окружной скорости;

Р= 2595·tg20°=944,6 H;

Дальнейшее решение проводится отдельно для вертикальной (YOZ) и горизонтальной (XOZ) плоскостей.

Составляющие по осям координат активных и пассивных сил в зубчатых зацеплениях определяются по зависимостям:

Для нахождения составляющих опорных реакций используется расчетная схема и зависимости:

В горизонтальной плоскости:

В вертикальной плоскости:

Проверка правильности решения из условий статики:

Значения изгибающих моментов в вертикальной и горизонтальной плоскостях определяются по зависимостям:

В вертикальной плоскости (для сил слева от сечения):

Для сечения 10 ( под шестерней Z=56): l₁₀*=0,224 м:

Для сечения 15 ( под шестерней Z=45): l₁₅*=0,077 м:



Аналогично в горизонтальной плоскости:

Для сечения 10:

Для сечения 15:

Суммарный изгибающий момент рассчитывается по формуле:

;

В сечении 10:

В сечении 15:

Рассмотрим 2-ой вариант нагружения IV вала:

Расчетная схема приведена на рис 6.



Рисунок 6. Расчетная схема действия сил в зубчатых зацеплениях.

Ниже представлен 2-ой случай нагружения IV вала, и результаты расчетов.



На вал IV действуют окружные Р и радиальные Р усилия от зацепления зубчатыми колесами =56 (активные силы )и =18 (пассивные силы - силы сопротивления).

Для упрощения активные силы зубчатого зацепления обозначим индексом 10, пассивные индексом 13 (Согласно кинематической схемы).

Значения этих усилий определяются по зависимостям:

Р= H (расчет см.выше);

Р=759 H (расчет см.выше);

Р= H;

Р= 6488·tg20°=2361 H;

Составляющие по осям координат активных и пассивных сил в зубчатых зацеплениях:

(расчет см.выше);

(расчет см. выше);

Составляющие опорных реакций:

В горизонтальной плоскости:

В вертикальной плоскости:

Проверка правильности решения из условий статики:

Значения изгибающих моментов в вертикальной и горизонтальной плоскостях определяются по зависимостям:

В вертикальной плоскости (для сил слева от сечения):

Для сечения 10 ( под шестерней Z=56): l₁₀*=0,224 м:

Для сечения 13 ( под шестерней Z=18): l₁₃*=0,108 м:

Аналогично в горизонтальной плоскости:

Для сечения 10:

Для сечения 13:



Суммарный изгибающий момент рассчитывается по формуле:

;

В сечении 10:

В сечении 13:

Поскольку крутящий момент для обоих рассматриваемых вариантов одинаков, то большее значение приведенного момента будет при втором случае нагружения, как имеющим наибольший суммарный изгибающий момент.

В первом сечении (под шестерней Z=56):

Во втором сечении (под шестерней Z=18):

Диаметр вала определяется по формуле:

Материал вала - сталь 40Х; поперечное сечение - круг (к=0).

[у]_и=165 МПа (диаметр<120 мм, нагрузка пульсирующая - кручение).

Вал IV шлицевой по ГОСТ 1139-80 принимаем шлицевое соединение средней серии (табл. П6 [1]) - 6Ч32Ч36, b=6.

2.4 Расчет вала на жесткость

На жесткость рассчитывается IV вал привода при второй схеме нагружения. Конструктивно вал выполнен в виде шлицевого без перепада диаметров между опорами. В качестве опор приняты радиальные однорядные шарикоподшипники.

Входящие в расчетные зависимости численные значения составляющих по осям координат усилий от зубчатых передач P₁₀=P_z=56 и P₁₃=P_z=18 определены при проведении прочностных расчетов:

Жесткость сечения вала при изгибе засчитывается из условий:

- модуль упругости

- момент инерции шлицевого вала с достаточной для расчета точностью определяется по зависимости:

Рисунок 7 Схемы к расчету прогибов и углов поворота

Расчет прогибов и углов поворота в сечении вала IV в плоскости XOZ .

Сечение 10 от силы P_10x:

Сечение 10 от силы P_13x:

Полные от сил P_10x и P_13x:

Сечение 13 от силы P_10x:

Сечение 13 от силы P_13x:

Полные от сил P_10x и P_13x:

Сечение А от силы P_10x :

Сечение А от силы P_13x:

Полные от сил P_10x и P_13x:

Сечение В от силы P_10x :



Сечение В от силы P_13x:

Полные от сил P_10x и P_13x:

Расчет прогибов и углов поворота в сечении вала IV в плоскости YOZ .

Сечение 10 от силы P_10y:

Сечение 8 от силы P_13y:

Полные от сил P_10y и P_13y:

Сечение 13 от силы P_10y:

Сечение 13 от силы P_13y:

Полные от сил P_10y и P_13y:

Сечение А от силы P_10y :

Сечение А от силы P_13y:

Полные от сил P_10y и P_13y:

Сечение В от силы P_10y :



Сечение В от силы P_13y:

Полные от сил P_10y и P_13y:

Анализируя результаты расчета, можно записать:

В соответствии с ограничениями на параметры жесткости вала необходимо выполнение следующих условий:

· допустимые углы поворота сечений вала под опорами [И_оп]=0,0023 рад (для радиальных шарикоподшипников);

· допустимые углы поворота сечений вала под шестернями [И_ш]=(0,001…0,002) рад;

· допустимый прогиб вала под шестерней [у_ш]< 0,01m=0,01·2,5=0,025 мм; наибольший прогиб любого сечения вала не должен превышать [у_в]<(0,0002-0,005)L; L=0,0002·422=0,0844 мм.



Таким образом, вал IV, удовлетворяет всем требованиям прочностных расчетов.

2.5 Уточненный расчет вала

В соответствии с проведенными расчетами и учетом постоянства диаметра вала по длине опасным сечением является сечение под шестерней Z=18 для рассмотренной выше 2-ой схемы нагружения (наибольший приведенный момент при прочих равных условиях).

Нормальное и касательное напряжения в рассматриваемом сечении определяются по формулам:

Значения W_и и W_k взяты из табл. П6 [1]. Запасы прочности при чистом изгибе и чистом кручении определены по зависимостям:



Все значения взяты из таблиц П1, П10, П13, П12 [1].

Полный коэффициент запаса прочности по усталости:

т.е. коэффициент запаса прочности находится в допускаемом пределе:1,5<1,57<2,5.

2.6 Расчет и выбор подшипников

Производится проверочный расчет подшипников вала IV, который был рассчитан на сложное сопротивление.

Расчет начинается с определения сил подшипников вала IV, при первом и втором случаях нагружения.



Рисунок 8. Схемы определения радиальных реакций подшипников.

Определяем суммарные радиальные реакции в опорах:

- 1-ый случай нагружения:

R=H;

R=H;

- 2-ой случай нагружения:

R=H;

R=H;

Самая нагруженная опора правая (В) при втором случае нагружения:

F= R=3967,2H - радиальная нагрузка (радиальная реакция опоры).

F=0 - внешняя осевая сила, действующая на вал.

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:

P=(V·X· F+Y· F)·k·k;

где V=1 - коэффициент вращения (вращается внутренне кольцо подшипника); X=1 - коэффициент радиальной нагрузки; Y=0 - коэффициент осевой нагрузки; k=1,2 - коэффициент безопасности для металлорежущих станков, работающих с полной нагрузкой. k=1- для рабочей температуры подшипника не более 100°С.

P=(1·1· 3967,2+0· 0)·1,2·1=4,76 кН;

В качестве опор вала IV принимаем радиальные однорядные шарикоподшипники по ГОСТ 18854-82 легкой 206 серии.

Базовая динамическая радиальная грузоподъемность С=22000 Н;

Определяем долговечность подшипника в оборотах:

L= млн. об;

где a=3 - коэффициент для шарикоподшипников;

Долговечность подшипника в часах:

L==ч.

Допустимый срок службы подшипника - 20000ч, сл-но выбранный подшипник подходит.

2.7 Расчет шлицевого соединения

Условие прочностной надежности:

где M_кр- передаваемый крутящий момент, Н·м; d_m- средний диаметр соединения, мм; - коэффициент концентрации напряжений, =0,7…0,8; z - число зубьев соединения (6 зубьев); h,l- высота и длина поверхностей контакта зубьев, мм;[у_см]- допускаемое напряжение смятия, МПа. =100…140 МПа.

Полученные результаты удовлетворяют условию.

3. Описание кинематической схемы и работы основных узлов станка

На станине станка размещены основные части станка. Станина имеет вертикальные направляющие, по которым перемещается стол с помощью винтового механизма. Главное движение осуществляется от электродвигателя мощностью 4кВт, через зубчатую передачу и коробку скоростей.

Коробка скоростей с помощью одного тройного блока и двух двойных блоков сообщает шпинделю 10 частот вращения. Последний вал коробки скоростей представляет собой полую гильзу, шлицевое отверстие которого передает вращение шпинделю станка.

Движение подач передается от шпинделя через зубчатые колеса коробки подач, червячную пару и реечную передачу на гильзу шпинделя.

Система смазывания - индивидуальная. Отдельные механизмы смазывают независимо друг от друга. Применена смазка масляным туманом.

4. Выводы и заключение

В данном курсовом проекте был рассмотрен вертикально - сверлильный станок на базе станка мод. 2Н135 с подробной разработкой привода главного движения.

Спроектирована коробка скоростей для данного станка.

Произведен кинематический расчет коробки скоростей.

Произведен расчет IV вала на сложное сопротивление, расчет и выбор подшипников, расчет шлицевого соединения.

Дано описание кинематической схемы и работа основных узлов станка.

Библиографический список

1. Расчеты валов металлорежущих станков с использованием ЭВМ. Методические указания / СамГТУ; Сост. В.И. Степанов. Самара, 2002.

2. Проектирование и расчет приводов металлорежущих станков./ СамГТУ, сост. А.Н. Садовников, М.А. Вишняков. Самара, 2002.

Размещено на Allbest.ru

...