Разработка привода главного движения вертикально фрезерного станка

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

СОДЕРЖАНИЕ

Техническое задание

Введение

1. Кинематический расчет коробки скоростей

1.1 Построение расчетного ряда частот вращения

1.2 Построение структурной сетки и графика чисел оборотов

1.3 Расчет чисел зубьев колёс

1.4 Расчет действительных частот вращения и отклонений частот

2. Определение мощности привода и выбор электродвигателя

2.1. Выбор электродвигателя

2.2. Определение мощностей на валах

2.3. Определение передаваемых крутящих моментов на валах

3. Ориентировочный расчет валов

4. Выбор подшипников

5. Расчет зубчатых передач

5.1. Построение графика нагрузки и определение эквивалентного числа циклов нагружения

5.2. Выбор материала зубчатых колес и определение допустимых напряжений

5.3. Определение межосевых расстояний

5.4. Определение ширины зубчатых венцов

5.5. Определение степени точности колес

5.6. Проверка зубьев колес на выносливость по контактным и изгибным напряжениям

5.7. Расчет клиноременной передачи

6. Расчет подшипников тихоходного вала на долговечность

6.1. Определение реакций опор

6.2. Расчет долговечности подшипников

7. Определение коэффициентов запаса в опасном сечении вала

8. Расчет вала на жесткость

9. Определение угла наклона вала

10. Выбор шпоночных и шлицевых соединений

10.1. Выбор шпонок

10.2. Выбор шлицевых соединений

11. Схема управления коробкой скоростей

12. Система смазки привода

13. Выбор посадок

Заключение

Список использованных источников

ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ

Разработать привод главного движения вертикально фрезерного станка.

Вид привода: неразделенный;

Эффективная мощность N_эф, кВт 3;

Число ступеней привода Z 9;

Минимальное число оборотов n_min, мин^-1 112;

Знаменатель ряда чисел оборотов ц 1,26.

ВВЕДЕНИЕ

Современные металлорежущие станки - это весьма развитые машины, включающие большое число механизмов и использующие механические, электрические, гидравлические и другие методы осуществления движений и управления циклом. Передача энергии к исполнительным механизмам машины может осуществляться непосредственно или через механические приводы, под которыми понимаются совокупность механизмов и машин, передающих движение от источника до элемента, выполняющего основные, вспомогательные движения.

Механические приводы могут быть осуществлены различными способами - зубчатыми коробками скоростей и подач, зубчатыми или червячными редукторами, вариаторами и т.д. Основными их назначениями является передача энергии от двигателя к исполнительным механизмам машины, как правило, с преобразованием скоростей и соответственным изменением сил или моментов.

Коробки скоростей и подач составляют, осную часть большинства машин. Кинематические и силовые характеристики коробок подач должны обеспечить требуемые значения величин подач и усилий подачи при обработке на станке различных деталей. Коробки скоростей служат для передачи необходимых усилий и скоростей резания для заданного диапазона размеров, обрабатываемой детали. Коробки скоростей должны иметь, возможно, меньшие габариты, высокий КПД и хорошие эксплуатационные показатели. Коробки скоростей проще по конструкции и надежны в эксплуатации и, кроме того, обеспечивают постоянство передаточного отношения. При конструировании должны решаться две основные задачи: создание конструкции, в полной мере отвечающей эксплуатационным требованиям; создание конструкции наиболее экономичной в изготовлении и эксплуатации.

1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ КОРОБКИ СКОРОСТЕЙ

1.1 ПОСТРОЕНИЕ РАСЧЕТНОГО РЯДА ЧАСТОТ ВРАЩЕНИЯ

Определим расчетный ряд чисел оборотов для проектируемого привода по формуле [3, c.32]:

n_m=n₁ц^m-1;

где n - частота вращения шпинделя, мин^-1;

ц - знаменатель ряда чисел частот ц=1,26.

n₁=20 мин^-1; n₂=20·1.26=25,2мин^-1 ; n₃=25,2·1.26=31,75 мин^-1; и т.д.

Результаты расчета сводим в табл. 1.1, а также указываем нормализованные значения ряда частот вращения шпинделя.

Таблица 1.1. Ряд частот вращения шпинделя

ni	Значение, мин-1
	расчетное	нормализованное
n1	20	20
n2	25,2	25
n3	31,75	31,5
n4	40	40
n5	50,4	50
n6	63,52	63
n7	80,03	80
n8	100,84	100
n9	127,05	125
n10	160,09	160
n11	201,71	200
n12	254,15	250
n13	320,24	315
n14	403,5	400
	508,4	500
	640,6	630

1.2 ПОСТРОЕНИЕ СТРУКТУРНОЙ СЕТКИ И ГРАФИКА ЧИСЕЛ ОБОРОТОВ

Структурная формула имеет вид:

Z=P₁·(P₂+ Р₃·P₄);

Развернутая структурная формула имеет вид:

Z = 2[1]·(3[2] + 2[2]·2[4] ) =14;

где Р₁ - основная переборная группа, Р₁=2, ее характеристика Х₁=1;

Р₂ - первая переборная группа, Р₂=3, ее характеристика Х₂=2;

Р₃ - вторая переборная группа, Р₃=2, ее характеристика Х₃=2;

Р₄ - третья переборная группа, Р₄=2, ее характеристика Х₄=4.

Строим структурную схему привода (рис. 1.1).

Рис. 1.1.

На основании развернутой структурной формулы строим структурную сетку, проводим 5 горизонтальных линий, соответствующих заданному количеству валов в коробке скоростей, и 14 вертикальных линий, соответствующих числу скоростей. Сначала строим основную переборную группу с характеристикой Х₁=1, затем строим первую переборную группу Р₂ с характеристикой Х₂=2, затем Р₃ с характеристикой Х₃=2, затем Р₄=2 с характеристикой Х₄=4.

Структурная сетка приведена на рис. 1.2.

Рис. 1.2.

Имея структурную сетку и ряд частот вращения шпинделя станка, строим график чисел оборотов. При построении графика необходимо учесть ограничения для передаточных отношений коробок скоростей: .

График частот вращения приведен на рис. 1.3.

Рис. 1.3.

Т.е максимальное количество интервалов между конечными точками лучей при ц=1,26 для: понижающих передач - 7, повышающих передач - 3.

Для передачи крутящего момента от электродвигателя к коробке передач используем ременную передачу.

График частот вращения приведен на рис. 1.3.

Определим все передаточные отношения в коробке скоростей:

1.3 РАСЧЕТ ЧИСЕЛ ЗУБЬЕВ КОЛЁС

Далее определяем числа зубьев колес. Данные заносим в табл. 1.2.

Таблица 1.2. Числа зубьев колёс

Группа	Передаточное отношение	Значение		Zш	Zк
P1=2			60	Zш=17 Zш=20	Zк =43 Zк =40
P2=3			52	Zш=32 Zш=48 Zш=20	Zк =20 Zк =4 Zк =32
P3=2			66	Zш=22 Zш=29	Zк =44 Zк =37
P4=2			66	Zш=22 Zш=37	Zк =44 Zк =29
Одиночная			70	Zш=20	Zк =50

Далее строим кинематическую схему коробки скоростей, которая приведена на рис. 1.4.

Рис. 1.4.

1.4 РАСЧЕТ ДЕЙСТВИТЕЛЬНЫХ ЧАСТОТ ВРАЩЕНИЯ И ОТКЛОНЕНИЙ ЧАСТОТ

Для найденных чисел зубьев уточним частоту вращения каждого вала коробки скоростей и определим погрешность отклонений частот:

,

,

,

,

,

,

,

,

,

,

,

,

,

,

Отклонения допустимых частот вращения от значений, установленных нормалью станкостроения не должно превышать ±2,6 %. Это условие выполняется, отклонения частот вращения шпинделя не превышают предельного значения. привод электродвигатель вал колесо

2. ОПРЕДЕЛЕНИЕ МОЩНОСТИ ПРИВОДА И ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

2.1 ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

Мощность двигателя привода главного движения определяется по формуле:

, кВт

где N_эф - наибольшая эффективная мощность резания, кВт; N_эф =5 кВт; з - общий КПД привода.

Общий КПД механизма коробки скоростей находим по формуле [4, табл. 1.2]:

где з_рп- КПД открытой зубчатой передачи, з_рп=0,95;

з_зп- КПД пары прямозубых цилиндрических колес, з_зп=0,97;

з_п- КПД пары подшипников качения, з_п=0,99;

а, b - количество зубчатых передач и подшипников в кинематической цепи;

а=4, b=5.

;

Выбираем электродвигатель трехфазный асинхронный с короткозамкнутым ротором так, чтобы его мощность была больше рассчитанной. Марка электродвигателя АИР160S8. Мощность N_эл=7.5 кВт, синхронная частота вращения n=720 мин^-1 [4, табл. 19.27].

2.2 ОПРЕДЕЛЕНИЕ МОЩНОСТЕЙ НА ВАЛАХ

Мощность на валах уменьшается за счет потерь в зубчатых зацеплениях, трения в подшипниках.

Мощности на валах:

2.3 ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПЕРЕДАВАЕМЫХ КРУТЯЩИХ МОМЕНТОВ НА ВАЛАХ

Определение крутящих моментов на валах определяется по формуле:

где N_i - мощность на валах, Вт;

щ_i - циклическая частота вращения вала, с^-1.

Тогда:

Результаты расчетов сводим в таблицу 2.1.

Таблица 2.1. Результаты расчетов.

№ вала	n, мин-1	щ, с-1	N, кВт	Tmax, Н*м
1	500	52,3	5,88	112
2	200	20,9	5,65	270
3	80	8,37	5,42	648
4	40	4,19	5,2	1241
5	20	2,09	4,99	2397

3. ОРИЕНТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

Минимальный диаметр вала определяется по допускаемым напряжениям на кручение по формуле [4, с.198]:

где Т_i - крутящий момент на валу, Н*м;

- допускаемое напряжение при кручении, .

принимаем d_I=35 мм,

принимаем d_II=45 мм,

принимаем d_III=55 мм,

принимаем d_IV=70 мм,

принимаем d_V=85 мм.

4. ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ

Учитывая характер нагрузок и конструктивные признаки, выбираем для валов шариковые радиально-упорные однорядные подшипники легкой серии по ГОСТ 831 - 75 [4, с.131, 381].

Вал 1: №36207

d=35 мм, D=72 мм, B=17 мм, r=2 мм, C_r=20 кН, C_r0=15,3 кН, б=12°

Вал 2: №36209

d=45 мм, D=85 мм, B=19 мм, r=2,5 мм, C_r=41,2 кН, C_r0=25,5 кН, б=12°

Вал 3: №36211

d=55 мм, D=100 мм, B=21 мм, r=2,5 мм, C_r=50 кН, C_r0=42,5 кН, б=12°

Вал 4: №36216

d=70 мм, D=125 мм, B=24 мм, r=2,5 мм, C_r=80 кН, C_r0=54,8 кН, б=12°

Вал 5: №36217

d=85мм, D=150 мм, B=28 мм, r=2,5 мм, C_r=101 кН, C_r0=70,8 кН, б=12°

Окончательный выбор подшипников проводим после построения компоновочной схемы, определив нагрузки на подшипниковые узлы; после чего проверяем подшипники на долговечность работы.

Для защиты подшипников от внешней среды и удержания смазки в опорных узлах служат манжетные уплотнения, которые выбирают по ГОСТ 8759-79 [4, табл. 19.16].

Крепление внутренних и наружных колец подшипников производится пружинными стопорными кольцами для крепления подшипников на валу и в корпус (ГОСТ 13940-80, ГОСТ 13942-80) [4, табл. 19.16].

Крышки для подшипниковых узлов выбираем: прижимные глухие по ГОСТ 18511-73 [1, табл. 113], прижимные с отверстием по ГОСТ 18512-73 [1, табл. 114].

5. РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ

5.1 ПОСТРОЕНИЕ ГРАФИКА НАГРУЗКИ И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ЭКВИВАЛЕНТНОГО ЧИСЛА ЦИКЛОВ НАГРУЖЕНИЯ

Наиболее нагруженной парой зубчатых колес в коробке является пара Z₁₅-Z₁₆, для которой передаточное число имеет наибольшее значение (1/i₄=2), а частота вращения колеса наименьшую величину n=20 мин^-1. Строим условный график нагрузки (рис. 5.1).

Принимаем [4, с.54]:

Число рабочих дней в году - 250, число смен - 2, срок службы до капитального ремонта - 5 лет. Тогда номинальное число часов работы за указанный срок службы составит:

Т=250·5·2·4=10000 ч.

Продолжительность действия отдельных моментов за срок службы коробки:

при М₁=1,15М_н t₁=0,25T=0,25·10000=2500 ч;

при М₂=М_н t₂=0,5T=0,5·10000=5000 ч;

при М₃=0,85М_н t₃=0,25T=0,25·10000=2500 ч.

Эквивалентное число циклов нагружения зубьев колеса за срок службы коробки [4, с.122]:

,

где m - показатель степени по контактным напряжениям, m=3.

График нагрузки

Рис. 5.1.

Эквивалентное число циклов при расчете на выносливость по изгибным напряжениям определяется по тому же уравнению, но m=6:

5.2 ВЫБОР МАТЕРИАЛА ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСТИМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ

Рекомендуемые сочетания материалов для зубчатых колес:

Для шестерен - сталь марки 40Х улучшенная с характеристиками [4, табл.3.2]:

HB=269…302, у_в=9000…10000 кг/см², у_т=8000 кг/см², у_-1=5000 кг/см².

Для колес и блоков колес - сталь 50 нормализованную с механическими характеристиками [4, табл.3.3]:

HB=210…230, у_в=5600…6200 кг/см², у_т=3200 кг/см², у_-1=2500 кг/см².

Твердость шестерни должна превышать твердость колеса таким образом, чтобы соблюдалось условие:

HB_ш=HB_к+(25…50).

Примем HB_ш=280, HB_к=230.

Коэффициент режима нагрузки при расчете по контактным напряжениям определяется по формуле:

где N₀ - базовое число циклов нагружения, N₀ =1·10⁷.

Т.к. N_цэк > N₀ , то к_рк <1, поэтому принимаем к_рк =1.

Допускаемые контактные напряжения определяются по уравнению:

[у]_к=(28…30)НВ_minKрк

для шестерни [у]_к=28·280=7840 кг/см²,

для колеса [у]_к=28·230=6440 кг/см².

Расчет на контактную прочность будем производить по колесу, т.к. [у]_ккол<[у]_кш.

Коэффициент режима нагрузки при расчете по изгибным напряжениям определяется по формуле:

;

Т.к. N_цэк > N₀ , то к_ри <1, поэтому принимаем к_ри =1 [1, с.123].

Предел выносливости сердцевины для материала колес при симметричном цикле:

у_-1=0,24 у_врс+600, кг/см²

для шестерни у_-1=0,24 ·10000+600=3000 кг/см²,

для колеса у_-1=0,24 ·6000+600=2040 кг/см².

Допускаемые напряжения изгиба при симметричном цикле нагружения определяем по уравнению:

где [n] - коэффициент безопасности, [n] =1,5;

к_у - эффективный коэффициент безопасности напряжений у корня зуба, к_у=1,8.

для шестерни

для колеса

5.3 ОПРЕДЕЛЕНИЕ МЕЖОСЕВЫХ РАССТОЯНИЙ

Расчет выполняется на наиболее нагруженных парах колес, для которых передаточное отношение наибольшее, а частота вращения колеса наименьшая. Такими парами являются: Z₁-Z₂, Z₉-Z₁₀, Z₁₁-Z₁₂, Z₁₅-Z₁₆, Z₁₉-Z₂₀.

Межосевое расстояние из условия контактной прочности определяем по уравнению [4, с.92]:

где ц_а - коэффициент ширины венцов, для колес, включаемых осевым перемещением ц_а =0,15, для колес, находящихся в постоянном зацеплении ц_а=0,18 [1, с.103].

к - коэффициент нагрузки, к=1,5 [1, с.124].

Делительное межосевое расстояние между валами I и II:

Расчетный модуль [4, с.94]:

По ГОСТ 9563-60 примем m=6 мм [4, табл.3.6].

Уточненное межосевое расстояние между валами I и II равно:

Делительное межосевое расстояние между валами II и III:

Расчетный модуль:

По ГОСТ 9563-60 примем m=8 мм.

Уточненное межосевое расстояние между валами II и III равно:

Делительное межосевое расстояние между валами III и IV:

Расчетный модуль:

По ГОСТ 9563-60 примем m=10 мм.

Уточненное межосевое расстояние между валами III и IV равно:

Делительное межосевое расстояние между валами IV и V:

Расчетный модуль:

По ГОСТ 9563-60 примем m=13 мм.

Уточненное межосевое расстояние между валами IV и V равно:

Делительное межосевое расстояние между валами II и V:

Расчетный модуль:

По ГОСТ 9563-60 примем m=7 мм.

Уточненное межосевое расстояние между валами II и V равно:

5.4 ОПРЕДЕЛЕНИЕ ШИРИНЫ ЗУБЧАТЫХ ВЕНЦОВ

Определяем ширину зубчатых венцов более нагруженных колес:

b=ц_aa, мм.

Определяем ширину зубчатых венцов менее нагруженных колес из условия равнопрочности [4, с.92]:

.

Определяем ширину зубчатых венцов b_z1 и b_z2:

b_z1=b_z2=ц_aa₁=0,15*180=27 мм.

Определяем ширину зубчатых венцов b_z3 и b_z4:

.

Для облегчения переключения зубчатые венцы колес и блоки зубчатых колес выполняются с бочкообразной формой рабочих торцов зубьев. В результате рабочая длина зуба уменьшается на величину [4, с.450]:

b'=h*tg15⁰, мм

где h - высота зуба.

Для m=6 мм b'=2,25·6·tg15⁰=3,6мм.

Тогда окончательная ширина венцов зубчатых колес z₂, z₄ и блока зубчатых колес z₁, z₃ равны: b_Z1=b_Z2=27+3,6=30,6 мм, примем 32 мм;

b_Z3=b_Z4=19,7+3,6=23,3 мм, примем 24 мм.

Определяем ширину зубчатых венцов колес b_Z9 и b_Z10:

b_Z9=b_Z10=ц_aa₅=0,15·208=31,2 мм;

Определяем ширину зубчатых венцов колес b_Z5 и b_Z6, b_Z7 и b_Z8:

Для m=8 мм b'=2,25·8·tg15⁰=4,824мм.

Тогда окончательная ширина венцов зубчатых колес z₆, z₈, z₁₀ и блока зубчатых колес z₅, z₇, z₉ равны:

b_Z5=b_Z6=10,5+4,8=15,3 мм, примем 16 мм;

b_Z7=b_Z8=19,2+4,8=24 мм, примем 24 мм;

b_Z9=b_Z10=31,2+4,8=36 мм, примем 36 мм.

Определяем ширину зубчатых венцов колес b_Z19 и b_Z20:

b_Z19=b_Z20=ц_aa₂=0,18·280=50,4 мм, примем 52 мм.

Определяем ширину зубчатых венцов колес b_Z11 и b_Z12:

b_Z11=b_Z12=ц_aa₃=0,15·330=50мм;

Определяем ширину зубчатых венцов колес b_Z13 и b_Z14:

Для m=13 мм b'=2,25·10·tg15⁰=6,03мм.

Тогда окончательная ширина венцов зубчатых колес z₁₂, z₁₄ и блока зубчатых колес z₁₁, z₁₃ равны:

b_Z11=b_Z12=50+6,03=56,03 мм, примем 58 мм;

b_Z13=b_Z14=27,8+6,03=33,836 мм, примем 34 мм.

Определяем ширину зубчатых венцов колес b_Z15 и b_Z16:

b_Z15=b_Z16=ц_aa₄=0,15·429=63,34мм;

Определяем ширину зубчатых венцов колес b_Z17 и b_Z18:

Для m=14 мм b'=2,25·13·tg15⁰=7,8мм.

Тогда окончательная ширина венцов зубчатых колес z₁₆, z₁₈ и блока зубчатых колес z₁₅, z₁₇ равны:

b_Z15=b_Z16=63,34+7,8=71,14мм, примем 72 мм;

b_Z17Z=b_Z18=19,94+7,8=27,76 мм, примем 28 мм.

Делительный диаметр колес находится по формуле: d=m*Z.

Диаметр вершин зубьев: d_a=m*Z+2m.

Диаметр впадин зубьев: d_f=m*Z-2,5*m.

Полученные параметры сводим в таблицу 5.1.

Таблица 5.1. Сводная таблица основных параметров колес

Число зубьев колес	Модуль, мм	Диаметры, мм	Ширина зубчатых венцов, мм
		d	da	df
Z1=17	m=6	102	114	87	32
Z2=43		258	270	243	32
Z3=20		120	132	105	24
Z4=40		240	252	225	24
Z5=32	m=8	256	272	236	16
Z6=20		160	176	140	16
Z7=26		208	224	180	24
Z8=26		208	224	180	24
Z9=20		160	176	140	36
Z10=32		256	272	236	36
Z11=22	m=10	220	240	195	62
Z12=44		440	460	415	62
Z13=29		290	310	265	34
Z14=37		370	390	345	34
Z15=22	m=13	286	302	253,5	68
Z16=44		572	598	539,5	68
Z17=37		481	507	448,5	28
Z18=29		377	403	344,5	28
Z19=20	m=8	160	176	140	52
Z20=50		400	416	380	52

5.5 ОПРЕДЕЛЕНИЕ СТЕПЕНИ ТОЧНОСТИ КОЛЕС

Степень точности зависит от окружной скорости:

которую вычисляем для зубчатых колес, имеющих наибольшую скорость.

Принимаем для зубчатых колес z₂, z₄ и блока зубчатых колес z₁, z₃ - 8 степень точности [4, с.573].

Принимаем для зубчатых колес z₁₉, z₂₀ - 8 степень точности.

Принимаем для зубчатых колес z₁₂, z₁₄ и блока зубчатых колес z₁₁, z₁₃ - 8 степень точности.

Принимаем для зубчатых колес z₁₆, z₁₈ и блока зубчатых колес z₁₅, z₁₇ - 8 степень точности.

Принимаем для зубчатых колес z₆, z₈, z₁₀ и блока зубчатых колес z₅, z₇, z₉ - 8 степень точности.

Коэффициент концентрации нагрузки, приближенно отражающий влияние на прочность зубьев неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии, происходящий за счет деформации валов, принимаем [4, табл.3.15]:

где ц=0,6 [4, с.109]; и=1,3.

Тогда

Коэффициент динамичности принимаем - к_д=1,3 [4, табл.3.12].

Уточненное значение коэффициента нагрузки:

к=к_кц*к_д=1,12*1,3=1,456.

5.6 ПРОВЕРКА ЗУБЬЕВ КОЛЕС НА ВЫНОСЛИВОСТЬ ПО КОНТАКТНЫМ И ИЗГИБНЫМ НАПРЯЖЕНИЯМ

В связи с тем, что уточненное значение коэффициента нагрузки отличается от ранее принятого значения в меньшую сторону, то рабочие напряжения оказываются меньше допускаемых. Следовательно, проверку на выносливость по контактным напряжениям проводить не нужно, т.к. условие прочности выполнено.

Проверка зубьев шестерен и колес на выносливость по напряжениям изгиба проводится по уравнению [4, с.95]:

где [у_-1]_u^ш=1778 кг/см²; [у_-1]_u^к=1209 кг/см².

Коэффициенты формы зуба y₁ принимаем по [4, табл.3.7]

Для сравнительной оценки изгибной прочности зубьев шестерен и колес вычисляем произведение [у_-1]_u*y. Результаты расчета сводим в таблицу 5.2.

Из сопоставления произведений [у_-1]_u*y и других величин, входящих в уравнение прочности, видно, что необходимо проверить изгибную прочность колес и шестерен 10 пар зацеплений (проверку производим того колеса пары, для которого произведение [у_-1]_u*y окажется меньшим).

Условие изгибной прочности выполняется.

Таблица 5.2. Таблица результатов вычислений

Число зубьев	y	[у-1]u*y
Z1=17	0,348	479,34
Z2=43	0,452	369,05
Z3=20	0,371	515,57
Z4=40	0,446	428,87
Z5=32	0,426	531,1
Z6=20	0,371	609,84
Z7=26	0,404	452,33
Z8=26	0,404	452,33
Z9=20	0,371	426,88
Z10=32	0,426	371,77
Z11=22	0,384	362,98
Z12=44	0,452	308,38
Z13=29	0,417	460,23
Z14=37	0,442	434,19
Z15=22	0,384	375,85
Z16=44	0,452	319,31
Z17=37	0,442	481,28
Z18=29	0,417	510,13
Z19=20	0,371	321,1
Z20=50	0,458	260,1

5.7 РАСЧЕТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

Рассчитаем клиноременную передачу, через которую движение передается от выбранного электродвигателя АИР160М8 на проектируемую коробку скоростей.

Определим передаточное число ременной передачи:

По [1, табл. 3.44] при передаваемой мощности от 5 до 15 кВт и скорости до 10 м/с принимаем сечение клиновых ремней Б.

Наименьший диаметр шкива D_1min выберем по [1, табл. 3.45], D_1min=140 мм.

Размеры сечения ремня в соответствии с ГОСТ 1284.1-89: b₀=17 мм, b_р=14 мм, h=10,5 мм, F=1,38 см².

Диаметр ведомого шкива, мм D₂=u₁D_1min=1,14·140=159,6 мм

Ближайший по ГОСТ 20889 - 88 D₂ равен 160 мм.

Фактическое передаточное число: ; где - коэффициент упругого скольжения, .

Расхождение с требуемым передаточным отношением:

.

Скорость ремня, м/с

Предварительное межосевое расстояние, мм l₀=1,5*D₁=1,5·140=210 мм.

Расчетная длина ремня, мм

Проверяем условие:

условие выполняется

Ближайшая длина ремня по ГОСТ 1284.1 - 89 L=900 мм.

Уточненное межосевое расстояние, мм

Наименьшее допускаемое межцентровое расстояние, мм

Угол обхвата шкива

Условия и выполняются.

Коэффициенты

принимаем равным 0,9.

Определяем число пробегов ремня

Нагрузка ремня

Число ремней

принимаем число ремней равное 6.

Условное обозначение ремня: Ремень В(Б)-900 ГОСТ 1284.1

По ГОСТ 20889 - 88 определяем размеры шкива:

где h₀ =5 мм, t=20 мм, H=16 мм, b₁=12,5 мм, =34⁰, r=0,5 мм.

; ;

;

Ширина шкива, мм

В=(z-1)*t+2*b₁=(6-1)*20+2*12,5=125 мм.

Диаметр ступицы ведомого шкива

Длина ступицы ведомого шкива равна длине выходного участка вала электродвигателя l_cт=110 мм.

Эскиз ведомого шкива клиноременной передачи приведен на рис. 5.2.

Рис. 5.2. Эскиз ведомого шкива

6. РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ ТИХОХОДНОГО ВАЛА НА ДОЛГОВЕЧНОСТЬ

6.1 ОПРЕДЕЛЕНИЕ РЕАКЦИЙ ОПОР

Расчетная схема тихоходного вала представлена на рис. 6.1.

Усилия в зацеплении (Z₅-Z₆):

окружное в сечении В:;

радиальное в сечении В: F_rB=F_tB*tg=29838tg20⁰ =10860 Н.

Для радиально-упорных подшипников определим расстояние между точкой приложения реакции и торцом подшипника №46220 [4, с.99]:

Определяем реакции опор в вертикальной плоскости:

?М_А=0;

?М_Д=0;

Определяем реакции опор в горизонтальной плоскости

?М_А=0;

?М_Д=0;

Построим эпюры изгибающих моментов (рис. 6.1).

В вертикальной плоскости:

М_А=0, М_В=R_А^В*0,3=602,7 Н*м,

М_Д=0, М_В=R_Д^В*0,8=602,8 Н*м.

В горизонтальной плоскости:

М_А=0, М_В=R_А^Г*0,3=6930 Н*м,

М_Д=0, М_В=R_Д^Г*0,8=6902 Н*м.

Находим суммарный изгибающий момент:

Находим эквивалентный момент:

Опасное сечение в точке В.

Расчётная схема тихоходного вала

Рис. 6.1

6.2 РАСЧЕТ ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКОВ

Расчетная долговечность подшипника должна быть больше заданного ресурса работы коробки скоростей:

,

где n - частота вращения вала, n=400 мин^-1; С - динамическая грузоподъемность подшипника, С=107 кН; Р - эквивалентная нагрузка подшипника, Н; р- показатель степени, р=3 для шариковых подшипников.

Определим эквивалентную нагрузку для каждого подшипника по формуле:

,

где X, Y - коэффициенты радиальной и осевой нагрузок, X=0,45, Y=0 [4, табл.7.1];

V- коэффициент вращения, V=1 т.к. вращается внутреннее кольцо подшипника;

- коэффициент безопасности [4, табл.7.4]; - температурный коэффициент, [4, с.107].

часов,

140662,5>10000 часов - условие выполняется.

7. ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОЭФФИЦИЕНТОВ ЗАПАСА В ОПАСНОМ СЕЧЕНИИ ВАЛА

Коэффициент запаса определяется по формуле [4, с.201]:

где n_у, n_ф - коэффициенты запаса по изгибу и кручению;

[n] - допустимый коэффициент запаса, [n]=1,3…2,1.

где , - пределы выносливости материала вала при изгибе и кручении, для стали 40Х тогда:

, - эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении, =1, =1,7 [4, с.559].

- масштабный фактор, =0,7 [4, с.201].

- фактор качества поверхности, =2.

, - корректирующие коэффициенты, =0,1, =0,05.

, - переменные составляющие циклов напряжений:

где W - момент сопротивления изгибу, м³.

Рассчитаем коэффициенты запаса по изгибу и кручению:

Определяем коэффициент запаса:

8. РАСЧЕТ ВАЛА НА ЖЕСТКОСТЬ

Определяем прогиб вала [4, с.207] в вертикальной плоскости (рис. 8.1):

Рис. 8.1.

Прогиб: ; где E=2·106 кг/см, J=

Общий прогиб в вертикальной плоскости составляет 0,015 мм.

Определяем прогиб вала в горизонтальной плоскости (рис. 8.2):

Рис. 8.2.

Общий прогиб в горизонтальной плоскости составляет 0,042 мм.

Определяем общий прогиб вала:

Допускаемый прогиб:

[y]=(0,0002…0,0005)·l, мм,

[y]=0,0002·1100=0,22 мм.

0,044<0,231 - условие выполняется, следовательно, прогиб при данной нагрузке не превышает допустимой величины.

9. ОПРЕДЕЛЕНИЕ УГЛА НАКЛОНА ВАЛА

Угол наклона [4, с.214] в вертикальной плоскости:

где Q=Fr - распорное усилие, Н;

l - длина, мм;

d - диаметр вала, мм;

=0,3.

Угол наклона в горизонтальной плоскости:

где Q=Ft - окружное усилие, Н;

l - длина, мм;

d - диаметр вала, мм;

=0,3.

Результирующий угол:

Допустимый угол [И]=0,001 рад.

0,00018<0,001 - условие выполняется.

10. ВЫБОР ШПОНОЧНЫХ И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ

10.1 ВЫБОР ШПОНОК

Размеры шпонок принимаются в зависимости от диаметра по ГОСТ 23360-78 [1, с.809].

Для вала I:

· d=35 мм и М=112,4 Н*м принимаем шпонку 10х8

Определяем длину шпонки из условия прочности на смятие по формуле:

, МПа где М_k момент на валу, Нм; d_B диаметр вала, мм; [_см] допускаемое напряжение на смятие, Н/мм²; [_см]=100…120 МПа; h высота шпонки, мм.

Рабочая длина шпонки:

Полная длина шпонки:

Принимаем длину шпонки l_шп=28 мм.

Выбираем для Z_к шпонку 10х8х28 ГОСТ 23360-78.

Для вала II:

· d=50 мм и М=270,3 Н*м принимаем шпонку 14х9

Принимаем длину шпонки l_шп=45 мм.

Выбираем для Z₂ шпонку 14х9х45 ГОСТ 23360-78.

· d=52 мм и М=215,7 Н*м принимаем шпонку 14х9

Принимаем длину шпонки l_шп=36 мм.

Выбираем для Z₄ шпонку 14х9х36 ГОСТ 23360-78.

· d=50 мм и М=648 Н*м принимаем шпонку 14х9

Принимаем длину шпонки l_шп=80 мм.

Выбираем для Z₁₉ шпонку 14х9х80 ГОСТ 23360-78.

Для вала III:

· d=60 мм и М=648 Н*м принимаем шпонку 18х11

Принимаем длину шпонки l_шп=63 мм.

Выбираем для Z₂₀ шпонку 18х11х63 ГОСТ 23360-78.

Для вала IV:

· d=80 мм и М=1241 Н*м принимаем шпонку 22х14

Принимаем длину шпонки l_шп=80 мм.

Выбираем для Z₁₂ шпонку 22х14х80 ГОСТ 23360-78.

· d=82 мм и М=1011,4 Н*м принимаем шпонку 22х14

Принимаем длину шпонки l_шп=70 мм.

Выбираем для Z₁₄ шпонку 20х12х70 ГОСТ 23360-78.

Для вала V:

· d=95 мм и М=2397 Н*м принимаем шпонку 24х14

Принимаем длину шпонки l_шп=110 мм.

Выбираем для Z₁₆ шпонку 24х14х110 ГОСТ 23360-78.

· d=90мм и М=757 Н*м принимаем шпонку 24х14

Принимаем длину шпонки l_шп=63 мм.

Выбираем для Z₁₈ шпонку 24х14х63 ГОСТ 23360-78.

· d=90 мм и М=381,2 Н*м принимаем шпонку 24х14

Принимаем длину шпонки l_шп=36 мм.

Выбираем для Z₁₀ шпонку 22х14х36 ГОСТ 23360-78.

· d=96 мм и М=249,1 Н*м принимаем шпонку 24х14

Принимаем длину шпонки l_шп=36 мм.

Выбираем для Z₈ шпонку 24х14х36 ГОСТ 23360-78.

· d=92 мм и М=151,2 Н*м принимаем шпонку 24х14

Принимаем длину шпонки l_шп=32 мм.

Выбираем для Z₆ шпонку 24х14х32 ГОСТ 23360-78.

10.2 ВЫБОР ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ

Для вала I принимаем соединение легкой серии с центрированием по наружному диаметру [4, табл.19.12], число зубьев z=8 мм, d=36 мм, D=40 мм, b=7 мм, f=0,3мм.

Обозначение по ГОСТ 1139-80 .

Проверка соединения на прочность:

11,45<100 МПа - условие прочности выполняется.

Для вала II принимаем соединение легкой серии с центрированием по наружному диаметру, число зубьев z=8 мм, d=46 мм, D=50 мм, b=9 мм, f=0,3мм.

Обозначение по ГОСТ 1139-80 .

Проверка соединения на прочность:

6,19<100 МПа - условие прочности выполняется.

Для вала III принимаем соединение легкой серии с центрированием по наружному диаметру, число зубьев z=8 мм, d=62 мм, D=68 мм, b=12 мм, f=0,5мм.

Обозначение по ГОСТ 1139-80 .

Проверка соединения на прочность:

8<100 МПа - условие прочности выполняется.

Для вала IV принимаем соединение легкой серии с центрированием по наружному диаметру, число зубьев z=10 мм, d=72 мм, D=78 мм, b=12 мм, f=0,5мм.

Обозначение по ГОСТ 1139-80 .

Проверка соединения на прочность:

12,3<100 МПа - условие прочности выполняется.

11. СХЕМА УПРАВЛЕНИЯ КОРОБКОЙ СКОРОСТЕЙ

Механизм управления коробкой скоростей предназначен для включения требуемых скоростей. Он должен обеспечить быстроту действия, безопасность, удобство и легкость управления; быть, по возможности, более простым и малогабаритным.

Управление подвижными блоками шестерён гидроцилиндрами позволяет уменьшить время на настройку станка, упрощает конструкцию коробки скоростей, дает возможность дистанционного управления.

Принципиальная схема управления переключением скоростей в станке представлена на рис. 11.1. Обозначения на схеме: Н - насос, Ф - фильтр, КО - клапан обратный, КП - клапан предохранительный, РР1 … РР4 - реверсивные распределители, ГЦ1 … ГЦ4 - гидроцилиндры управления, Др - дроссель.

Масло в систему подается насосом Н, затем оно проходит через фильтр Ф и обратный клапан КО к реверсивным распределителям РР1 … РР3. Распределители имеют электромагнитное управление. Электромагниты в соответствии с подаваемыми на них электрическими сигналами переключают гидравлические распределители, и масло подается в соответствующие полости гидроцилиндров. Штоки гидроцилиндров связаны с подвижными блоками зубчатых колес. В качестве рабочей жидкости силовых гидроцилиндров применим масло «Турбинное 22» ГОСТ 32-53.

Рис. 11.1. Принципиальная схема управления коробкой скоростей

12. СИСТЕМА СМАЗКИ ПРИВОДА

Основное назначение системы смазки привода сводится к уменьшению потерь мощности на трение, сохранение точности работы, предотвращение вибраций, снижение интенсивности износа трущихся поверхностей, а также предохранение деталей привода от заеданий, задиров, коррозии.

Наиболее совершенной является циркуляционная система смазки, при которой к трущимся поверхностям непрерывно подводится охлажденное, очищенное масло, а отводится отработанное. Недостатком циркуляционной системы смазки является ее сложность и необходимость постоянного наблюдения. Уровень масла должен быть расположен ниже зубчатых колес, а смазка к ним должна подводиться под давлением. Для этого существуют лопастные и шестеренные насосы, которые установлены вне сборочной единицы или внутри нее.

В качестве смазочного материала применим индустриальное масло И-Г-С-70 ГОСТ 20795-73.

13. ВЫБОР ПОСАДОК

Назначаем посадки [3, приложение 1] для подшипников:

· для внутренних колец ,

· для наружных колец.

Назначаем посадки под колёса.

Назначаем посадки шлицевых соединений:

· посадка по диаметру вершин,

· посадка по диаметру впадин,

· посадка по ширине шлица.

Посадочный диаметр под крышкой подшипникового узла

Посадочный диаметр втулок.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

Результатом выполнения курсового проекта является спроектированная коробка скоростей расточного станка. При конструировании учтены требования и рекомендации ГОСТов.

Произведен кинематический расчет привода, рассчитаны передаточные числа ступеней передач, рассчитаны общая мощность привода и мощность на валах коробки скоростей.

Выбраны подшипники и, соответственно, произведена проверка подшипников шпинделя на долговечность. Выбранные подшипники удовлетворяют требуемой долговечности коробки скоростей. Произведен уточненный расчет вала V коробки скоростей станка, который показал, что необходимая прочность вала в опасных сечениях обеспечена. Разработана система управления коробкой скоростей. Выбрана наиболее оптимальная система смазки. В качестве смазки используется индустриальное масло И-Г-С-70.

Спроектированная коробка скоростей обеспечивает получение четырнадцати значений ряда частот вращения шпинделя от n_min=20 мин^-1 до n_max=400 мин^-1 и обеспечивает эффективную мощность резания равную N_эф=5 кВт.

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

1. Анурьев В.И. Справочник конструктора машиностроителя: Т1, Т2, Т3.М.: Машиностроение, 2001.920, 912, 864 с.

2. Кучер А. М. и др. Металлорежущие станки (Альбом общих видов кинематических схем и узлов) Л.: Машиностроение 1972.

3. Рябинин С.С. Оборудование машиностроительного производства: Учебное пособие для студентов машиностроительных специальностей. Вологда: ВоГТУ, 1999.-76 с.

4. Свирщевский Ю. И., Макейчик Н. Н. Расчёт и конструирование коробок скоростей и подач. Минск: Высшая школа, 1976.-592 с.

Размещено на Allbest.ru

...