Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

ВВЕДЕНИЕ

Курсовое проектирование металлорежущих станков является важным этапом в подготовке инженеров механиков, и преследует цель научить студента правильно использовать в практической конструкторской работе полученные теоретические знания, развить навыки и применения вычислительной техники при проектировании.

В данном курсовом проекте предстоит спроектировать привод продольно-фрезерного станка. Продольно-фрезерные станки предназначены для обработки горизонтальных, вертикальных, наклонных и фасонных поверхностей деталей торцовыми, цилиндрическими и фасонными фрезами. Станок имеет рабочий стол, совершающий только продольное перемещение.

В конструкции станка предусмотрены возможность наладки с пульта управления любого режима работы, дистанционное бесступенчатое регулирование подач, зажим и отжим перемещаемых узлов, их перемещение, механизированная уборка стружки из зон резанья и другие виды механизации.

Основные задачи, решаемые при выполнении проекта, включают:

1. изучение и анализ существующих аналогичных решений;

2. определение основных технических характеристик станка;

3. проектирование кинематики станка, выбор компоновки;

4. динамические и прочностные расчеты узлов.

При этом предлагается максимальное использование справочной литературы.

1. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ ТЕХНИЧЕСКИХ ХАРАКТЕРИСТИК СТАНКА

Исходные данные для проектирования

Тип станка	Продольно-фрезерный
Размеры рабочего стола, мм	320Ч1000
Диапазон частот вращения шпинделя, мин-1	25-1000
Мощность электродвигателя привода главного движения, кВт	4,5
Материал обрабатываемых изделий	Конструкционные стали

По справочной литературе выбираем прототип продольно-фрезерного станка модели 6605. Выбираем электродвигатель [1,таб. 16.7.1.,стр.280]:

4А100L4УЗ

2. РАЗРАБОТКА И ОПИСАНИЕ КОМПОНОВКИ СТАНКА

Компоновку станка следует рассматривать как целесообразное размещение элементов станка по отношению к обрабатываемой детали. Для выбора рациональной компоновки формализуют их основные виды с помощью введения символических обозначений, выявляют возможные варианты, отбрасывают неприемлемые и выбирают наиболее целесообразный вариант.

Компоновка станка задается расположением подвижных узлов станка относительно инструмента заготовки и базовых (неподвижных) узлов Она должна обеспечивать необходимый набор исполнительных движений и поэтому разрабатывается на основе структуры станка (рис.1).

Рис.1 Структурная схема станка

На станке можно, в основном, торцовыми фрезами фрезеровать плоскости тяжелых корпусных деталей весом до 2500 кг (совместно с зажимными приспособлениями), устанавливаемых на столе.

Станок трехшпиндельный. Кинематическая группа движения скорости резания Ф_V(В₁) -- простая. Ее внутренняя связь состоит из одной вращательной кинематической пары между шпинделем фрезы и корпусом фрезерной бабки. Внешняя связь расположена между двигателем М₁ и шпинделем фрезы. Движение Ф_V(В₁) - простое с замкнутой траекторией и должно настраиваться на два параметра: на скорость -- коробкой скоростей и на направление -- двигателем. На станке установлены три одинаковые фрезерные бабки: две -- на боковых суппортах и одна, вертикальная, на траверсе, каждая со своим отдельным двигателем.

Движение подачи стола Ф_s(П) создается тоже простой кинематической группой с внутренней связью в виде поступательной кинематической пары между столом и станиной. Внешняя связь передает движение от двигателя столу.

От компоновки существенно зависят технико-экономические показатели станка. На основе анализа структурной и кинематической схемы станка получаем компоновку (рис. 2).

К=О?Х(ZC?+VWQ+FB)

Рис.2 Компоновка станка

3. ПРОЕКТИРОВАНИЕ КИНЕМАТИКИ СТАНКА

3.1 Диапазон регулирования

Значение знаменателя ц геометрического ряда частот вращения - для универсальных станков ц=1,26 [3,стр.27-30]. Число ступеней скорости исполнительного органа определяется зависимостью:

Привод коробки скоростей будет с перекрытием. Зададим фиктивное значение z_ф=18. Тогда:

Составляем формулу структуры привода для

Проверка осуществимости вариантов привода.

Данный вариант привода осуществим. Строим структурную сетку:

Для составления кинематической схемы привода необходимо дополнить групповые передачи одиночными и соединить коробку с двигателем. Определяем количество одиночных передач в приводе:

Условно изображаем структуру привода. Строим график частот вращения.



3.2 Расчет чисел зубьев колес

Рассчитаем числа зубьев передач группы, передаточные отношения которых определены по графику частот вращения и имеют следующие значения и представлены в виде простых дробей:

Удовлетвориться таким результатом нельзя, поскольку велика величина . Поэтому примем минимально допустимое , и получим:

Проверка соответствия фактических и стандартных значений скорости исполнительного органа.

Фактические значения частоты вращения шпинделя определяются по уравнению кинематической цепи его вращения для всех ступеней скорости и не должны отличаться от стандартных значений выбранного геометрического ряда больше чем на:

(ц-1) ·10%=(1,26-1)·10%=2,6%.

Сравнение фактических и стандартных значений частоты вращения шпинделя

Ступени скорости	Стандартные значения частоты вращения, мин-1	Фактические значения частоты вращения, мин-1	Отклонения фактических значений частоты вращения от стандартных
			%
n1 n2 n3 n4 n5 n6 n7 n8 n9 n10 n11 n12 n13 n14 n15 n16 n17	25 31,5 40 50 63 80 100 125 160 200 250 315 400 500 630 800 1000	25,6 32,2 40,9 50,4 63 80,2 102,3 125,8 164,4 203,2 255,2 317 396,2 504,3 643,5 820,4 1027,5	2,3 2,2 2,2 0,79 - 0,24 2,24 0,63 2,6 1,57 2,03 0,63 0,95 0,85 2,09 2,6 2,6

4. ДИНАМИЧЕСКИЕ И ПРОЧНОСТНЫЕ РАСЧЕТЫ УЗЛОВ, РАЗРАБАТЫВАЕМЫХ КОНСТРУКТИВНО

41 Определение крутящих моментов

Определяем угловые скорости вращения валов

Определяем мощности на валах привода

Определяем крутящие моменты

привод продольный фрезерный станок

4.2 Расчёт цилиндрической прямозубой закрытой передачи

Материал и допускаемые напряжения.

Исходные данные:

мин^-1; мин^-1; u=1,8; ^;;

Принимаем материалы для зубчатых колёс принимаем со следующими механическими свойствами [1, стр.43, табл. 4.1.1-4.1.4]:

Для шестерни: Сталь 45 , , HB=260

Для колеса: Сталь 35 , , HB=187

Допускаемые контактные напряжения

Базовое число циклов, соответствующее пределу выносливости для шестерни и зубчатого колеса: ;[1,стр.43, рис.4.1.3].

Эквивалентное число циклов:

где: - продолжительность работы передачи, час;

с=1 - число зацеплений зуба за 1 оборот

циклов

циклов

Коэффициент долговечности

; так как , то

Предел контактной выносливости

МПа

МПа

Допускаемые контактные напряжения

где:

-коэффициент запаса прочности

=1,1-для зубчатых колёс с однородной структурой

МПа

МПа

Расчёт допускаемого контактного напряжения

МПа

Допускаемые изгибные напряжения

Базовое число циклов напряжений цикл

Эквивалентное число циклов

где:

- продолжительность работы передачи, час;

с=1 - число зацеплений зуба за 1 оборот



Коэффициент долговечности

; при

Предел выносливости зубьев при изгибе

МПа;

МПа

Допускаемые изгибные напряжения

где:

- коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки; - коэффициент, долговечности.

МПа

МПа

Допускаемые напряжения при действии максимальной нагрузки.

Допускаемые контактные напряжения

МПа

МПа

Допускаемые изгибные напряжения

МПа

МПа

Расчёт межосевого расстояния и выбор основных параметров передачи.

Расчёт межосевого расстояния, мм.

где: для прямозубых передач; коэффициент ширины шестерни относительно межосевого расстояния ; - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца; коэффициент внешней динамической нагрузки; u = 1,8 - передаточное отношение.

мм

Принимаем межосевое расстояние равным 80 мм по ГОСТ 2185-66. Рабочая ширина зубчатого венца: мм. Принимая , определяем модуль зацепления:

Принимаем мм, в соответствии с ГОСТ 9563-60[1,табл.4.2.2., стр.49].

Диаметры зубчатых колёс, мм

мм;

мм;

Диаметры вершин зубьев

мм;

мм;

Проверочный расчёт на выносливость по контактным напряжениям.

Окружная сила в зацеплении, Н

Н

Окружная скорость колёс, м/с

м/с

Выбираю 8(средняя) степень точности передачи [1, табл. 4.2.14. стр.52].

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении: [1, табл. 4.2.8, стр. 51]. Коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки для одновременно зацепляющихся пар зубьев: -для прямых зубьев. Коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки по ширине венца:- [1, рис. 4.2.3.а, стр. 51]. коэффициент внешней динамической нагрузки.

Удельная расчетная окружная сила

Н/мм

Расчетные контактные напряжения, МПа.

.

где: - для прямых зубьев;-коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий для прямых зубьев;- коэффициент, учитывающий механические свойства материала колёс.

Проверка расчётных напряжений изгиба.

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении: [1, табл.4.2.8, стр. 51]. Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца [1, рис. 4.2.3.в, стр. 51]. Коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки для одновременно зацепляющихся пар зубьев-для прямых зубьев. коэффициент внешней динамической нагрузки.

Удельная расчетная окружная сила при изгибе, Н/мм

Н/мм

Расчётные напряжения изгиба зуба, МПа

МПа.

МПа.

где: коэффициент, учитывающий наклон зуба;- для прямых зубьев;- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев; - для прямых зубьев;коэффициент, учитывающий форму зуба [1, рис.4.2.5. стр. 52].

Проверка прочности зубьев при перегрузках.

Максимальные контактные напряжения, МПа.

Максимальные напряжения изгиба, МПа.

МПа.

МПа.

Силы в зацеплении.

Окружные силы,

Радиальные силы,

где: ; -для прямых зубьев.

4.3 Расчет валов

Исходные данные: , ,;длина вала:

Опорные реакции в плоскости XOZ:

Проверка:

Опорные реакции в плоскости YOZ:

Проверка:

Изгибающие моменты в характерных точках плоскости XOZ и YOZ:

Суммарный изгибающий момент в характерных точках:

Эквивалентный момент в характерных точках:

Определяем расчетные диаметры вала:

Марка стали: сталь 45; определяем допускаемое напряжение для материала вала

;

где: [5, табл.12.13, стр. 291];

[5, стр. 273];

; ; [5, таб.12.9, стр.280];

.

;

Определяем расчетные диаметры вала

По ГОСТ 6636-69 принимаем посадочные размеры:

Проверку производим для наиболее ослабленного участка вала. Нормальные напряжения в сечении под шестерней при симметричном цикле изменения напряжений изгиба (5, стр. 305):

,

где: - момент сопротивления вала изгибу [5, стр. 58, табл. 4.1]. Коэффициент безопасности в сечении по изгибу:

Касательные напряжения:

Коэффициент безопасности для сечения по кручению:

Общий коэффициент запаса прочности и жесткости:

Условия на прочность и жесткость выполняются.

Расчетная схема:

4.4 Расчет шпоночного соединения

Подбираем призматическую шпонку и проверяем ее прочность при передаче вращающего момента Т=51,3 Н·м от зубчатого колеса с шириной 40 мм к валу диаметром d=25мм.

Из табл. 4.1[2 таб.4.1 стр.58] для заданного диаметра вала выбираем сечение призматической шпонки bЧh=8Ч7 мм, t₁=4 мм. Принимаем шпонку на 7 мм короче зубчатого колеса, т. е. расчетная длина шпонки

мм.

Приняв допускаемое напряжение при смятии шпонки [у_cм]=100 МПа, проверим ее прочность:

что удовлетворительно, так как [у_cм] = 100 МПа

Принимаем:

Шпонка 8Ч7Ч32 ГОСТ 23360-78

4.5 Расчет подшипников качения

Расчет ведем по наиболее нагруженной опоре.

.

Выбор подшипников качения при частоте вращения свыше 10 мин^-1 производят по эквивалентной динамической нагрузке.

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка Р_r:

,

где X = 1 - коэффициент радиальной нагрузки;

V = 1 - коэффициент вращения (при вращении внутреннего кольца подшипника);

F_r - радиальная нагрузка на подшипник;

Y- коэффициент осевой нагрузки;

F_a - осевая нагрузка на подшипник (F_a = 0).

Во время работы коробки скоростей возникают кратковременные осевые силы при переключении скоростей, поэтому эквивалентную динамическую радиальную нагрузку следует умножить на коэффициент безопасности:

К_б = 1,1 (2, табл. 16.14).

Определяем требуемую долговечность подшипника в млн. оборотов.

где L_h = 18000 ч [2, табл. 16.13].

Подбор радиальных подшипников производится по требуемой динамической грузоподъемности С^тр при условии:

,

где С^кат - базовая динамическая радиальная грузоподъемность подшипника по данным каталога.

.

Выбираем подшипники шариковые радиальные однорядные легкой серии по ГОСТ 8338 - 75.

Условное обозначение	d, мм	D, мм	B, мм	C, Н	C0, Н
204	20	47	14	12700	6200

5. ОПИСАНИЕ КОНСТРУКЦИИ СПРОЕКТИРОВАННЫХ УЗЛОВ И СИСТЕМ СТАНКА

5.1 Описание кинематической схемы станка

На рис.3 представлена кинематическая схема продольно-фрезерного станка. Частота вращения шпинделя изменяется с помощью коробки скоростей. Шпиндель имеет 17 различных значений частот вращения в пределах 25-1000 мин^-1.

Рис.3 Кинематическая схема

5.2 Описание коробки скоростей

Корпус коробки скоростей представляет собой чугунную отливку, в которой расположены 5 валов, один из которых: вал - шестерня.

Коробка скоростей сообщает шпинделю 17 различных чисел оборотов, что достигается при помощи двух тройных и одного двойного блоков.

Механизм вращения коробки скоростей приводиться во вращение от горизонтально расположенного электродвигателя:

4А100L4УЗ

Переключение шестерен коробки скоростей осуществляется с помощью трех рукояток. Все механизмы коробки скоростей собираются в узел и монтируются в корпусе станка.

5.3 Смазка коробки скоростей и станка в целом

Смазка зубчатых колес и подшипников коробки скоростей производится автоматически от плунжерного насоса, установленного внутрь станины и приводимого в действие эксцентриком, расположенным на валу коробки скоростей. Масло заливается в масляный резервуар станины через штуцер до середины маслоуказателя. В условиях двухсменной работы масло следует менять не реже 4 раз в год.

Смазка механизмов коробки подач производится автоматически разбрызгиванием от плунжерного насоса, расположенного в консоли. Для контроля служит маслоуказатель.

Смазка стола и салазок производится периодически ручным насосом 4, находящимся на левом торце салазок. Для смазки следует сделать по 8 качаний три раза в смену. Масло заливается раз в неделю в резервуар салазок.

Смазка подшипников ходового винта продольного хода производится пресс-масленкой один раз в смену.

Смазка серег производится масленкой. Смазка направляющих консоли производится пресс-масленкой.

Для смазки следует применять масло «Индустриальное 30» по ГОСТ 1707--51.

6. ОПИСАНИЕ СИСТЕМ УПРАВЛЕНИЯ СТАНКОМ

Установка требуемого числа оборотов шпинделя и коробки подач, осуществляется при помощи рукояток, расположенных на корпусе станка с левой стороны.

Ознакомившись со значениями рукояток по схемам, необходимо проверить от руки работу всех механизмов станка.

Работа на станке производится в следующей последовательности: включение сети, установка направления вращения шпинделя, включение электродвигателя подачи и, если требуется насоса охлаждающей жидкости.

По окончании работы на станке необходимо выключить «Сеть», а все рукоятки управления поставить в нейтральное положение.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В ходе курсового проектирования был спроектирован привод главного движения продольно-фрезерного станка. Шпиндель имеет 17 различных значений частот вращения в пределах 25-1000 мин^-1.

Проектирование производилось на базе продольно-фрезерного станка модели 6605, с соблюдением конструкционных особенностей и сохранением коробки подач станка.

На спроектированном станке могут выполняться все операции, характерные для данного типа станка.

СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1. Детали машин проектирование/ Л.В. Курмаз, А.Т. Скойбеда, Минск, 2001

2. Кузьмин. Расчеты деталей машин. М:. Машиностроение, 1985

3. Свирщевский Ю.Н., Макейчик Н.П. Расчет и конструирование коробок скоростей и подач. - Минск: Вышэйшая шк.,1976 - 590 с.

4. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя М:. Машиностроение, т.11980 - 728 с., т.2 1981 - 559 с., т.3 1982 - 557 с.

5. Ничипорчик. Детали машин в примерах и задачах М:. Машиностроение, 1981.

Размещено на Allbest.ru

...