123360 (689446), страница 2

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 2)

, кВт

где - КПД цепи главного движения (для станков с вращательным главным движением =0,7-0,85).

КПД цепи подачи приближенно определим по формуле:

,

где коэффициенты КПД для составных частей привода выбирается из таблицы 2.

Таблица 2 – Значения КПД передач и подшипников станков.

Выбираю электродвигатель постоянного тока модели MP112SL.

Таблица 3 - Технические параметры и габаритные размеры электродвигателя

3. Кинематический расчет привода станка

Определяем диапазон регулирования привода главного движения по формуле:

.

Определяем диапазон регулирования двигателя по формуле:

.

Определяем диапазон регулирования двигателя при постоянной мощности по формуле:

.

Определяем диапазон регулирования двигателя при постоянном моменте по формуле:

Определяем диапазон регулирования шпинделя при постоянной мощности по формуле:

Для обеспечения бесступенчатого регулирования частоты вращения шпинделя при постоянной мощности знаменатель ряда передаточных отношений передач коробки скоростей φ1 принимаю равным RдР. Требуемое число ступеней коробки скоростей:

.

4. Силовой расчет привода станка

Расчетный крутящий момент на любом валу привода главного движения станка равен:

Н·м,

где Nдв – номинальная мощность главного электродвигателя, кВт;

η – КПД механизма от вала электродвигателя до рассматриваемого вала;

n – частота вращения вала на предельных режимах резания, мин-1.

На первом валу

Н·м,

на втором валу

Н·м,

на третьем валу

Н·м.

5. Прочностной расчет передач приводов станков

5.1 Расчет на прочность стальных цилиндрических зубчатых передач

5.1.1 Проверочный расчет косозубой передачи

Исходные данные:

mn1,2=3, z1,2=56, 7-A, β = 8°, сталь 40Х, ТО - закалка ТВЧ.

Расчет косозубых передач станков ведется по формулам:

мм;

мм;

где - нормальный модуль передачи в мм;

А - межосевое расстояние передачи в мм;

=1*1,15*1,3=1,5

=1*1,1*1,2=1,32

, принимаю =12,

коэффициенты неравномерности распределеняя нагрузки по дляне зуба; учитывают увеличение нагрузки на опасном участке контактной линии вследствие упругих деформации валов и подшипников и по грешно стай изготовления сопряженных колес, ведущих к взаимному перекосу контактирующих зубьев;

допускаемое напряжение на изгиб и контактную прочность а определяются по формулам:

=1,9*108*1,2*1=2,28*108Па,

=9,5*108*1,4=13,3*108Па,

где Коэффициенты неравномерности распределения нагрузки- длительные пределы выносливости зубьев при расчете на изгиб и контактную прочность в Па;

- коэффициенты переменности режима работы, учитывающие благоприятное влияние переменного режима работы универсального станка на величину допускаемого напряжения, когда через рассчитываемую передачу не всегда передается полная мощность, что позволяет повысить допускаемые напряжения по сравнению с длительными пределами выносливости;

- коэффициент формы зуба, определяемый по приведенному числу зубьев шестерни:

=58

угол наклона зубьев;

, принимаю ;

коэффициент угла наклона зубьев, учитывающий благоприятное влияние да прочность наклонного расположения контактной ликии, для >30' ; для определяется по формуле:

=0,93

- коэффициент уменьшения суммарной длина контактных линий (принимаю );

- коэффициент перекрытия в торцояом свечении. Опоеделяется по формуле:

= 1,74

соответственно, числа зубьев шестерни и колеса;

“+”- для наружного зацепления;

“”-.для внутреннего зацепления;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий вследствие неодинаковой удельной жесткости контактирующей пары зубьев.

Расчет косозубой передачи выполняется в следующем порядке.

Определяют нормальный модуль

= мм

и округляют его до стандартного значения =2,5. Рассчитывают межосевое расстояние А

=

и сравнивают его с подсчитанным по формуле:

= ≈142 мм.

где - сумма зубьев колес пары.

142>70 - условие выполняется.

5.1.2 Проверочный расчет конической передачи

Исходные данные:

mte1,2=4, z1,2=35, 7-A, δ=45ْ , β = 25°, сталь 40Х, ТО - закалка ТВЧ.

Проверочный расчет на изгибную прочность

,

где

Н,

dm=mmn·z=3,1*35=109мм,

mmn=mte·(1-0.5 )·cosβ=4(1- )·cos25ْ=3,1 мм,

KF= KFβ· KFV=1·1,4=1,4,

KH= KHβ· KHV=1,05·1,2=1,26,

KFβ=1+( KHβ - 1)·1.5=1+(1-1)·1.5=1,

Zv= .

В зависимости от Zv выбираю уF=3,75. Тогда

МПа<[ ]=2.28·108МПа

– условие изгибной прочности выполняется.

Проверочный расчет на контактные напряжения

МПа<[ ]=13,3·108МПа

Прочностной расчет конической передачи проведен успешно.

5.2 Расчет клиноременной передачи

Исходные данные:

P1=7,5 кВт, n=1600об/мин, i≈1.

В зависимости от n выбираем сечение ремня Б, ремень армирован стальным кордом.

Принимаю dшк=200 мм,P0≈5.5 кВт.

Пусть а≈500мм. Тогда lp=2·500+0.5·π·(200+200)=1628 мм. Принимаю lp=1600 мм.

Уточняем межосевое

мм.

Ср=1,2, Сi=1, Cl=0,92, Cα=1.

Pp=P0Сi Cl Cα/ Ср=5,5·1·0,92·1/1,2=4,22 кВт.

6) Число ремней z=7.5/4.22≈2 ремня.

Находим предварительное натяжение одного ремня при

v=πdшкn/60=3.14·0.2·1600/60=16.75м/с и Fv=1250·138·10-6·16.752=48.4H равно

F0=0.85PCpCl/(zvCαCi)+Fv=0.85·7.5·103·1.2·0.92/(2·16.75·1)+48.4=189H

Сила, действующая на вал

F=2F0z=2·189·2=756H.

Ресурс наработки

Т=ТсрК1К2=2000·2,5·1=5000ч.

6. Определение параметров валов

6.1 Приближенный расчет валов

Для материала валов принимаем сталь 45, улучшение , для которой [τк] =20 МПа.

dI= мм , dII= мм, dIII= мм.

6.2 Уточненный расчет валов

Рис.2 – Схемы нагружения валов.

Составляя уравнения моментов для второго и третьего вала находим реакции опор:

для 2-го вала:

RAV=22290H, RBV=15908H, RAH=9570H, RBH=10458H,

суммарная RA=24621H, RB=18565H.

для 3-го вала:

RAV=21866H, RBV=3644H, RAH=774H, RBH=10150H,

суммарная RA=3725H, RB=24106H.

Уточненный расчет выполняем для первого вала, так как он является наиболее нагруженным.

Для проверочного расчета строим эпюру нагружения этого вала.

Определяем окружную силу в зацеплении по формуле:

Для зубчатого конического колеса:

H.

Определяем радиальную силу:

Fr2=Ft2tgαcos1=11197H.

Определяем осевую силу:

Fa=Fr2cos=5221H, Ma= H.

Для шкива:

Ft1=25000Н,Fr1=756Н.

Рассмотрим данную расчетную схему вала в двух плоскостях: горизонтальной и вертикальной, в которых действуют радиальная и окружная силы. Через уравнения моментов относит. опорных точек находим реакции опор.

Рис.3 – Эпюры изгибающих элементов.

В вертикальной плоскости:

RAV=14445H, RBV=44430H.

В горизонтальной плоскости:

RAH=879H, RBH=11320H.

Суммарные реакции:

RA=45849H, RB=14472H.

Максимальный эквивалентный момент:

Мэмах=2707 Нм.

6.3 Расчет вала на усталость

Усталостный расчет вала выполняется как проверочный. Он заключается в определении расчетных коэффициентов запаса прочности в предположительно опасных сечениях.

При расчете принимаем, что напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, а напряжения кручения – по отнулевому циклу.

Амплитудные значения напряжений изгиба и кручения определяются по формулам:

где Мизг, Мкр – изгибающий и крутящий момент в сечении;

Коэффициенты запаса усталостной прочности определяются по формуле:

по нормальным напряжениям

по касательным напряжениям

где-1, -1 – пределы выносливости для стали 40Х:

-1 = 370 МПа, -1 = 215 МПа;

, - коэффициенты, учитывающие влияние абсолютных размеров вала, определяются по таблице 15 [5, с. 11], = = 0,75;

Кd, КF – коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и

кручении с учетом влияния шероховатости поверхности

Кd=0,5; КF=1;

K - коэффициент упрочнения поверхности, K = 2,5 – при улучшении;

а, а – напряжения изгиба и кручения;

, - коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла напряжений, определяется по таблице 9 [5, с. 11],

= 0,05, = 0;

m = 0;

m = а.

Определяем S:

Общий запас прочности определяется по формуле:

S=

S≥[S]=1.5…2.5, т. е. условие выполняется.

6.4 Выбор элементов передающих крутящий момент

Для все соединений со шкивами назначаем шпоночное соединение, а для все остальных соединений ринимаем шлицевое соединение, которое имеет следующие размеры рабочих частей :

, b=12, dlmin=67,4, =0,8, rmax=0,5.

Шлицевое соединение подлежит проверке на смятие, которая проводится по формуле:

Остальные соединения выполняются по Мкр, меньшего от момента на шкиву.

Все выбранные шлицевые соединения соответствуют условию прочности при проверке на смятие.

Соединение со шкивами.

Проверим выбранные шпонки на смятие:

;

где - крутящий момент, который передается шпонкой, Нм;

- диаметр вала, мм;

- высота шпонки, мм;

- рабочая длина шпонки, мм;

- напряжение, которое допускается, принимаем стандартные шпонки [3 с.62, табл. 7.1].

Рисунок 5 Размеры шпоночного соединения.

.

Остальные соединения выполняются по Мкр, меньшего от момента на шкиву.

Все выбранные шлицевые соединения соответствуют условию прочности при проверке на смятие.

7 Выбор подшипников

Учитывая элементы, расположенные на валах, а также по диаметрам шипов, выбираем подшипники, параметры которых сносим в таблицу 8.

Таблица 4 – Параметры подшипников.

Проверочный расчет подшипников.

Фактическая долговечность подшипника в часах.

;

где С – динамическая грузоподьемность, кН.

Р – приведенная грузоподьемность, кН.

- коэфициент формы тел качения, - для шариковых подшипников, - для роликовых подшипников.

Приведенную грузоподьемность:

Н;

де V – „коэфициент кольца”: V=1 при вращении внутреннего кольца, V=1,2 при при вращении наружного кольца;

R, A – радиальная и осевая нагрузка на подшипник;

X, Y – коэфициенты приведения R, A; Х=1. [3 с. 68 табл.8.4]

- коэфициент безопасности, зависит от вида работы и серьезность последствий аварии. [3 с.65 табл. 8.1].

- коэфициент температурного режима. [3 с.65 табл. 8.2].

- временная нагрузка до .

- при .

На первом валу:

- для радиального шарикоподшипника 418:

21000 Н,

.

- для сдвоенного радильно-упорного подшипника 266418:

;

.

На втором валу:

- для сдвоенного радильно-упорного подшипника 246315:

;

;

- для радильно-упорного подшипника 46315:

;

.

На третьем валу:

- для радильно-упорного подшипника 46315:

.

. Т.к. часов то условие долговечности выполняется.

8 Расчет динамических характеристик привода главного движения

Задачи расчета.

Привод подачи станка при обработке детали нагружен крутящим моментом, который вследствие особенностей кинематики процесса резания, переменности припуска на детали и физико-механических свойств ее материала изменяется во времени. В результате в нем возникают крутильные колебания, обусловливающие динамические нагрузки, появление изгибных колебаний, снижение производительности обработки, уменьшение долговечности станка, а в некоторых случаях и потерю устойчивости его динамической системы. С целью обеспечения требуемого качества станка динамические характеристики привода рассчитывают при его проектировании и производят корректировку конструкции.

Составление расчетной схемы привода. Представим, что конструкция привода разработана в соответствии с кинематической схемой. Необходимо произвести его динамический расчет и анализ.

Рис. 6 - Кинематическая схема привода главного движения для динамического расчета.

Определяем моменты инерции всех вращающихся элементов привода. Момент инерции (кгм2) детали, являющейся сплошным телом вращения, определяется по зависимости

где — плотность материала детали, кг/м3; d и l - диаметр и длина детали, м.

Детали длиной до 1,5—2 их диаметра принимают в качестве сосредоточенных масс. В рассматриваемой конструкции это ротор электродвигателя, шкивы, блоки зубчатых колес, муфты.

Валы являются распределенными массами. При длине вала до 300 мм к моментам инерции находящихся на нем сосредоточенных масс присоединяют треть момента инерции вала.

Моменты инерции муфт и шкивов рассчитаем как зубчатых колес:

где d, D – радиус вершин и радиус впадин зубчатого колеса;

h – ширина ступицы или зубчатого венца.

Все вычисленные моменты инерции заносим в таблицу 10.

Таблица 10 - Моменты инерции элементов привода подач.

Находим крутильную податливость элементов приводов. Зубчатые муфты и муфты фрикционного действия не учитываются. Крутильная податливость ременной передачи связана с расчетной длиной ветви между шкивами:

где L - межосевое расстояние, м; D1 и D2 —диаметры шкивов, м; V — скорость ремня, м/с;

Податливость ременной передачи:

k - коэффициент, учитывающий условия работы передачи: к = 1, когда окружная сила Р вдвое больше силы предварительного натяжения Р0, к = 2 при Р < 2Ра; Е — модуль упругости ремня, МПа (модуль упрутости зубчатых ремней со стальным кордом, клиновых ремней со шнуровым кордом плоских полимерных ремней соответственно равен 6000...35000МПа, 600...800,2200...3800 МПа); F - площадь поперечного сечения ремня, м2.

Крутильную податливость для сплошных валов:

где G – модуль упругости второго рода (81010 МПа), D – диаметр вала.

Крутильную податливость для шлицевых валов:

где d – внутренний диаметр шлицев; l – расчетная длина, путем использования которой учитывается неравномерность распределения крутящего момента вдоль ступицы зубчатого колеса, насаженного на шлицевый вал с зазором:

с натягом:

Крутильная податливость зубчатой передачи обусловливается не только изгибом и контактной деформацией ее зубьев, но и дополнительным поворотом колес, который является следствием деформации опор и изгиба валов.

Составляющая крутильной податливости пары зубчатых колес, обусловленная изгибной и контактной деформацией их зубьев,

где k - коэффициент, для прямозубых колес равный 6, для косозубых — 3,6; - угол зацепления передачи, b – ширина зубчатого венца, d – делительный диаметр.

Деформация опоры вала слагается из упругой деформации подшипника качения к деформации стыков между поверхностями внутреннего кольца подшипника и вала, а также наружного кольца и отверстия в корпусе.

Деформация шарикового подшипника (м):

где. d. - внутренний диаметр подшипника, м; Р — нагрузка на опору, Н.

Суммарная деформация стыков между поверхностями колец подшипника, вала и корпуса:

где b, D — ширина и наружный диаметр подшипника, м.

Вектор перемещения k-го зубчатого колеса, обусловленного деформацией опор вала,

Перемещения k и k+1 обусловлены суммарными прогибами yk и yk+1 валов в сечениях, где расположены зубчатые колеса:

,

где k и k+1 перемещения зубчатых колес передачи, вызванные деформациями опор валов.

Вектор относительного перемещения зубчатых колес передачи:

Крутильная податливость зубчатой передачи (рад/Нм), вызванная изгибом валов и деформацией опор и приведенная к k- тому колесу:

где к – угол поворота зубчатых колес передачи, M – крутящий момент Нм, t и r – тангенциальная и радиальная составляющие относительного перемещения пары зубчатых колес.

Все рассчитанные крутильные податливости заносим в таблицу 11.

Таблица 5 - Крутильная податливость элементов привода.

Многоступенчатую расчетную схему заменяют линейной. При этом моменты инерции вращающихся масс, податливости приводят к одному валу, обычно к валу электродвигателя:

,

где ( к — передаточное отношение передач от вала I к валу с номером k+1)

Если частота возмущающих воздействий не больше максимальной частоты вращения элементов привода, высшими собственными частотами колебаний системы можно пренебречь и упростить ее, сведя к двухмассовой, имеющей две или три собственные частоты. Методика этого преобразования следующая.

Систему с n степенями свободы разбивают на парциальных систем, среди которых выделяют системы первого типа с номерами l, равными 1,3,5,...,m - 1, и второго типа с номерами 2,4,6,..., m.

Квадраты собственных частот второго типа:

, 1/рад

1/рад.

Смазочная система станка служит для подачи смазочного материала ко всем трущимся поверхностям.

Существует несколько схем подвода смазочного материала к трущимся поверхностям.

9 Определение системы смазки

Индивидуальная схема служит для подвода смазочного материала к одной смазочной точке, централизованная к нескольким точкам.

В нераздельной схеме нагнетательное устройство присоединено к смазочной точке постоянно, в раздельной оно подключается только на время подачи смазочного материала.

В проточной системе жидкий или пластичный материал используется один раз.

В циркуляционной системе жидкий материал подается повторно.

В системах дроссельного дозирования объем смазочного материала, подаваемого к смазочной точке регулируется дросселем.

В системах объемного дозирования могут регулироваться не только доза, но и частота подачи.

В комбинированных системах могут быть предусмотрены объемное и дроссельное регулирование одно- и двухматериальные питатели.

Системы с жидким смазочным материалом в зависимости от способа его подачи к поверхностям трения могут быть разбрызгивающими, струйными, капельными, аэрозольными.

Для модернизированного узла выбираю местную импульсно-циркуляционную смазку контактирующих поверхностей.

Заключение

В результате проделанной работы был произведена модернизация привода главного движения вертикально-фрезерного станка модели 6С12, выбор и расчет параметров отдельных ее элементов: подшипников качения, служащих опорами валов и зубчатых колес. Были разработаны компоновочная схема и чертеж привода с указанием его основных элементов.

В приложении А пояснительной записки выполнен чертеж общего вида вертикально-фрезерного станка модели 6С12, где указаны его основные элементы и габаритные размеры, а также показана кинематическая схема привода.

В приложении Б пояснительной записки выполнен сборочный чертеж привода главного движения, где указаны его основные элементы и габаритные размеры, а также показана кинематическая схема привода.

Список использованной литературы

1. Справочник технолога-машиностроителя. В 2-х т. Т. 2/Под ред. А. Г. Косиловой и Р. К. Мещерякова. – М.: Машиностроение, 1985. 496 с.

2. Кочергин И. А. Конструирование и расчет металлорежущих станков и станочных комплексов. Курсовое проектирование: Учеб. Пособие для вузов. – Мн.: Выш. шк., 1991. – 382 с.

3. Методичні вказівки до виконання курсового проекту з деталей машин. ”Вибір електродвигуна та визначення вихідних даних для розрахунку приводу”. Автори: Оніщенко В. П., Ісадченко В. С., Недосекін В. Б., - Донецьк: ДонНТУ,2005. – 36 стор.

4. Методичні вказівки до виконання курсового проекту з деталей машин. Розділ 3. Проектування валів та їх опор на підшипниках кочення/ Автори: О. В. Деркач, О. В. Лукінов, В. Б. Недосєкін, Проскуряков С. В. – Донецьк: ДонНТУ,2005. – 106 с.

5. Детали и механизмы металлорежущих станков. Под ред. Д. Н. Решетова. Т. 2 М., «Машиностроение», 1972, стр. 520.

6. Методичні вказівки докурсового проекту з деталей машин Розділ 2,3. (для студентів напрямку «Інженерна механіка»). Автори: В.С. Ісадченко,П.М. Матеко, В.О. Голдобін, – Донецк: ДонНТУ, 2005 г. – 36 с.

7. М.Н. Иванов «Детали машин». – М.:Высш.шк.,1991. – 383с.:ил.

8. Металлорежущие станки .Под ред. В.Э.Пуша. – М.:Машиностроение, 1985.

Характеристики

Список файлов курсовой работы