Расчет и проектирование станков

Федеральное агентство по образованию  Российской Федерации

ГОУ ВПО « Уральский Государственный  Технический Университет - УПИ» Имени  первого президента России Б.Н.Ельцина

Кафедра «Металлорежущие станки и  инструменты»

 

 

 

 

 

 

 

 

КУРСОВАЯ РАБОТА

По дисциплине:

 «Расчет и конструирование станков»

 

Вариант № 45

 

 

 

 

 

 

Выполнил:        студент

Проверил:        Ю.И.Черкасов

Группа:         группа 590202

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Екатеринбург

2014

  1. Исходные данные.

Вертикально-фрезерный станок.

 

Стол 320×1600мм.

Р_дв –  мощность электродвигателя.

Р_дв = 7,5 кВт.

 

z_n – число ступеней частот вращения шпинделя.

z_n = 12.

 

j – знаменатель стандартного ряда частот вращения.

j = 1,41.

 

n_min – минимальная частота вращения шпинделя.

n_min = 45 об/мин.

 

2. Выбор типа структуры сложной коробки.

 

Сложные коробки  скоростей строятся на основе элементарных.

Т.к. z_n ≤z_{n max}, значит можно использовать множительную структуру (из ограничения величины передаточного отношения зубчатых передач и диапазона регулирования элементарной коробки скоростей ).

Представим общее число ступеней регулирования сложной коробки произведением

 

 

  – числа ступеней регулирования элементарных коробок.

Под структурной  компоновкой подразумевается последовательность расположения элементарных коробок  в структуре сложной.

Сложная коробка  скоростей множительной структуры  при значении Z_n=12 представлена:

 

Z_n=12=3x2x2

 

Уменьшение  числа элементарных коробок сокращает  число валов, что позволяет минимизировать торцовые габариты, металлоемкость и  себестоимость коробки и увеличить  КПД привода. С целью уменьшения величины прогиба шпинделя на нем  не рекомендуется размещать более  двух зубчатых колес.

 

 

 

3. Выбор варианта структурно-кинематической  компоновки.

 

Количество вариантов структурной  компоновки можно рассчитать по формуле:

 

 

где m – количество элементарных коробок скоростей;

Р – количество элементарных коробок с одинаковым числом ступеней регулирования.

 

Варианты структурной компоновки:

 

  (1)

  (2)

  (3)

 

Выбираем (1) вариант структурной компоновки сложной коробки, так как на выходной вал коробки скоростей – шпиндель ставится не более двух колес, для  того чтобы не было большого прогиба  шпинделя. Также по возможности необходимо избегать повышающих передач (для уменьшения шума повышающей передачи делаются на степень точности выше по сравнению  с понижающими передачами), следовательно, коробка дороже.

Выбираем  двигатель с частотой вращения, которая  близка к максимальной частоте вращения шпинделя. Минимальная частота вращения валов в структуре сложной  коробки уменьшается по мере удаления от двигателя, а максимальные крутящие моменты, диаметры валов, модули элементарных коробок увеличиваются, следовательно, трехскоростные коробки целесообразно  разместить в начале структуры, следовательно уменьшиться общая металлоемкость колес коробки и снижается вес трехвенцового подвижного блока и механизм управления коробки получается проще.

Выбираем простое последовательное размещение элементарных коробок по отношению друг другу. Для вертикально-фрезерных станков выбираем фланцевый двигатель и между двигателем и первым валом коробки размещаем дополнительную зубчатую передачу.

 

 

 

 

 

 

 

 

4. Кинематическая схема и конструктивная компоновка.

 

 

5. Кинематическая структура.

 

Кинематическая  структура определяет последовательность переключения передач элементарных коробок. Для одного варианта структурного размещения трех элементарных коробок может быть получены следующие  кинематические варианты:

φ	1,41
zn	2	3	4
xmax	6	3	2

 

1. 3(1)х2(3)х2(6) – проходит.
2. 3(2)х2(1)х2(6) – проходит.
3. 3(2)х2(6)х2(1) – проходит.
4. 3(1)х2(6)х2(3) – проходит.
5. 3(4)х2(1)х2(2) – не проходит.
6. 3(4)х2(2)х2(1) – не проходит.

Применение  вариантов 5 и 6 ограничено величиной  передаточного отношения зубчатых передач  и диапазоном регулирования элементарной коробки скоростей , а отсюда х_max:

 

6. Структурная сетка.

 

Выбираю I вариант структурной сетки, где основная коробка расположена ближе к двигателю, вторая первая переборная коробка,  третья вторая переборная, т.к. другие варианты приводят к появлению дополнительных повышающих передач или к повышающим передачам работающим  находиться ближе к шпинделю, что обеспечивает минимальное количество повышающих передач.

7. Структурный график сложной коробки.

 

Структурный график (график частот вращения) показывает не только количество частот вращения данного вала, но и их значение, а  по наклону линии, обозначающей передачу можно найти величину передаточного  отношения.

 

• φ = 1,41

n _min = n ₁ = 45 об/мин.

 

• Выбираю частоты вращения 1 вала двигателя. Для того, чтобы избежать лишних повышающих передач принимаю:

n _{1 вала} = n_{шп max} (n₁₂)

 

• Подберу n_дв по заданной мощности (избегая повышающих передач между двигателем и первым валом).

n _дв > _(чуть) n ₁

 

Двигатель:

 

Тип: 4А112M2.

Мощность: 7,5 кВт.

Частота вращения двигателя: 2900 об/мин

Синхронная частота вращения: 3000 об/мин.

 

 

• Выбираю диапазон регулирования частот вращения промежуточных валов.

 

• Строю линию базовых передач для трех элементарных коробок:

 

Первая элементарная коробка:

 

 

Вторая элементарная коробка:

Третья элементарная коробка:

 

                          

 

	1,41
	2
	4

  Из  условия ограничения:

 

 

 

Возможны два варианта сочетания  величин К и передаточных отношений элементарных коробок:

       –   выбираю вариант, т.к. n_min больше.

            –   вариант показан пунктирной линией.

 

 

 

Базовые передачи определяют минимальные частоты вращения промежуточных валов. В первом варианте – n _{2 min} и n _{3 min} больше, чем во втором варианте.

         Минимальные частоты вращения валов определяют их крутящие моменты:

        В первом варианте базовой передачи Т_{2 max} и Т_{3 max} меньше, чем в остальных вариантах (Т↓ → d↓). В зависимости от Т определяем модуль m, что приведет к уменьшению d₂ и d₃ валов и к уменьшению модулей второй и третей элементарных коробок.

Выбираю 1 вариант.

        Достраиваю остальные передачи элементарных коробок в соответствии со структурной кинематической формулой и структурной сеткой и ставим обозначение передач в соответствии с кинематической схемой. На той же линии базовых передач (при тех же n _{2 min} и n _{3 min}).

 

8. Расчет максимальных крутящих моментов

на валах коробки.

 

        8.1. Расчёт КПД участка цепи до i – го вала:

       8.2. Расчёт мощности на i – ом валу:

 

      8.3. Расчёт максимальных крутящих моментов:

n _{i расч} = n _{i min}  – для всех валов, кроме последнего.

При определении Т_max последнего вала учитывается, что в нижней трети диапазона регулирования шпинделя полная мощность привода не используется в силу специфики работ, выполняемых на низких скоростях. Поэтому за расчетную частоту вращения последнего вала коробки принимаем частоту, превышающую минимальную на треть диапазона регулирования.

При z_n =12, n _р = n ₄ работает на полной мощности.

n_o = 2900 об/мин.

n₁ = 2000 об/мин.

n₂ = 710 об/мин.

n₃ = 180 об/мин, по структурному графику n₃ = 500 об/мин.

n₄ = 125 об/мин.

( для расчета диаметра);

(для расчета модуля);

 

          9. Предварительный расчёт диаметров валов коробки.

 

,

где - диаметр рассчитываемого вала, мм

= 15Мпа – допускаемое напряжение  кручения, при расчёте диаметра  вала в месте установки зубчатого  колеса;

= 20Мпа – допускаемое напряжение кручения, при расчёте диаметра вала за корпусом.

 

9.1. Диаметр нулевого вала:

    принимаем 6х21х25х5.

9.2. Диаметр первого вала:

         принимаем 6х21х25х5.

9.3. Диаметр второго вала:

                     принимаем 6х26х32х6.

9.4. Диаметр третьего вала:

              принимаем 6х46х54х9.

9.5. Диаметр четвёртого вала:

              принимаем 6х52х60х10.

 

 

10. Расчёт первой элементарной коробки.

 

          10.1. Выбор материала термообработки зубчатых колёс:

Сталь 40ХН ГОСТ 1050-74, улучшение и закалка ТВЧ, МПа, МПа, , МПа, МПа.

Где - предел прочности при растяжении, - предел текучести, - предел контактной выносливости поверхностей зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений.

Примечание: значения и приведены для средней твёрдости указанных материалов.

 

         10.2. Проектный расчёт зубчатых передач:

  , 

где

- число зубьев рассчитываемой  шестерни;

- коэффициент ширины зубчатого  венца, , для предварительного расчета принимаем ;

- коэффициент, учитывающий форму  зуба рассчитываемой шестерни;

- расчетный крутящий момент  по напряжениям изгиба на валу рассматриваемой шестерни, ;

- допускаемое напряжение изгиба;

,

где - максимальный крутящий момент на валу, рассчитываемой шестерни;

- коэффициент, учитывающий динамические  нагрузки;

- коэффициент, учитывающий распределение  нагрузки по ширине венца;

,МПа, - допускаемое напряжение, где:

- базовой изгибной выносливости, МПа;

- коэффициенты безопасности;

- коэффициенты долговечности;

- коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки.

округляем до стандартного

        10.3. Проверка по условию обеспечения равнопрочности втулки насадного колеса шлицевому соединению его с валом.

;

8>4, необходимое условие выполнено.