Проектирование вертикально сверильлного станка

Содержание

 

 

Задание.

 

Спроектировать коробку скоростей вертикально-сверлильного станка.

Диапазон материалов: сталь 10 – сталь 80.

Инструментальный материал быстрорежущая сталь.

Максимальный диаметр отверстия 50 мм.

 

Вычисление предельных частот вращения

 

Определим максимальную и минимальную скорости резания:

  (1) - значения коэффициентов принимаем по справочнику Косилова.

, , , , , мин;

, где  , , .

 

Вычислим минимальную скорость резания:

 м/мин;

Вычислим максимальную скорость резания:

 м/мин;

 

Вычислим минимальное количество оборотов (2):

 об/мин;

Вычислим максимальное количество оборотов (3):

 об/мин;

 

Определим диапазон регулирования частоты вращения исполнительного органа (4):

;

 

Принимаем Z=12, .

 

Нормальный ряд частот вращения:

n1=250 об/мин;

 n2=315 об/мин;

 n3=400 об/мин;

 n4=500 об/мин;

 n5=630 об/мин;

 n6=800 об/мин;

 n7=1000 об/мин;

 n8=1250 об/мин;

\

n9=1600 об/мин;

 n10=2000 об/мин;

 n11=2500 об/мин;

 n12=3150 об/мин;

Структурная формула: .

 

Определим мощность резания: (5) , где

; (6)

 

(7)

 КВт (8);

Мощность электродвигателя: (9);

КПД кинематической цепи: (10),

где ηрп – КПД ремённой передачи, ηрп= 0,95;

       ηзп – КПД зубчатой пары. ηзп =0,97, (3 пары);

       ηпк – КПД подшипников качения, ηпк =0,99, (4 пары).

  КВт;

      Выбираем двигатель 4А112М2У3 с мощностью  P=7,5 КВт, n=3000 об/мин. 

1. Структурная сетка, график частот вращения, кинематическая схема коробки скоростей

 

 

Рисунок 1 – Структурная сетка

 

 

Рисунок 2 – График частот вращения

 

 

Расчет передаточных отношений

 

Передаточное отношение одиночной передачи определяется из уравнения кинематической цепи привода для минимальной частоты вращения шпинделя:

 

  (11)

где nэ – частота вращения электродвигателя;

n1 – минимальная частота вращения шпинделя;

iРmin - минимальное значение i-групповых передач.

(12);

Для наиболее распространённого случая, когда зубчатые колёса в группе прямозубые, одного модуля и нарезаны без смещения исходного контура, числа зубьев ведущего Z и ведомого Z’ колёс определяются соответственно по формулам:

(13)                         (14)

где a и b – взаимно простые числа, через которые выражается данное передаточное отношение, т.е. ; ∑Z – сумма чисел зубьев в рассматриваемой группе.

 

Двойной блок на втором валу:

 

(15)

 

(16)

 

Пусть ∑Z = 90, что соответствует стандартному значению. При ∑Z = 90 числа зубьев колес будут равны:

 

(17)

Тройной блок на третьем валу

 

(18)

 

      (19)

 

∑Z = 90, что соответствует стандартному значению. При ∑Z = 90 и числа зубьев колес будут равны:

 

(20)

 

 

Двойной блок на третьем валу

 

 

(21)

 

(22)

 

 

∑Z = 90, что соответствует стандартному значению. При ∑Z = 90 и числа зубьев колес будут равны:

 

 

(23)

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Кинематическая цепь главного движения станка

 

(24)

 

На основании кинематической цепи главного движения составляются все уравнения кинематического баланса:

 

 

Максимально допустимое отклонение:

(25)

(26)

Расчет отклонений по ступеням:

(27)

 

 

Nст, об/мин	Nрасч, об/мин	%
250	249,74	0,104
315	317,85	0,904
400	399,58	0,105
500	499,48	0,104
630	635,7	0,9
800	799,16	-0,125
1000	998,96	0,104
1250	1271,4	1,71
1600	1598,33	-0,104
2000	1997,92	-0,104
2500	2542	1,68
3150	3196,68	1,4

 

 

Таблица 1 - Расчетные и стандартные числа оборотов ступеней коробки скоростей и их процентные расхождения.

 

  Предварительный расчет коробки скоростей

Необходимо определить диаметры валов, модули и напряжения, действующие в зубчатых зацеплениях.

При динамическом расчёте привода главного движения максимальный крутящий момент определяется по расчётной частоте его вращения, которая принимается равной первой ступени второй четверти диапазона регулирования скорости. В нашем случае это четвертая ступень.

Определение крутящих моментов действующих на валах коробки скоростей.

(28),

где Pi и ni – номинальная мощность и расчетная частота вращения i-ого вала.

(29),

где Рэ – мощность электродвигателя, кВт;

ηобщ – к.п.д. коробки скоростей.

(30),

ηр.п. = 0,96 – коэффициент ременной передачи;

ηз.п. = 0,98 – коэффициент цилиндрической зубчатой передачи;

ηподш = 0,99 – коэффициент подшипников качения.

 об/мин КВт;

 об/мин КВт;

 об/мин КВт;

об/мин КВт;

 об/мин КВт;

  ;

  ;

  ;

  ;

  ;

(31),

где di – диаметр рассчитываемого вала, мм; [τкр] = 12 МПа – допускаемое напряжение кручения.

 

 мм;

 принимаем  мм;

 принимаем  мм;

 принимаем  мм;

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

  Расчет зубчатых передач

 

В качестве материала для расчета зубчатых колес принимаем Сталь 12ХН3А, 7степени точности, ГОСТ 4543-71, цементация.

Σв = 920 Мпа – предел прочности при растяжении;

σт = 700 Мпа – предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений;

HRCэ = 56-63;

σH lim b = 1362 Мпа – предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений;

σF lim b = 780 Мпа – базовый предел изгибной выносливости

Определим модуль зубчатых передач

Для всех передач одного зубчатого блока принимают один модуль, поэтому расчёту подлежит только самая малая шестерня блока.

(32),

где ТFi – расчетный крутящий момент, Н·м;

(33),

где КFv = 1,2 – коэффициент, учитывающий динамические нагрузки для седьмой степени точности

КFβ = 1,18 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца

ψ = 8 – коэффициент ширины зуба;

z – число зубьев рассчитываемой шестерни;

YF – коэффициент учитывающий форму зуба

σFp – допускаемое напряжение изгиба, Мпа;

 

(34),

 

где σF lim b = 780 Мпа – базовый предел изгибной выносливости

SF = 1,95 – коэффициент безопасности

КFc = 0,8 – коэффициент, учитывающий влияние одностороннего приложения нагрузки;

КFl = 1,0 – коэффициент долговечности, зависит от n.

 

(35)

 

Для первого зубчатого блока Z= 30, YF = 11,93;

;

, принимаем  .

 

Для второго зубчатого блока Z= 30, YF = 11,93;

;

  принимаем .

 

Третий зубчатый блок Z= 30, YF = 11,93;

;

 принимаем  .

 

Окончательно принимаем .

 

Для дальнейшего конструирования коробки скоростей необходимо сопоставить полученный ранее диаметр вала и размеры шестерни, насаженной на этот вал. Необходимо, чтобы толщина стенки была не менее 2m.

 

 

 (36)

где mi, zi,di – соответственно модуль, число зубьев и диаметр вала рассчитанной шестерни.

 

 

Проверка сошлась. мм.

 

Проверочный расчет зубчатых передач коробки скоростей предусматривает проверку зубьев ведущих шестерен на выносливость по напряжениям изгиба и по контактным напряжениям. Расчетные напряжения должны быть не больше допускаемых. Ширина венца мм для первого и второго зубчатого блока, для третьего зубчатого блока мм.

 

Рассчитываем зубчатые колеса ведущие на первую ступень второй четверти диапазона регулирования скорости n=500 об/мин.

 

Первый зубчатый блоке Z = 30:

Проверка по напряжениям изгиба:

 

(37), где

 

ТF – расчетный крутящий момент, Н·м;

YF – коэффициент учитывающий форму зуба

m – модуль вала рассчитанной шестерни, мм;

z – число зубьев вала рассчитанной шестерни;

b – ширина зубчатого венца, мм;

σFp – допускаемое напряжение изгиба, Мпа.

 

 Мпа;

(38) – допускаемые напряжения;

 Мпа;

186,52<320.

;

 

где αw – межосевое расстояние между валами, мм.

 Мпа;

- допускаемые контактные напряжения;

 

 Мпа;

531,23<1231,2 Мпа. Проверка сходится.

 

Второй зубчатый блок Z=30:

 

 Мпа;

 Мпа;

 Мпа;

 Мпа;

1150>528,91 Мпа – проверка сошлась.

Третий зубчатый блок Z=30:

 Мпа;

 Мпа;

365,66<432 Мпа – проверка сошлась

 Мпа;

1242>744,192 – проверка сошлась.

Были проведены расчеты диаметров валов исходя из допускаемых напряжений при кручении, модули передач, а также осуществлена проверка зубчатых колес по касательным напряжениям и напряжениям изгиба, которая показала, что все напряжения находятся в допускаемых пределах. Колеса изготовим из стали марки 12ХН3А.

 

  Заключение

В курсовом проекте была рассчитана коробка скоростей вертикально-сверлильного станка. Были определены технические характеристики станка. Были рассчитаны диаметры валов исходя из допускаемых напряжений при кручении, модули передач, а так же осуществлена проверка зубчатых колес по касательным напряжениям и напряжениям изгиба, которая показала, что все напряжения находятся в допускаемых пределах.

 

Список литературы:

1. Справочник технолога – машиностроителя. В 2-х т./ по ред. А.Г. Косиловой и Р.К. Мещерикова. – М.: Машиностроение. Т.1, 1985.
2. Анурьев В.И. Справочник конструктора – машиностроителя, т. 1.- М.: Машиностроение 1978.
3. Дунаев «Детали Машин» - учебное пособие для техникумов. «Высшая школа» 1984.

 

Приложения

Чертеж развертки коробки скоростей формата А1.

Чертеж свертки коробки скоростей формата А1.

Чертеж кинематической схемы привода формата А1.

Чертеж структурных сеток привода формата А1.

Спецификация 2 листа формата А4.