Расчет технических параметров станков

БОЛЬШАЯ ЛЕНИНГРАДСКАЯ БИБЛИОТЕКА - РЕФЕРАТЫ - Расчет технических параметров станков

Расчет технических параметров станков

39

10

Министерство образования РФ

Тольяттинский государственный университет

автомеханический институт

Кафедра: «Резание, станки и инструмент»

Расчетно-пояснительная записка к курсовому проекту по дисциплине:

“Расчет и конструирование станков”

06.С.03.15.00.000 ПЗ

Студент: Цуркан А.В.

Группа: МСКв - 501

Преподаватель: Гомельский М.В.

Тольятти, 2006.

Содержание

1. Расчет-обоснование технической характеристики станка

2. Кинематический расчет передач проектируемого привода

3. Прочностные расчеты передач, валов, шпиндельного узла

4. Краткое описание станка в целом и подробное описание конструкции привода подач

1. Расчет-обоснование технической характеристики станка

Расчет выполнен по [1].

Определяем наименьший диаметр сверления:

Dmin = (0,25…0,3)Dmax;

где,

Dmax-наибольший диаметр сверления.

Dmin = (0,25…0,3)Dmax=(0,25…0,3)30=7,5мм.

Определяем минимальную подачу при сверлении Dmin:

При обработке самого мягкого (из заданных) материала по табл. 2.2.1:

=0,14-0,18мм, при сверлении стали <600 МПа.

Определяем максимальную подачу при сверлении Dmax:

При обработке самого мягкого (из заданных) материала по табл. 2.2.1:

=0,45-0,55мм, при сверлении стали <600 МПа.

Определяем минимальную подачу при сверлении Dmin:

При обработке самого твердого (из заданных) материала по табл. 2.2.1:

=0,13-0,15мм, при сверлении стали =800…1000 МПа.

Определяем максимальную подачу при сверлении Dmax:

При обработке самого твердого (из заданных) материала по табл. 2.2.1:

=0,32-0,4мм, при сверлении стали =800…1000 МПа.

Определяем минимальную подачу при развертывании Dmin по табл. 2.2.2:

Sminp =0,8мм, при материале режущей части инструмента из быстрорежущей стали.

Определяем максимальную подачу при развертывании Dmax по табл. 2.2.2:

Smaxp =1,2мм, при материале режущей части инструмента из быстрорежущей стали.

В качестве Smin принимаем подачу, меньшую из,,Sminp.

Следовательно, Smin=0,13мм.

В качестве Smax принимаем подачу, большую из ,,Smaxp.

Следовательно, Smax=1,2мм.

Определяем максимальную скорость резания при сверлении при обработке самого мягкого материала:

;

где,

СV, ZV, yV, m- коэффициенты и показатели степени;

Т - среднее значение периода стойкости сверл;

- минимальная подача при сверлении Dmin при обработке самого мягкого материала;

Dmin- наименьший диаметр сверления;

КV- поправочный коэффициент.

Определяем период стойкости сверла по табл. 2.2.4:

Т=25мин, для углеродистых сталей.

Определяем коэффициенты и показатели степени, зависящие от материала изделия и инструмента по табл. 2.2.3:

СV=7;

ZV=0,4;

yV=0,7;

m=0,2.

Определяем поправочный коэффициент:

КV = КMV КИV;

где,

КMV- коэффициент, учитывающий механические свойства обрабатываемого материала.

КИV- коэффициент, учитывающий материал инструмента.

.Определяем коэффициент, учитывающий механические свойства обрабатываемого материала:

КMV=1,25, для самого мягкого материала.

Определяем коэффициент, учитывающий материал инструмента:

КИV=1, для инструментальных сталей.

КV = КMV КИV=1.25*1=1.25.

м/мин;

Определяем скорость резания при максимальной мощности резания:

;

где,

Dmax- наибольший диаметр сверления;

- максимальная подача при сверлении Dmax при обработке самого мягкого материала.

Т=50мин, СV=9,8,ZV=0,4,yV=0,5,m=0,2, КMV=1,25, КИV=1;

КV = КMV КИV=1.25*1=1.25.

м/мин.

Определяем минимальную скорость резания при сверлении при обработке самого твердого материала:

;

где,

- максимальная подача при сверлении Dmax при обработке самого твердого материала.

Т=50мин, СV=9,8,ZV=0,4,yV=0,5,m=0,2, КMV=0,9, КИV=1;

КV = КMV КИV=0.9*1=0.9;

м/мин.

Определяем минимальную скорость при развертывании:

Vminp=Vpkp;

где,

Vp- скорости резания, для наибольшей подачи при диаметре развертки Dmax;

kp- поправочный коэффициент.

Vp=9,9м/мин, при Dmax=30мм и Smaxp =1,2мм.

Определяем поправочный коэффициент:

kp=0,78, для углеродистых сталей.

Vminp=Vpkp=9,9*0,78=7,72м/мин.

В качестве Vmin принимаем скорость, меньшую из Vminс и Vminp.

Следовательно, Vmin=7,72м/мин.

Определяем максимальную частоту вращения шпинделя:

об/мин.

Определяем минимальную частоту вращения шпинделя:

об/мин.

Определяем максимальный крутящий момент при сверлении самого твердого материала сверлом из быстрорежущей стали:

;

где,

CM, ZM, yM -коэффициенты и показатели степени в зависимости от обрабатываемого материала (по табл.2.2.11);

КМр- коэффициент, учитывающий влияние механических свойств стали на крутящий момент(по табл.2.2.12).

Определяем коэффициенты и показатели степени, зависящие от материала детали и инструмента:

CM=0,34;

ZM =2;

yM =0,8;

;

Нм.

Определяем крутящий момент при максимальной мощности при сверлении самого мягкого материала:

;

CM=0,34;

ZM =2;

yM =0,8;

;

Нм.

Определяем максимальную эффективную мощность при сверлении:

;

где,

nN- частота вращения шпинделя при сверлении с максимальной мощностью.

Определяем частоту вращения шпинделя при сверлении с максимальной мощностью:

об/мин;

Определяем установленную мощность электродвигателя:

;

где,

з- коэффициент полезного действия привода.

Определяем коэффициент полезного действия привода:

Принимаем предварительно= 0,75…0,8.

Определяем максимальное осевое усилие при сверлении самого твердого материала сверлом из быстрорежущей стали:

;

где,

Ср, Zp, yp-значения коэффициентов и показателей степени в формуле окружной силы. Ср=680, Zp=1, yp=0.7.

Определяем тяговую силу, необходимую для осуществления подачи:

;

где,

d- диаметр шлицев на шпинделе.

Определяем диаметр шлицев на шпинделе:

Принимается предварительно d=Dmax,следовательно, d=30мм.

Определяем коэффициент трения в направляющих пиноли и на шлицах шпинделя:

Принимаем .

2. Кинематический расчет передач проектируемого привода

В данной работе ведется проектирование коробки скоростей вертикально-сверлильного станка.

Диапазон регулирования частот ступенчатой части привода:

,

где:

nmax = 1683,7 об/мин-максимальная частота вращения шпинделя, (см. п.1.9);

nmin = 81,95 об/мин-минимальная частота вращения шпинделя, (см. п.1.8).

Таким образом,

.

Определение числа ступеней подач [6]

,

где Rn = 20,545 - см. п. 2.1;

ц - знаменатель геометрического ряда коробки подач, выбираем ц = 1,41 для вертикально-сверлильного станка;

.

Принимаем полученное значение равным: z = 11(исходя из ряда).

Выбираем значения подач из нормального ряда чисел в станкостроении [3], который соответствует выбранному знаменателю ряда:

63; 90; 125; 180; 250; 355; 500;710;1000;1400;2000 об/мин.

Построение структурной сетки

Формула структуры привода имеет следующий вид:

.

Структурная сетка привода

р1 = 2 р2 = 2 р3 = 2

х1 = 2 х2 = 3 х3 = 5

х3 = 5, так как для обеспечения 11 ступеней подач, необходимо одну перекрыть.

Рисунок 1

Разработка кинематической схемы

За основу разрабатываемой схемы коробки подач возьмем кинематическую схему станка-аналога 2А135 [4].

Кинематическая схема коробки скоростей

Рисунок 2

Построение графика подач

График подач строится в соответствии с разработанной кинематической схемы станка. Он отражает подачи всех валов привода. Для построения графика используем структурную сетку. Причем понижающие imin и повышающие imax передаточные отношения должны соблюдать условия [10]:

; .

Диапазон регулирования групповой передачи должен быть:

.

Исходя из этих условий, назначим минимальные передаточные отношения в коробке подач:

; ; .

Примем передаточные отношения одиночных передач:

; .

График подач

Рисунок 3

Назначение чисел зубьев шестерен

Числа зубьев в групповых передачах назначаем по таблице 3 [8].

Таблица 1 Числа зубьев шестерен групповых передач

Числа зубьев шестерен одиночных передач:

; .

Определим передаточное отношение i1:

Уравнения кинематического баланса

Поскольку все передаточные отношения получаются с погрешностью, значения подач также получаются неточными. Отклонение значений частот вращения не должно превышать величины:

Д ? ±10М(ц - 1) %.

Для знаменателя ц = 1,41 эта величина составляет Д = 4,1 %.

1) Значение подачи на графике: S = 0,18 мм/об.

Фактическое значение частоты вращения:

.

Отклонение значения подачи:

.

2) Значение подачи на графике: S = 0,25 мм/об.

Фактическое значение подачи:

.

Отклонение значения подачи:

.

3) Значение подачи на графике: S = 0,355 мм/об.

Фактическое значение подачи:

.

Отклонение значения подачи:

.

4) Значение подачи на графике: S = 0,5 мм/об.

Фактическое значение подачи:

.

Отклонение значения подачи:

.

5) Значение подачи на графике: S = 0,71 мм/об.

Фактическое значение подачи:

.

Отклонение значения подачи:

.

6) Значение подачи на графике: S = 1 мм/об.

Фактическое значение подачи:

.

Отклонение значения подачи:

.

7) Значение подачи на графике: S = 1,4 мм/об.

Фактическое значение подачи:

.

Отклонение значения подачи:

.

Отклонения значений частот вращения не выходят за пределы допустимой величины.

3. Прочностные расчеты передач, валов, шпиндельного узла

Расчет передачи колесо-рейка.

Принимаем передачу колесо-рейка, используя станок аналог 2А135.

Определяем контактные напряжения:

,

где,

M - момент на реечном колесе;

b- ширина зубчатого колеса; b=(8…12)m, принимаем b=8m=28мм;

kv- коэффициент, зависящий от скорости вращения зубчатого колеса. При V<<1м/с принимаем kv=1.

m и z- модуль и число зубьев зубчатого колеса.

где,

Q- тяговая сила, необходимая для осуществления подачи, Q=21256,5Н

(см. п. 1.21.1).

Определяем изгибные напряжения:

где,

- угол наклона зуба, для прямозубого колеса ;

y- коэффициент формы зуба, для ориентировочного расчета принимаем

y=0,1.

Исходя из полученных значений контактных и изгибных напряжений, принимаем Сталь 45, способ термической обработки закалка.

[]=1000МПа, []=250МПа.

Проверочный расчет зубчатых передач на прочность

Расчет проведем для расчетной цепи по [2] с применением специализированного САПР.

Определяем расчетные моменты на валу ведущих колес по формуле:

Где Мтяг - момент на тяговом валу, Нм, Мтяг=520,8Нм (см. п. 3.1.1);

- коэффициент полезного действия на i-м валу, об/мин.

Расчет моментов начинаем с десятого вала; передаточные отношения на валах берем с графика подач рисунка 3:

1) i10 = 1/47;

2) i9 = 1;

3) i8 = 40/40 ;

4) i7 = 26/52;

5) i6 = 25/50;

6) i = 21/30;

7) i5 = 30/34 ;

Исходные данные для расчета зубчатых передач занесем в таблицу 2:

Для определения расчетной частоты вращения ведущего колеса и наибольшей частота вращения ведущего колеса в коробке подач возьмем значения частот вращения из структурной схемы коробки скоростей, и умножая эти значения на передаточные отношения расчетной цепи коробки подач получим нужные нам значения.

Значения частот из коробки скоростей следующие:

Определяем значения частот вращения валов в коробке подач по следующим формулам:

Значения наибольшей и расчетной частот вращения 5-го вала:

Значения наибольшей и расчетной частот вращения промежуточного вала:

Значения наибольшей и расчетной частот вращения 6-го вала:

Значения наибольшей и расчетной частот вращения 7-го вала:

Значения наибольшей и расчетной частот вращения 8-го вала:

Таблица 2

Рисунок 4

Расчетная схема девятого вала

Рисунок 5

Исходные данные для восьмого вала:

1) M - крутящий момент на зубчатом колесе, приводящем вал в движение;

M = 20,65 Нм (см. п.3.2.1).

2) DHO = mz - диаметры начальных окружностей зубчатых колес в местах приложения нагрузок.

DHO2 = 2·40 = 80 мм;

DHO4 = 252 = 104 мм.

3) - тангенс суммы углов зацепления и трения, при стандартном = 20 принимаем .

4) KS - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений в опасных сечениях вала.

;

Используя таблицы [3] определяем: для шлицевого участка вала и материала с в = 750 МПа k = 1,6; для материала с в = 750 МПа и классом шероховатости 6 kn = 1,1.

.

5) KT - эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений опасных сечениях вала.

;

Используя таблицы [3] определяем: для шлицевого участка вала и материала с в = 750 МПа k = 2,45; для материала с в = 750 МПа и классом шероховатости 6 kn = 1,1.

.

6) n - частота вращения вала под нагрузкой;

n = 19,25 об/мин

7) L1, L2, L3 - длины участков вала 1, 2, 3 в соответствие с составленной расчетной схемой. Длина L указывается со знаком “минус”, если это - расстояние от опоры до зубчатого колеса, при чем колесо находится между опорами.

L1 = -34,5 мм, L2 = 97,5 мм, L3 = -49 мм.

8) DH1, DH2, DH3 - наружные диаметры вала на участках 1, 2, 3.

,

гдеd - диаметры отдельных ступеней в пределах участка, мм;

l - длины ступеней, мм.

;

;

.

9) DBH1, DBH2, DBH3 - внутренние диаметры вала на участках 1, 2, 3. Если осевого отверстия на участке нет, то задают DBH = 0.

DBH1 = DBH2 = DBH3 = 0.

10) SS, МПа - предел текучести материала вала;

S-150, МПа - предел усталости материала вала.

Эти величины назначают в зависимости от выбранного материала по справочной литературе, для Стали 45 и диаметра заготовки меньше 50 мм.

SS = 450 МПа

SS-150= 300 МПа

11) K - коэффициент податливости опор;

Для опор с высокой жесткостью можно принять К1'=К3'=K1”=K3”=0.

12) B2, B4 - углы наклона зубьев зубчатых колес. Для прямозубых колес B2 = B4 = 0.

13) Ф2, Ф4 - угол между осью OX и линией центров зубчатых пар. Ф2, Ф4 указывается со знаком минус, если угол отсчитывается по часовой стрелки.

Снимаем величины с расчетной схемы: Ф2 = 3924', Ф4 = 19812'.

Исходные данные для девятого вала:

1) M - крутящий момент на зубчатом колесе, приводящем вал в движение;

M = 19,63 Нм (см. п.3.2.1).

2) DHO = mz - диаметры начальных окружностей зубчатых колес в местах приложения нагрузок.

DHO2 = 2·40 = 80 мм.

3) - тангенс суммы углов зацепления и трения, при стандартном = 20 принимаем .

4) KS - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений в опасных сечениях вала.

;

Используя таблицы [3] определяем: для шлицевого участка вала и материала с в = 750 МПа k = 1,6; для материала с в = 750 МПа и классом шероховатости 6 kn = 1,1.

.

5) KT - эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений опасных сечениях вала.

;

Используя таблицы [3] определяем: для шлицевого участка вала и материала с в = 750 МПа k = 2,45; для материала с в = 750 МПа и классом шероховатости 6 kn = 1,1.

.

6) n - частота вращения вала под нагрузкой;

n = 19,25 об/мин

7) L1, L2 - длины участков вала 1, 2 в соответствие с составленной расчетной схемой. Длина L указывается со знаком “минус”, если это - расстояние от опоры до зубчатого колеса, при чем колесо находится между опорами.

L1 = -34 мм, L2 = -146,5 мм.

8) DH1, DH2, DH3 - наружные диаметры вала на участках 1, 2.

,

гдеd - диаметры отдельных ступеней в пределах участка, мм;

l - длины ступеней, мм.

;

.

9) DBH1, DBH2 - внутренние диаметры вала на участках 1, 2, 3. Если осевого отверстия на участке нет, то задают DBH = 0.

DBH1 = DBH2 = DBH3 = 0.

10) SS, МПа - предел текучести материала вала;

S-150, МПа - предел усталости материала вала.

Эти величины назначают в зависимости от выбранного материала по справочной литературе, для Стали 45 и диаметра заготовки меньше 50 мм.

SS = 450 МПа

SS-150= 300 МПа

11) K - коэффициент податливости опор;

Для опор с высокой жесткостью можно принять К1'=К3'=K1”=K3”=0.

12) B2, B4 - углы наклона зубьев зубчатых колес. Для прямозубых колес B2 = B4 = 0.

13) Ф2, Ф4 - угол между осью OX и линией центров зубчатых пар. Ф2, Ф4 указывается со знаком минус, если угол отсчитывается по часовой стрелки.

Снимаем величины с расчетной схемы: Ф2 = 21924'.

4. Краткое описание станка в целом и подробное описание конструкции привода подач

Вертикально-сверлильный станок предназначен для выполнения операций сверления, рассверливания, зенкерования, зенкования, развёртывания отверстий в различных деталях, а также для торцевания и нарезания резьб машинными метчиками в условиях индивидуального и серийного производства. На станке обрабатываются детали сравнительно небольших размеров и веса.

Передний конец шпинделя выполнен по ГОСТ 2848-75 - конец шпинделя сверлильных станков. В передней опоре шпинделя установлены три подшипника: два подшипника серии 110 ГОСТ 8338-75 шариковые радиально однорядные и шариковый упорный одинарный подшипник серии 8210 ГОСТ 6874-75. Передняя опора, как и задняя, выполнена фиксированной.

Задняя опора шпинделя состоит из подшипника серии 110 ГОСТ 8338-75 шарикового радиально однорядного и шарикового упорного одинарного подшипника серии 8210 ГОСТ 6874-75. Регулировка задней опоры осуществляется с помощью круглой гайки с отверстиями на торце под ключ. Через втулку гайка воздействует на кольцо шарикового упорного одинарного подшипника. Кольцо смещается по шейке, деформируясь в осевом направлении, и выбирает зазор между дорожкой и телами качения. Величина максимального натяга устанавливается упорной втулкой.

Поскольку точность подшипников в передней опоре меньше требуемой, шпиндель необходимо собирать так, чтобы векторы биения в опорах были направлены в одну и ту же сторону.

Список литературы

1. Расчет технической характеристики металлорежущих станков. Методические указания к курсовому и дипломному проектированию. Составитель Гомельский М. В. 1992.

2. Проверочный расчет на прочность зубчатых передач на ПЭВМ. Методические указания к курсовому и дипломному проектированию. Составитель Гомельский М. В. 2000.

3. Расчет двухопорных валов на ПЭВМ с учетом деформации опор. Методические указания к курсовому и дипломному проектированию. Составитель Гомельский М. В. 2000.

4. Кучер А. М., Металлорежущие станки. Изд. 2-е. “Высшая школа”, - М.: Машиностроение, Ленинград 1972.

5.Перель Л. Я., Филатов А. А. Подшипники качения: Расчет, проектирование и обслуживание опор: Справочник. -2-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1992. - 608 с.: ил.

6.Расчет и конструирование станков. Курсовое и дипломное проектирование: Учеб. Пособие / Н.С. Ачеркан, В.Э. Пуш. - Машгиз, 1952.

7.Альбом иллюстраций к лекционному курсу по дисциплине “РиКС”. / Под ред. М.В. Гомельского, 2003, стр. 16.

8.ГОСТ 2848 - 75. Станки металлорежущие. Концы шпинделей сверлильных и фрезерных станков. Основные и присоединительные размеры.

9.Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3-х т. - 5-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1980. - 557 с., ил.