1248

Проектування токарно-револьверного верстата

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Вибір компонування і визначення основних технічних характеристик верстата і приводів. Вибір базової моделі й обґрунтування принципової конструкції верстата. Проектний розрахунок приводу у автоматизованій системі PRIVOD. Розрахунок кількості зубів шестерень привода та оцінювання точності кінематичного розрахунку. Проектний розрахунок міцності деталей та механізмів привода головного руху.

Украинкский

2013-01-06

761.5 KB

51 чел.

ВСТУП

Розвиток верстатобудування, кількісний і якісний склад верстатного парку в значній мірі визначають промисловий потенціал будь-якої держави, рівень розвитку його машинобудівної промисловості.

Металорізальне устаткування займає основну частку всього технологічного устаткування, яке використовується в машино- і приладобудуванні при виготовленні деталей і механізмів будь-яких машин і механічних пристроїв.

На металорізальних верстатах виконується обробка різноманітних за формою поверхонь деталей з високими вимогами до їх точності і якості. Оброблювані деталі можуть бути вироблені з різноманітних матеріалів: сталей, чавунів, кольорових металів і сплавів, пластмас, деревини та інших. Високу продуктивність процесу обробки сучасні верстати забезпечують за рахунок високої швидкохідності, потужності і широкої автоматизації циклу обробки. Конструкції верстатів постійно удосконалюються з урахуванням зростаючих вимог до їх точності, продуктивності та інших характеристик.

Широко застосовуваним класом металорізального устаткування є верстати токарної групи, зокрема токарно – револьверні верстати. Вони призначені для різних операцій, пов’язаних з обробкою матеріалів різанням: обробки зовнішніх та внутрішніх циліндричних та конічних поверхонь, торців прилеглих до цих поверхонь, фасонних поверхонь, гвинтових поверхонь Деталі на цих верстатах оброблюються у автоматичному та напівавтоматичному режимах.

У курсовому проекті спроектовано токарно-револьверний верстат з найбільшим діаметром прутка 32мм і потужністю головного двигуна 5.5кВт. Як базовий варіант (верстат-аналог) при проектуванні прийнято верстат моделі 1340 [2], котрий за технічними характеристиками є найближчим до того що проектується. У проекті виконано кінематичні і силові проектні і перевірочні розрахунки міцності деталей, розроблені системи керування, мащення верстата, заходи щодо техніки безпеки при роботі на верстаті.

Графічна робота виконана на ЕОМ в автоматизованій системі КОМПАС 3D-V9. Усі розрахунки проводились в таких програмних пакетах, як PRIVOD, КОМПАС 3D-V9 та MathCAD.


1 ВИБІР КОМПОНУВАННЯ І ВИЗНАЧЕННЯ ОСНОВНИХ

ТЕХНІЧНИХ ХАРАКТЕРИСТИК ВЕРСТАТА І ПРИВОДІВ

1.1 Аналіз завдання й огляд конструкцій верстатів

Згідно із завданням на курсовий проект необхідно спроектувати кінематичну структуру токарно – револьверного верстата з наступними вихідними даними:

1) діаметр прутка, d=32мм;

2) клас точності верстата – нормальний;

3) межі частот обертання шпинделя ni=63 - 1600 хв-1;

4) потужність приводного двигуна Nэд=5.5 кВт;

5) перемикання швидкостей приводу головного руху електромагнітними муфтами;

6) режим навантаження верстата – СН;

7) система змащування – централізована;

8) надійність зубчатих передач – нормальна;

9) вкл./викл. реверса виконується за допомогою електродвигуна;

Розглянемо декілька найбільш розповсюджених токарно – револьверних верстатів аналогічного типорозміру. Їх основні технічні характеристики наведені у таблиці 1.1. В ній позначено: Lmax – відстань між центрами;  Zn – кількість ступенів швидкості обертання шпинделю;  Zs – кількість ступенів подач супорту;  Nед – потужність головного двигуна.

Таблиця 1.1. – Параметри токарно-гвинторізних верстатів

Модель

Dmax,мм

dmax,

мм

Zn

n1 - nz,

об/хв

Nед,

кВт

s1 - sz,

мм/об

1Б318

130

18

4

214-3860

1,7

ручна

1П326

170

25

6

150-3150

4,5

0,05-0,2

1340

400

40

8

60-2000

7,0

0,05-0,8

1.2. Вибір базової моделі й обґрунтування принципової конструкції верстата

За компонуванням приводу головного руху токарні верстати виконують із сполученою і розділеною компоновками. У сполученій компоновці коробка швидкостей і шпиндельний вузол знаходяться у єдиному корпусі, а у розділеній у двох окремих. При цьому передача руху від коробки швидкостей до шпиндельного вузла виконується пасовою передачею. Це зменшує вібрації шпинделю і застосовується при найбільших швидкостях його обертання більше 2000об/хв і у верстатах підвищеної точності. У верстаті що проектується обираємо привод головного руху із сполученим компонуванням.

По технічним характеристикам найбільш близьким до проектованого верстата є токарно – револьверний верстат моделі 1340. Приймаємо цей верстат як базову модель і використовуємо тип компонування його коробок швидкостей і подач. Загальний вигляд і кінематична схема якого наведені на рисунках 1.1. і 1.2.

Рисунок 1.1 – Загальний вигляд верстата.

Верстат моделі 1340 є універсальним токарно – револьверним верстатом з вертикальною віссю револьверної головки.

Високі числа оборотів шпинделя (до 2000 хв-1) і потужність двигуна 7кВт забезпечують раціональне використовування твердосплавного інструмента при обробці як чорних так і кольорових металів.

Автоматична зміна чисел обертів шпинделя та величин подач поперечного і повздовжнього супортів здійснюється за допомогою командоапарата.

На верстаті виробляються обточування, підрізання торців, відрізка, свердління, розточування, зенкерування і розгортання отворів, нарізування різьби та ін.

Технічна характеристика верстата моделі 1340

Тип револьверної голівки  з вертикальною

віссю і шістьма гніздами

Найбільший діаметр оброблюваного прутка в мм:

круглого  40

квадратного  27

шестигранного  35

Найбільший діаметр заготівлі, що затискається в патроні, у мм:

над верхньою частиною супорта  200

над станиною  400

Висота центрів у мм  200

Відстань від торця шпинделя до револьверної голівки в мм:

найменша  200

найбільша.  630

Число швидкостей шпинделя  8

Межі чисел обертів шпинделя в хв-1   60...2000

Число подач повздовжнього супорта  6

Межі подач подовжнього супорта в мм/об   0,05...0,8

Число подач поперечного супорта  5

Межі подач поперечного супорта в мм/об:

повздовжні подачі  0,05...0,8

поперечні подачі  0,025...0,4

Найбільше повздовжнє переміщення подовжнього супорта

у мм  215

Найбільше переміщення поперечного супорта в мм:

повздовжнє  400

поперечне  266

Потужність електродвигуна головного привода

в кВт  7 або 4,5

Габарит верстата в мм:

довжина  3250

ширина  1160

висота  1600

Вага верстата в кг   2400

На лівому кінці підстави 1 нерухомо закріплена передня бабка 2 (Рисунок 1.1), у якій змонтовані шпиндель верстата і коробки швидкостей та подач.

На правому кінці станини розміщений повздовжній супорт 5 з револьверною голівкою 4. Поперечного переміщення револьверна голівка не має. Тут же розташований командоапарат 6 і барабан упорів для вимикання повздовжньої подачі револьверної голівки. Між передньою бабкою і повздовжнім супортом розташований поперечний супорт із конусною лінійкою. Супорт має передній чотирьохпозиційний і задній різцетримачі і переміщується як у повздовжньому, так і в поперечному напрямку. Усі переміщення супортів верстата можуть здійснюватися механічно і вручну. Швидкі механічні переміщення повздовжнього і поперечного супортів не передбачені.

Верстат має автоматичний гідравлічний пристрій для подачі і затиску прутка, що діє від окремого електродвигуна (N = 1 кВт; п = 930 об/хв).

Привод головного руху цього верстата має структурну формулу Z=1x2x2х2. Це забезпечує 8 швидкостей.

Модуль зубчастих передач у коробці швидкостей дорівнює від 2,25 мм до 3,5 мм, а у приводі подач від 1,5 мм до 2,5 мм.

У проектованому верстаті привод головного руху і привод подач зв'язані між собою, тому що значення подач вимірюються в міліметрах на 1 оборот шпинделя.


Рисунок 1.2 – Кінематична схема верстата моделі 1340.

1.3 Визначення технічних характеристик верстата не визначених у завданні

Відсутні технічні характеристики вибираємо за ГОСТ8097-88 «Верстати токарно-гвинторізні і токарні. Основні розміри. Норми точності і жорсткості» і верстату-аналогу. Такими характеристиками для верстата з Dmax=400 мм за ГОСТ8097-88 є: найбільший діаметр обробки над супортом верстата D1,=200 мм;

  •  передній кінець шпинделю - фланцевий;
  •  конус Морзе у шпинделі №5;
  •  діаметр циліндричного отвору у шпинделі do=63 мм;
  •  найбільша висота різця, що встановлюється у різцетримачі h=20 мм;
  •  число ступенів швидкості головного руху Zn і руху подачі Zs і ряди значень скоростей nj і подач sj.

По заданих межах частот обертання шпинделя n1=63, nz=1600 хв-1 і знаменнику ряду =1,58 визначаємо число ступенів швидкості обертання шпинделя і вибираємо стандартні значення частот обертання. Число ступенів швидкості визначається по формулі:

Z = 1 + lg(nz/n1) / lg()     (1.1)

Підставляючи значення параметрів, отримуємо

Z = 1 + lg(1600 / 63) / lg(1,58) = 1+7,07 = 8,07

По таблиці стандартних чисел [31] зі знаменником ряду =1.41 вибираємо 8 значеннь швидкостей: n1=63; n2=100; n3=160; n4=250; n5=400; n6=630; n7=1000; n8=1600.

1.4 Розрахунок режимів різання

Силовий розрахунок верстата варто починати з розрахунку зусиль різання. При механічній обробці матеріалів різанням виникає зусилля різання в місці контакту інструмент—деталь, що у випадку обробки прохідними різцями можна розкласти по трьох взаємо-перпендикулярних напрямках, як це показано на рис. 1.3. Основна за значенням складова сили різання РZ створює зусилля в елементах швидкісного ланцюга. На подолання цієї складової затрачається потужність різання. Дві інші складові РX і РY тією чи іншою мірою впливають на потужність подачі. Сила РX безпосередньо сприймається механізмом подач, а РY викликає зусилля тертя, що довантажує механізм подачі.

Зробимо розрахунок режимів різання за наступними даними:

Оброблюваний матеріал – Сталь 45Х.

Тимчасовий опір розриву – σу=1030 МПа.

Твердість – НВ=207.

Глибина різання t=1,5 мм.

Діаметр обробки D=115 мм.

I. Вибираємо різець і встановлюємо його геометричні елементи. Приймаємо токарний збірний прохідний різець з механічним кріпленням клин – прихватом тригранної пластини з твердого сплаву. Матеріал пластини – твердий сплав Т5К10. Матеріал корпуса різця – сталь 45. Вибираємо розмір поперечного переріза корпуса різця  Н × В = 20 х 25. Довжина різця–150 мм.

Геометричні елементи різця: φ = 630; γ = - 60; α = 60; r = 0.8.

II. Призначаємо режими різання.

Призначаємо подачу. При чорновій обробці вибирають подачу максимально можливу, Sо = 0,75 мм/об.

Призначаємо період стійкості різця. При одноінструментній обробці Т = 30 – 60 хв. Приймаємо Т = 60 хв.

Визначаємо швидкість головного рухові різання V м/хв, що допускається властивостями різця :

.     (1.2)

З табл. 17 [30] виписуємо коефіцієнт і показники ступенів формули: для зовнішнього повздовжнього точіння конструкційної сталі при Sо більш. 0.7 різцем із пластиною з твердого сплаву з наступним урахуванням поправочних коефіцієнтів: CV =340; x=0.15; y=0.45; m=0.2.

Враховуємо поправочні коефіцієнти на швидкість:

    (1.3)

де n=1; KГ=0.95; KП=0.8; KИ=0.65; KТи=1; KТс=1; Kφv=0.9; Krv=0.93.

Частота обертання шпинделя, що відповідає знайденій швидкості головного руху різання:

     (1.4)

Коректуємо частоту обертання шпинделя по паспортним даним верстата nф 

Фактична швидкість головного руху різання:

    (1.5)

Сила різання PZ Н:

PZ=10CP tx Sy Vn Kp     (1.6)

Для заданих умов обробки CP = 300; x = 1; y = 0.75; n = - 0.15;

Враховуємо поправочні коефіцієнти:

KМР= ; n = 1; KφP=0.94; KγP=1.6.

Сила різання PY Н:

PY=10CP tx Sy Vn Kp     (1.7)

Для заданих умов обробки CP = 243; x = 0,9; y = 0.6; n = - 0.3; KφP=0.77.

Сила різання PX Н:

PX=10CP tx Sy Vn Kp     (1.8)

Для заданих умов обробки CP = 339; x = 1; y = 0.5; n = - 0.4; KφP=1.11.

Потужність затрачувана на різання N кВт:

.     (1.9)

Результати розрахунку внесемо в таблицю 2.

Таблиця 1.2 - Результати розрахунку режимів різання.

V, м/хв

n, хв-1

nф, хв-1

Vф, м/хв

PZ, Н

PY, Н

PX, Н

N, кВт

48,343

133,81

100

36,128

4374

1699

2558

2,582

1.5 Вибір приводного двигуна

Приймаємо попередньо як приводний двигун [1] асинхронний коротко-замкнений електродвигун 4АМ112М4УЗ виконання фланцеве IМ3081 потужністю 5,5 кВт. Синхронна частота обертання його ротора дорівнює 1500 хв-1, а асинхронна, по якій будуть розраховуватися частоти обертання шпинделя nед=1445 хв-1.

Виконуємо перевірку на достатність заданої потужності приводного двигуна.

Необхідна потужність приводного двигуна з урахуванням потужності холостих ходів:

    (1.10)

де К=1.25 – коефіцієнт короткочасного перевантаження двигуна, =0.75-0.85 – ККД привода (приймаємо 0.75).

Nэд = 2,582 / (1,25·0,75) = 2,754 кВт.

Таким чином номінальна потужність електродвигуна 5,5 кВт цілком достатня для проектованого верстата.

Основні розміри обраного електродвигуна, необхідні для його вбудовування в проектований верстат, наступні [17]:

- діаметр вала d=32 мм, довжина вала l=80 мм, шпонка b×h=10×8 мм;

- кріпильні отвори у фланці: кількість – 4, діаметр – 15 мм, діаметр розташування – 265 мм;

- загальні габарити: довжина L=452, максимальна виcота H=460 мм.


2 ПРОЕКТУВАННЯ ПРИВОДУ ГОЛОВНОГО РУХУ

2.1 Проектний розрахунок приводу у автоматизованій системі PRIVOD

Проектний розрахунок приводу проектованого вертикально-фрезерного верстата виконуємо за допомогою комплексу програм PRIVOD, розробленого на кафедрі "Технологія машинобудування і металорізальних верстатів".

2.1.1 Задачі, які розв'язуються в автоматизованій системі PRIVOD

Система PRIVOD дозволяє виконати повний проектний розрахунок приводів на стадіях технічної підготовки і технічного проекту із застосуванням персональних ЕОМ. У системі передбачений розрахунок приводів головного руху і подач з дискретним регулюванням швидкостей з геометричним рядом швидкостей. Можливе використання й розрахунок у приводах різних механізмів (передач). Приводи можуть мати різні структурні формули: множні, складені, з механізмами перебору й ступенями повернення. Є можливість будувати ряди швидкостей з накладеннями й розрідженнями.

У системі PRIVOD вирішуються наступні проектні і розрахункові задачі:

1) вибірка значень ряду частот обертання (подач) приводу по заданому знаменнику ряду й межам;

2) аналіз і розбирання заданої структурної формули приводу і витяг із неї всієї, необхідної для розрахунку інформації;

3) кінематичний розрахунок приводу: розрахунок характеристик, діапазонів регулювання груп передач і побудова структурної сітки;  розрахунок передатних відношень передач (побудова графіка частот обертання) і розрахунок швидкостей на усіх валах привода; чисел зубців зубчастих і діаметрів шківів ремінних передач;

4) складання рівнянь кінематичного балансу і розрахунок значень швидкостей на усіх валах приводу;

5) визначення розрахункових крутильних моментів для усіх валів і передач приводу (по заданій потужності  двигуна або тяговому зусиллю на виконавчому механізмі ланцюга подач);

6) проектний розрахунок діаметрів валів;

7) проектний розрахунок параметрів передач: вибір матеріалів, розрахунок міжосьових відстаней, модулів зубчастих передач, перерізу ременів і всіх розмірів передач, необхідних для креслення приводу;

8) розрахунок фактичного ряду швидкостей на робочому органі приводу і його похибок стосовно нормального ряду;

9) перевірка приводу на неврізання зубчастих коліс у вали й можливість їхньої посадки на вал.

2.1.2 Підготовка до автоматизованого проектування

У проектованому приводі  верстата необхідно забезпечити дискретний ряд швидкостей у діапазоні 63…1600 хв-1 із знаменником ряду =1.58. В п. 1.3 визначено число ступенів швидкості шпинделя Z=8.

При виборі структурної формули приводу необхідно враховувати обмеження на максимальне число передач в одному груповому механізмі Р4 і порядок розташування груп передач у кінематичному ланцюзі Р1Р2…(у порядку зменшення числа передач). З урахуванням цих обмежень заданий діапазон швидкостей із заданим знаменником ряду можна одержати простою множною структурною формулою. Можливі різноманітні  варіанти структури приводу, Зупинимось на простій множній структурі - Z = 2 2 2

Ряд швидкостей обертання шпинделю буде таким: 63, 100, 160, 250, 400, 630, 1000, 1600 хв-1.

Будуємо кінематичну схему приводу. Поки-що будуємо спрощену кінематичну схему (Рисунок 2.1.) без відображення конкретних механізмів, що реалізують передачу руху.

Рисунок 2.1. - Кінематична схема приводу

Для подальшого розрахунку привода на ЕОМ (у системі PRIVOD) необхідно уточнити конструкцію і компоновку приводу (типи передач і механізмів, характер їхнього з'єднання та взаємодії).

Як кінематичні механізми застосовуємо механізми на основі циліндричних зубчастих передач із прямим зубом, електромагнітні муфти.

У коробці швидкостей буде 14 циліндричних зубчастих колеса, які розміщені на п’яти валах.

Попередній кінематичний розрахунок привода

Хоча в системі PRIVOD виконується повний проектний розрахунок приводу, включаючи і кінематичний розрахунок, виконаємо попередній кінематичний розрахунок одного варіанта для орієнтування при автоматизованому проектуванні.

Будуємо структурну сітку і вибираємо найкращий варіант переключення передач. Для структурної формули  Z=2x2x2 з трьома групами передач (k=3) число варіантів переключення (структурних сіток) дорівнює

Вкін = k! = 3! = 6.

Розписуємо їх, визначаємо характеристики груп передач:

20[1] 21[2] 22[4]

20[1] 22[4] 21[2]

21[2] 20[1] 22[4]

21[2] 22[4] 20[1]

22[4] 21[2] 20[1]

22[4] 20[1] 21[2]

Максимально припустиме значення xmax для останньої переборної групи при φ = 1,58 xmax = 4.

Зі зменшенням частоти обертання вала при постійній потужності крутячий момент

збільшується, відповідно збільшуються і розміри деталей передач привода.

Для того, щоб найбільший діапазон регулювання групової передачі, що обмежує можливість конструктивного здійснення привода, виявився найменшим, необхідно за останню переборну групу обрати групу з найменшим числом передач. В нашому випадку всі варіанти можливі для використання в подальшому розрахунку. Тому приймаємо найбільш оптимальну структуру якою є друга структурна сітка, зображена рисунку 2.2. Тому що проектований привод має забезпечувати роботу привода у двох діапазонах, які перемикаються подвійним блоком зубчатих коліс, і має забезпечувати широкий діапазон частот обертання шпинделя верстата.

Рисунок 2.2 – структурні сітки варіантів переключення передач.

Структурна сітка не дає фактичних значень частот обертання і передаточних відношень передач у групах. Для визначення цих величин побудуємо другий графік – графік частот обертання. Для його побудови мають бути визначені:

  •  знаменник ряду частот обертання, φ = 1,58;
  •  фактичні частоти обертання від nmin до nmax , хв.-1:

n1=63; n2=100; n3=160; n4=250; n5=400; n6=630; n7=1000; n8=1600;

  •  частота обертання обраного приводного двигуна, nЕ=1445 хв-1;

повна кінематична схема привода Рисунок 2.1.

По обраному варіанту структурної сітки будуємо графік частот обертання приводу (Рисунок 2.3).

2.1.3. Розрахунок передаточних відношень передач.

Рисунок 2.3. – Графік частот обертання валів приводу, хв.-1.

Розрахунок передаточних відношень передач виконаємо графоаналітичним способом використовуючи графік частот обертання привода головного руху зображений на рис.2.3.

2.1.4. Розрахунок кількості зубів шестерень привода та оцінювання точності кінематичного розрахунку.

Розрахунок кількості зубів шестерень привода виконано з використанням ЕОМ. Вихідними даними, які вводяться до ЕОМ у діалоговому режимі є:

  •  тип верстата;
  •  мінімальна і максимальна частоти обертання шпинделя;
  •  знаменник геометричного ряду частот обертання шпинделя;
  •  структурна формула привода з урахуванням постійних передач;
  •  кодована таблиця що визначає кінематичну схему привода;
  •  частота обертання головного двигуна.

Результати розрахунку наведені у додатку А.

Розрахунок системою PRIVOD було проведено для першого варіанта структурної сітки, тому проведемо перерахунок геометричних параметрів другої і третьої групових передач для прийнятого графіка частот обертання. Перерахунок зведемо до таблиці 2.1.

Таблиця 2.1 – Розрахунок геометричних параметрів.

Кількість зубців                                         Z1

19

57

28

49

Z2     

74

36

70

49

Передаточне число                                 u

3,89

0,63

2,50

1,00

Модуль                                                   m

2,50

2,50

3,00

3,00

Відцентрові відстані, мм:     ділильна,      а

116,25

116,25

147

147

конструкції, aw

116,25

116,25

147

147

Коефіцієнт зміщення:    сприймального

0

0

0

0

 

                                     зрівняльного

0

0

0

0

Зміщення:                                  сума

0

0

0

0

ведучого  x1

0

0

0

0

веденого  x2

0

0

0

0

Діаметри, мм:

ведучого:   ділильний  D1

47,5

142,5

84

147

начальний  Dw1

47,5

142,50

84

147

вершин   Da1

52,5

147,50

90

153

впадин   DF1

41,25

136,25

76,5

139,5

веденого:  ділильний   D2

185

90

210

147

начальний   Dw2

185,00

90,00

210,00

147,00

вершин   Da2

190

95,00

216

153

впадин   DF2

178,75

83,75

202,5

139,5

2.2. Проектний розрахунок міцності деталей та механізмів

привода головного руху.

Проектний розрахунок міцності деталей та механізмів привода головного руху (ПГР) виконано з використанням ЕОМ. Вихідними даними що вводяться до ЕОМ є:

  •  кінематичний розрахунок ПГР;
  •  потужність головного двигуна, NЕД = 5,5 кВт;
  •  термін експлуатації, 8 років;
  •  коефіцієнт технічного використання, КТВ=0,87;
  •  кількість змін роботи, 1 зміна.

Результати проектного розрахунку міцності деталей та механізмів привода головного руху наведені у Додатку А.

2.3. Перевірочні розрахунки основних деталей і механізмів.

2.3.1. Перевірочний розрахунок шестерень ПГР на згибну та контактну витривалість.

Перевірочний розрахунок шестерень ПГР на згибну та контактну витривалість виконується з використанням ЕОМ.

Вихідними даними що вводяться до ЕОМ є: проектний розрахунок міцності деталей і сборочні креслення загального вигляду привода головного руху.

Результати розрахунку наведені у Додатку Б.

2.3.2. Перевірочний розрахунок валів привода

За завданням потрібно визначити коефіцієнти запасу міцності n для небезпечних перерізів третього вала коробки швидкостей.

Матеріал вала – сталь 40ХН ГОСТ 4547-71,

термообробка – закалювання ТВЧ – з такими характеристиками: часовий опір розриву σв=1000МПа; межа витривалості при симетричному циклі напруг згину σ-1=450МПа; межа витривалості при симетричному циклі напруг крутіння τ-1=250МПа.

Для розрахунку вала на складний опір необхідно скласти його розрахункову схему рисунок 2.4: розмістити точки, в яких розташовані умовні опори, визначити величину та напрямок діючих на вал сил, а також точки їх прикладання.

Визначаємо зусилля в зачепленях:

Окружна сила

.

Радіальна сила

.

TIII=79,20Hм  dw8=108мм  dw9=47,5мм

Ft8=1467H;  Fr8=533,86H;

Ft9=3335H;  Fr9=1214H;

Будуємо епюри згинаючих моментів у площинах XZ та YZ визначаємо реакції опор RA та RБ.

Fx8=Ft8;  Fx9=Ft9;  Fy8=Fr8;  Fy9=Fr9

;  RAX=988,784H;

;  RБX=2867H;

;  RAY=363,558H;

;  RБY=1044H.

Після побудування епюр згинаючих моментів рисунок 2.5. у двох взаємно перпендикулярних площинах XZ та YZ, будуємо сумарну епюру згинаючих моментів:

Ґрунтовно третьої гіпотези міцності:

.

Коефіцієнт α враховує різницю в характеристиках циклів напруг згину та крутіння, в реверсивній передачі α=1.

Сумарні згині моменти в припущених небезпечних перерізах I-I та II-II відповідно дорівнюють МЗІ=9,198·104Hмм та МЗІІ=1,257·105Hмм. Крутячий момент, що передається валом  T=79,2Нм. Вал працює в реверсивному режимі. Припустимий запас витривалості [n]=2,5.

Концентрація напруг в цих перерізах обумовлена шліцами. Розрахунок проведемо для найбільш навантаженого перерізу II-II.

Знаходимо ефективні коефіцієнти концентрації напруг при згинанні та крутінні від шліців. Для вала зі сталі, що має σв.=500МПа, для шліцьових ділянок вала kσ=1,45 та kτ=2,25 [17].

Рисунок 2.5 – Епюри згинаючих моментів.

Визначаємо запас міцності для нормальних напруг:

,

де σа – амплітуда номінальних напруг згинання

=51,545МПа

W0 – момент опору, W0=2439мм2

=6.021

nσ=4,962

Знаходимо коефіцієнт міцності для дотичних напруг:

.

Для реверсивної передачі приймаємо, що напруга крутіння знакозмінна

τa=τ  τm=0

де Wp – момент опору, що визначається за таблицею

22.531МПа

=4.932

Визначимо загальний запас міцності

=3.815≥[2.5].

2.3.3. Перевірочний розрахунок шпонкових з’єднань.

Найбільш небезпечною деформацією для шпонок та пазів є зминання від крутячого моменту Т.

,

де lр. – робоча довжина шпонки, що дорівнює прямолінійній робочій частині бокової грані

Припустимі напруги на зі м’яття приймають в залежності від межі текучості σт матеріалу шпонки

,

де σт.=350МПа для шпонок з чистотягнутої сталі 45,

    [S]=2,9 при реверсивному навантаженні з частими пусканнями та зупиненнями.

120МПа.

Перевірочний розрахунок шпонок зведемо в таблицю 2.2.

Таблиця 2.2 - Перевірочний розрахунок шпонок.

№ вала

d, мм

b, мм

h, мм

l, мм

l р, мм

t 1, мм

T, Нмм

σЗМ, МПа

ЗМ], МПа

Eл.дв.

32

10

8

50

40

5

36350

18,932

[120]

V

90

25

14

73,5

48,5

9

302800

27,748

V

90

25

14

66,5

41,5

9

302800

32,428

2.3.4. Перевірочний розрахунок шліцьових прямобічних з’єднань.

Розрахунок шліцьових з’єднань виконується звичайно як перевірочний за напругами зминання

,

де dс. – середній діаметр шліцьового з’єднання, мм

),

z –число шліців,

h – висота поверхні контакту, мм

,

ψ=0,75 – коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження між шліцами,

зм.] – припустима напруга на зі м’яття робочих поверхонь, МПа

для з’єднань: рухомого без навантаження [σзм.]=30МПа

      рухомого з навантаженням [σзм.]=50МПа

      нерухомого                           [σзм.]=100МПа.

Перевірочний розрахунок шліців зведемо до таблиці 3.

Таблиця 2.3 - Перевірочний розрахунок шліців.

№ вала

z

d, мм

D, мм

c, мм

l, мм

dc, мм

h, мм

T, Нмм

σЗМ., МПа

ЗМ.], МПа

II

6

23

28

0,3

40

25,5

1,9

50990

11,694

[100]

IV

6

26

32

0,3

38

29

2,4

79200

13,309

[100]

V

6

36

42

0,3

73

39

2,4

77610

5,048

[30]

2.3.5. Перевірочний розрахунок підшипників на довговічність.

Розрахункова довговічність визначається як термін служби в кількості обертів, під час якого не менше за 90% підшипників поданої групи можуть працювати при завданому навантаженні без з’явлення викришування або розшарування на поверхнях кочення. Номінальну довговічність для шарикопідшипників розраховують за формулою:

,

де L – номінальна довговічність, млн. об.,

    C - динамічна вантажопідйомність, Н,

    P – еквівалентне динамічне навантаження, Н,

    a23 – коефіцієнт, що враховує вплив якості матеріалу деталей підшипника та умов експлуатації на довговічність підшипника,

 a23=0,8,

    i – кількість підшипників в опорі, 0,7 – коефіцієнт при i ≠1.

Еквівалентне динамічне навантаження:

,

де Fr – постійне за величиною та напрямом радіальне навантаження, Н,

    x  - коефіцієнт радіального навантаження, x=1,

    v - коефіцієнт обертання, v=1 при обертанні внутрішнього кільця підшипника відносно напряму навантаження,

    kб. – коефіцієнт безпеки, kб.=1,2,

    kt   - температурний коефіцієнт, kt=1,05.

Проведемо розрахунок довговічності підшипників, встановлених на III валу коробки швидкостей. В опорах валу встановлено підшипники:

в опорі А - №205 (1 шт.) з вантажопідйомністю С=14000Н

в опорі Б - №205 (1 шт.) з вантажопідйомністю С=14000Н

Виконаємо розрахунки:

Рекомендоване значення розрахованої довговічності Lh для технологічного обладнання більше за 12000год.

,

де n - частота обертання, n=636.97хв.-1.

За розрахунками для опори Б умова не виконується, тому застосуємо у якості опори Б підшипник №405 (1 шт.) з вантажопідйомністю С=36400Н.

Проведемо перерахунок:

2.4. Проектування систем реверсування та гальмування привода.

В проектованому приводі головного руху реверсування здійснюється електродвигуном, що вмикається відповідною кнопкою на кнопочній станції. Зміна напряму обертання здійснюється електросхемою вмикання живлення електродвигуна.

Гальмування привода також здійснюється електродвигуном. Гальмування здійснюється за допомогою одночасного включення електромагнітних муфт встановлених на другому валу коробки швидкостей.

2.5. Проектування системи керування приводом.

Механізм перемикання діапазонів швидкостей складається рукоятки, розташованій на передній поверхні передньої бабки верстата. Перемикання зубчатого блоку здійснюється вилкою, що переміщується по скалці. Переміщення вилки походить від зубчатої рейки з рейковим зубчатим сектором, що встановлений на осі рукоятки перемикання.

Фіксування положення вилки забезпечується шариковим фіксатором, встановленим в корпусі рукоятки.

Конструктивно механізм переключення виконано у вигляді вузла, зібраного на кришці передньої бабки.

Рукоятка – переміщує подвійний блок зубчатих коліс на IV валу, величина переміщення – 56мм.

Проведемо розрахунок кута α повороту рукоятки перемикання користуючись формулою:

,

де S – переміщення зубчатого блока, мм,

    r – ділильний радіус рейкового зубчатого сектора, мм (за конструкцією).

.


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

29900. Государственные ценные бумаги как форма существования внутреннего и внешнего долга 21.03 KB
  Реальная курсовая цена облигаций займов и их привлекательность для заимодателей могут быть выяснены только при свободном обращении государственных ценных бумаг на фондовом рынке. Целями выпуска государственных ценных бумаг являются: ■ финансирование текущего бюджетного дефицита; ■ погашение ранее выпушенных размещенных займов; ■ обеспечение кассового исполнения государственного бюджета; ■ обеспечение равномерного поступления налоговых платежей в течение всего финансового года; ■ финансирование целевых...
29901. Краткосрочная финансовая политика РФ, её значение и задачи в современных условиях 16.29 KB
  Финансовая политика организации составная часть ее экономической политики. Успешность работы предприятия в краткосрочном периоде в решающей степени зависит от качества разработанной им краткосрочной финансовой политики под которой понимается система мер направленных на обеспечение бесперебойного финансирования его текущей деятельности. В рамках государственной деятельности целями краткосрочной финансовой политики являются: создание регулирование и контроль денежных потоков; установление сбалансированности текущих активных и пассивных...
29902. Операционный рычаг (производственный леверидж) как инструмент планирования прибыли 14.56 KB
  Эффект операционного производственного рычага заключается в том что любое изменение выручки от реализации всегда порождает более сильное изменение прибыли. Для расчета эффекта или силы воздействия рычага используется целый ряд показателей. Иными словами эффект производственного рычага показывает степень чувствительности прибыли от реализации к изменению выручки от реализации. Уровень или силу воздействия операционного рычага Degreeopertingleverge DOL рассчитываем по формуле: DOL = MP EBIT = pvQ pvQFC где MP маржинальная...
29903. Порог рентабельности, запас финансовой прочности. Практическая значимость, определяющие факторы 16.57 KB
  порог рентабельности запас финансовой прочности. Запас финансовой прочности показывает на сколько можно сократить реализацию производство продукции не неся при этом убытков. Превышение реального производства над порогом рентабельности есть запас финансовой прочности фирмы:Запас финансовой прочности = Выручка – Порог рентабельностиЗапас финансовой прочности предприятия выступает важнейшим показателем степени финансовой устойчивости. На практике возможны три ситуации которые поразному будут отражаться на величине прибыли и запасе...
29904. Кредитование физических лиц коммерческими банками: состояние и перспективы развития 20.56 KB
  Принцип возвратности банковского кредита означает что денежные средства полученные в виде ссуды служат для заемщика временным источником финансовых ресурсов и должны быть возвращены. Осуществление принципа платности банковского кредитования основывается на возмездном характере услуг оказываемых банками при предоставлении кредита. При обращении клиента в банк за получением кредита уполномоченный сотрудник банка разъясняет ему условия и порядок предоставления кредита выясняет у клиента цель на которую испрашивается кредит знакомит с...
29905. Цена капитала: источники информации и методика расчёта 45.31 KB
  В ходе процесса привлечения капитала предприятие использует различные собственные и заемные источники: эмиссию акций и облигаций кредиты банков займы у предприятий и т. Величина уставного капитала объявляется при регистрации предприятия. Его отсутствие или недостаточная величина рассматриваются как факторы дополнительного риска вложения капитала в предприятие.
29906. Особенности функционирования финансовых систем в экономически развитых странах 16.54 KB
  В финансовой системе выделяют государственные финансы финансы предприятий и финансы населения.; местные финансы – средства местного бюджета муниципальные ценные бумаги принадлежащие органам местного самоуправлениями другие финансовые средства; специальные внебюджетные фонды социальные и экономические; финансы государственных корпораций. Общая структура финансовых систем зарубежных стран: 1 государственные финансы; 2 корпоративные финансы; 3 финансы домохозяйств которые формируют и используют финансовые ресурсы централизованных...
29907. Роль Федерального бюджета в решении социальных проблем общества 17.21 KB
  Роль Федерального бюджета в решении социальных проблем общества. Роль государственного бюджета прежде всего состоит в том что бюджет создает финансовую базу необходимую для финансового обеспечения деятельности государственных органов и органов местного самоуправления. С помощью бюджета реализуются общегосударственные и региональные программы социальноэкономического характера. Роль государственного бюджета в социальноэкономическом развитии общества заключается в следующем: 1.
29908. Инвестиционные качества ценных бумаг. Доходность и риск в оценке их эффективности 16.3 KB
  Ценные бумаги – 1 это специальным образом оформленные финансовые документы в которых зафиксированы права их владельца или предъявителя; 2 документы содержащие какоелибо имущественное право реализация которого возможна только при условии их предъявления акции облигации векселя и др. Ценная бумага как и любая вещь обладающая стоимостью и не изъятая из оборота характеризуется рядом существенных показателей определяющих цену указанной бумаги а точнее стоимость прав предоставляемых данным предметом своему владельцу....