70175

Проект коробки скоростей горизонтальной правой бабки продольнофрезерного станка

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Исходные данные: Число скоростей z=24; Знаменатель прогрессии φ=112; Структурная формула z=; Материал заготовки сталь чугун; Максимальная ширина обработки В=320мм; Метод управления однорукояточный. При проектировании будем стремиться разработать конструкцию с максимально...

Русский

2015-01-28

699.5 KB

5 чел.

                                                     Задание

Спроектировать коробку скоростей горизонтальной правой бабки продольно-фрезерного станка.

Исходные данные:

  1.  Число скоростей z=24;
  2.  Знаменатель прогрессии φ=1,12;
  3.  Структурная формула z=;
  4.  Материал заготовки - сталь, чугун;
  5.  Максимальная ширина обработки В=320мм;
  6.  Метод управления –однорукояточный.

                                                      Введение

Продольно-фрезерные станки предназначены для обработки крупногабаритных деталей, в основном, торцовыми фрезами. Двустоечный станок имеет четыре фрезерные бабки – 2 с вертикальным и 2 с горизонтальным расположением шпинделя. Каждая фрезерная бабка имеет самостоятельный привод: электродвигатель и коробку скоростей. Правая бабка перемещается вертикально по стойке портала (установочное движение) с помощью ходового винта. Главное движение, вращение шпинделя, осуществляется через 24-х ступенчатую коробку скоростей (проектируемый узел). При проектировании будем стремиться разработать конструкцию с максимально возможной точностью передаточных отношений и минимальными габаритами узла, применением, по возможности, наиболее дешёвых материалов, обеспечении ремонтоспособности и надёжности работы, простоты конструкции и эксплуатации.

1 Определение режимов резания

Станок предназначен для торцового фрезерования плоских поверхностей с максимальной шириной фрезерования В=320мм.

При определении предельных скоростей резания предпочтительно принимать  для чистовых работ,  - для черновых работ, соответственно при минимальной подаче и глубине резания (чистовая обработка) и максимальных подаче и глубине резания (чистовая обработка).

В качестве материала при наибольшей скорости резания принимать материал с низкой твёрдостью (чугун НВ160), которой обладает ковкий чугун КЧ306 (НВ150), материал режущей части фрезы – твёрдый сплав.

При определении минимальной скорости резания – материал с высокой твёрдостью (сталь жаропрочная =532 МПа). Это сталь марки 12Х18Н9Т, материал режущей части фрезы – твёрдый сплав (стр.94 [1]).

В обоих случаях в качестве материала режущего инструмента принимаем твёрдый сплав, как наиболее прогрессивный  в настоящее время материал по сравнению с быстрорежущей сталью.

1.1 Режимы резания при черновой обработке

1.1.1 Определение диаметра фрезы

При торцовом фрезеровании плоскостей для достижения производительных режимов резания диаметр фрезы D должен быть больше ширины фрезерования В, т.е. D=(1,25…1,5)В (стр. 281 [2]).

Тогда D=(1,25…1,5)320=400…480мм, принимаем D=400мм.

              1.1.2 Обработка чугуна (черновая операция)

Инструмент: торцовая насадка фрезы со вставными ножами, оснащёнными пластинами твёрдого сплава марки ВК6 (стр.187, табл.94) ГОСТ9473-80:

наружный диаметр D=400мм;

посадочный диаметр d=60мм;

число зубьев z=20.

Принимаем минимальную глубину резания t=10мм (стр.93 [1]).

Подача (стр.285, табл.37[2]) Sz=0,14мм/об,

;

Скорость резания (стр.282 [2]):

,

где по табл. 39, стр. 288 [2]:

=108; q=0,2; x=0,06; у=0,3; u=0,2; p=0; m=0,32.

Стойкость фрезы принимается минимальной (стр.94 [1]) Т=240 мин.

Коэффициент  (стр. 282 [2])

,где Kr=0,8 (стр.262, табл.2 [2]),

;

=0,8 – табл.5, стр.263 [2] – поковка;

=1,4 – табл.6, стр.263 [2] – для Т5К10;

;

.

Число оборотов фрезы:

.

              1.2 Режимы резания при чистовой обработке

1.2.1 Определение диаметра фрезы

При торцовом фрезеровании плоскостей для достижения производительных режимов резания диаметр фрезы D должен быть больше ширины фрезерования В, т.е. D=(1,25…1,5)В (стр. 281 [2]).

Тогда D=(1,25…1,5)320=400…480мм, принимаем D=400мм.

1.2.2 Обработка чугуна (чистовая операция)

Инструмент: торцовая насадка фрезы со вставными ножами, оснащёнными пластинами твёрдого сплава марки ВК6 (стр.187, табл.94) ГОСТ9473-80:

наружный диаметр D=400мм;

посадочный диаметр d=60мм;

число зубьев z=36.

Принимаем минимальную глубину резания t=1мм (стр.93 [1]).

Подача (стр.285, табл.37[2]) S=0,3мм/об,

;

Скорость резания (стр.282 [2]):

,

где по табл. 39, стр. 288 [2]:

=994; q=0,22; x=0,17; у=0,1; u=0,22; p=0; m=0,33.

Стойкость фрезы принимается минимальной (стр.94 [1]) Т=120 мин.

Коэффициент  (стр. 282 [2])

(стр.261, табл.1 [2]), =1,25 ( табл.2, стр.262 [2]):

;

=1,0 – стр.263, табл.5[2] – обработка поверхности без корки;

=1,0 – стр.263, табл.6[2] – материал инструмента ВК6;

;

.

Число оборотов фрезы:

.

               1.3 Расчёт максимальной силы резания

Максимальная сила резания будет возникать при черновой обработке.

              (стр. 282 [2]),

где по таблице 41, стр. 291 [2]: Cp=491; x=1; y=0,75; u=1,1; g=1,3; w=0; Kmp=0,9.

1.4 Крутящий момент на шпинделе (стр.290 [2]):

Нм.

1.5 Мощность резания (стр.290 [2]):

м/мин;

кВт.

2 Определение исходных данных для проектирования.

2.1 Определение диапазона регулирования частот вращения (стр.108[1]): .

2.2 Определение числа ступеней частот вращения шпинделя (стр.108[2]):

Принимаем z = 24.

3 Кинематический расчет.

3.1 Определяем требуемые числа оборотов шпинделя из геометрического ряда для φ = 1,12 (стр.280[1]), об/мин:

n1 = 31,5;   n9 = 80;   n17 = 200;

n2 = 35,5;   n10 = 90;   n18 = 224;

n3 = 40;    n11 = 100;   n19 = 250;

n4 = 45;    n12 = 112;   n20 = 280;

n5 = 50;    n13 = 125;   n21 = 315;

n6 = 56;    n14 = 140;   n22 = 355;

n7 = 63;    n15 = 160;   n23 = 400;

n8 = 71;    n16 = 180;   n24 = 450;

По заданной структурной формуле z = 382441 строим структурную сетку (рис.1) (стр.100[3]).

Из структурной сетки получаем следующие отношения для передаточных чисел:

i1 : i2 : i3 = φ8 = 1,128 = 2,476,

i4 : i5 = φ4 = 1,124 = 1,5735,

i6 : i7 : i8 : i9 = φ = 1,12,

где значения φ в различных степенях:

φ1 = 1,12   φ7 = 2,21  φ13 = 4,363  φ19 = 8,613

φ2 = 1,2544  φ8 = 2,476  φ14 = 4,887  φ20 = 9,646

φ3 = 1,405  φ9 = 2,773  φ15 = 5,474  φ21 = 10,804

φ4 = 1,5735  φ10 = 3,106  φ16 = 6,13  φ22 = 12,1

φ5 = 1,7623  φ11 = 3,478  φ17 = 6,866  φ23 = 13,532

φ6 = 1,9738  φ12 = 3,896  φ18 = 7,69  φ24 = 15,1786

Рис.1 – Структурная сетка.

3.2 Построение графика чисел оборотов.

Выбор i должен производится так, чтобы его значения не выходили за допускаемые пределы (для исключения больших размеров зубчатых колес), стр.101[3]:

.        (2)

Принимаем следующие передаточные числа, принимая во внимание выражение (2) для φ = 1,12:

.

Тогда

i1 : i2 : i3 =

i4 : i5 =

i6 : i7 : i8 : i9 =

В соответствии с полученными передаточными отношениями строим график чисел оборотов (рис.2).

Рис.2 — График чисел оборотов

Принимаем электродвигатель с синхронной частотой вращения nс = 500 об/мин.

Асинхронная частота: nа = (1-0,06) nс = (1-0,06)·500 = 470 об/мин (стр.27[3]).

Вал II вращается с частотой nII = 450 об/мин (рис.2).

Тогда передаточное число i0:

i0 = .

3.3 Определение числа зубьев зубчатых колес.

Числа зубьев определяем по табл.3, стр.121[4]. При этом находим Σz такое, чтобы для каждой передачи zmin ≥ 18, межосевое расстояние должно быть одинаковым для всех передач одной группы, т. е. сумма зубьев сцепляющихся пар должна быть одинаковой, модули для пар одной группы тоже одинаковы. Данные в табл.1.

Таблица 1.

iр

i0=

i1=

i2=

i3=1

i4=

i5=

i6=1

i7=

i8=

i9=

iф

1

1

Σz

41

136

55

52

3.4 Определяем действительные значения частот вращения шпинделя с учетом конкретных чисел зубьев колес на каждом валу и сравниваем их со стандартными значениями (рис.2). Отклонение действительных величин от геометрического ряда не должно отличаться более, чем на ∆ = ± 10(φ – 1) %, т. е. ∆ = ± 10(1,12 – 1) % = ± 1,2 %.

Данные расчета сводим в таблицу 2.

; ;

; ;

; ;

;;

; ;

; ;

; ;

; ;

; ;

; ;

; ;

; .

Таблица 2

ступени

Частота вращения, об/мин

Отклонения

табличная (nт)

действительная (nд)

абсолютное

n = nд – nт

относительное

n/ nт, %

1

31,5

31,4

-0,1

0,32

2

35,5

35,2

-0,3

0,85

3

40

40,35

0,35

0,86

4

45

45,25

0,25

0,56

5

50

50,48

0,48

1

6

56

56,6

0,6

1,07

7

63

63,36

0,36

0,6

8

71

71,67

0,67

0,94

9

80

79,7

-0,3

0,4

10

90

89,6

-0,4

0,4

11

100

101,1

1,1

1,1

12

112

113,1

1,1

1

13

125

124,6

-0,4

0,3

14

140

140,5

0,5

0,4

15

160

161,7

1,7

1,1

16

180

178,1

1,9

1,06

17

200

202,1

2,1

1,05

18

224

223,1

-0,9

0,4

19

250

252,2

2,2

0,9

20

280

281,3

1,3

0,5

21

315

312,8

-2,2

0,7

22

355

352

-3

0,9

23

400

403,7

3,7

0,93

24

450

454,4

4,4

0,98

Во всех случаях величина отклонения не превышает предельно допустимой величины ∆max = ± 1,2 %.

Выполняем кинематическую схему коробки (рис.3).

           

               Рис.3 – Кинематическая схема коробки скоростей.

              4 Силовой расчет коробки скоростей.

4.1 Определяем КПД привода (стр.344[5]):

,

где а, b – число зубчатых передач, находящихся в зацеплении, число пар подшипников;

,  – средние значения КПД зубчатых передач и подшипников.

; ;

а = 4 – в зацеплении одновременно находятся 4 зубчатых пары;

b = 5 – количество пар подшипников (5 валов – 5 пар подшипников).

.

Требуемая мощность электродвигателя:

кВт.

Выбираем электродвигатель: закрытый обдуваемый асинхронный фланцевого исполнения IM3081 типа 4А160М6 с синхронной частотой вращения nс = 1000 об/мин, мощностью Nдв = 15 кВт. Габаритные и присоединительные размеры – табл.24.9[14], стр.379.

4.2 Определяем расчетную частоту вращения каждого вала.

В коробках скоростей универсальных станков в качестве расчетного числа оборотов берут не по nmin, а расчетную, определяемую по формуле (стр.119[4]):

, где Rn – диапазон регулирования.

об/мин.

Тогда по графику чисел оборотов (рис.2) частота вращения каждого вала составит:

nI = 570 об/мин  nIV = 125 об/мин

nII = 450 об/мин  nV = 100 об/мин

nIII = 315 об/мин

4.3 Определяем мощность на каждом валу по формуле:

,

где  – КПД передач (подшипников ,зубчатых передач ).

кВт;

кВт;

кВт;

кВт;

кВт.

4.4 Определяем крутящие моменты на каждом валу по формуле (стр.273[6]):

.

Н·м;

Н·м;

Н·м;

Н·м;

Н·м;

4.5 Определяем модуль зубчатых зацеплений.

В коробках скоростей размер шестерен определяется контактными напряжениями, т. е. усталостью поверхностных слоев. Поэтому определяем модуль mпов, а не межосевое расстояние и проверяем на изгиб по формулам (стр.150[7]):

, см;

, см,

где σпов и σизг – допускаемые напряжения по усталости поверхностных слоев и на изгиб, Н/см2.

Для легированных цементируемых сталей (стр.152[7]) σпов = (1750...2100) HRC, где HRC – твердость цементируемых сталей: HRC = 56...62 (стр.194[6]);

σпов = 2000 · 60 = 120000 Н/см2;

σизг = 800 Н/мм2 = 80000 Н/см2 (стр.194[6]);

N – номинальная передаваемая мощность рассчитываемой шестерни, кВт;

n – минимальное число оборотов шестерни, при котором передается полная мощность, об/мин;

у – коэффициент формы зуба (при z = 20...60 у = 0,243...0,268);

z – число зубьев шестерни;

i – передаточное число;

ψ = 6;

ψ0 = 1,2;

К = Кд · Кк · Кр = 1 · 1,3 · 1 = 1,3.

Для валов III – колеса z1 и z2 с , NI = 14,726 кВт, nI = 470 об/мин:

= 0,14 см = 1,4 мм,

= 0,24 см = 2,4 мм.

Для валов IIIII – колеса z5 и z6 с i = 2,49, NII = 14,506 кВт, nII = 450 об/мин:

= 0,28 см = 2,8 мм,

= 0,33 см = 3,3 мм.

Для валов IIIIV – колеса z11 и z12 с i = 1,75, NIII = 14,280 кВт, nIII = 315 об/мин:

= 0,31 см = 3,1 мм,

= 0,36 см = 3,6 мм.

Для валов IVV – колеса z13 и z14 с i = 1,23, NIV = 14,070 кВт, nIV = 120 об/мин:

= 0,35 см = 3,5 мм,

= 0,46 см = 4,6 мм.

Полученные значения округляем до стандартных:

mIVV = 4,5 мм; mIIIIV = 3,5 мм; mIIIII = 3,5 мм; mIII = 2,5 мм.

5 Расчет элементов коробки скоростей.

5.1 Расчет геометрических параметров зубчатых колес.

По формулам (стр.175[6], табл.3):

1) делительный диаметр ;

2) диаметр вершин зубьев ;

3) диаметр впадин зубьев ;

4) межосевое расстояние .

Данные заносим в табл.3

Ширина венцов колес (стр.151[7]): , откуда b = 6m, тогда для m = 2,5: b = 6·2,5 = 15 мм;

m = 3,5: b = 6·3,5 = 21 мм;

m = 4,5: b = 6·4,5 = 27 мм.

Степень точности колес определяется в зависимости от назначения (стр.373, табл.22[5]). Для силовых кинематических целей (коробок скоростей) со скоростью (линейной) V ≤ 10 м/с – 7-я степень точности.

Выполняем предварительную эскизную компоновку коробки по рекомендациям на стр.189[8].

Таблица 3

in

№ колеса

z

m, мм

d, мм

da, мм

df, мм

aw, мм

i0

1

19

2,5

47,5

52,5

41,25

51,25

2

22

55

60

48,75

i1

3

39

3,5

136,5

143,5

127,75

238

4

97

339,5

346,5

330,75

i2

5

19

66,5

73,5

57,75

6

117

409,5

416,5

400,75

i3

7

68

238

245

229,25

8

68

238

245

229,25

i4

9

26

91

98

82,25

96,25

10

29

101,5

108,5

92,75

i5

11

20

70

77

61,25

12

35

122,5

129,5

113,75

i6

13

26

4,5

117

126

105,75

117

14

26

117

126

107,75

i7

15

25

112,5

221,5

101,25

16

27

121,5

221,5

110,25

i8

17

23

103,5

112,5

92,25

18

29

130,5

139,5

119,25

i9

19

20

90

99

78,75

20

32

144

153

132,75

5.2 Предварительный расчет диаметров валов (стр.273[6]).

Определяем диаметр вала из условия прочности на кручение при пониженных допускаемых напряжениях:

,

где Т – крутящий момент, Н·мм;

[τ] – допускаемое условное напряжение при кручении.

[τ] = 10...15 Н/мм2 – для промежуточных валов;

[τ] = 20...25 Н/мм2 – для входного и выходного валов.

Тогда для входного и выходного валов (вал I и вал V – шпиндель):

мм.

Принимаем dI = 32 мм (по диаметру муфты).

мм.

Принимаем dV = 65 мм (по диаметру шлицев). Тогда шлицевое соединение средней серии с номинальными размерами соединения:

z x d x D = 8 x 56 x 65 средней серии (стр.82[6]).

Промежуточные валы:

мм;

мм;

мм.

5.3 Проверочный расчет шлицевого соединения на шпинделе.

Принято шлицевое соединение со следующими размерами (стр.82[6]): d = 56 мм; D = 65 мм; b = 10 мм; f = 0,5 мм; z = 8.

Материал рабочих поверхностей – сталь 40Х с твердостью сердцевины НВ = 270...300, поверхностной закалкой ТВЧ HRC = 50.

Передаваемый крутящий момент М = 1317900 Н·мм.

Т. к. размеры шлицевого соединения приняты, то необходимо определить рабочую длину l шлицев вдоль оси шпинделя из расчета на смятие. Из формулы (стр.93[9]):

,      (5.1)

где [σсм] = 10 Н/мм2 – допускаемое напряжение на боковых поверхностях зубьев шлицев при средних условиях эксплуатации смазки, т. к. соединение подвижное и подвержено нагрузке с ударами (процесс фрезерования) – табл. 4.4, стр. 98[9]; шлицы подвергаются поверхностной закалке ТВЧ;

М – наибольший крутящий момент (М = 1317900 Н·мм);

ψ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по зубьям (ψ = 0,8);

z – число зубьев (z = 8);

h – рабочая высота контактирующих зубьев в радиальном направлении;

rср – средний радиус, т. е. расстояние от оси вращения шпинделя до середины высоты зуба h.

Для прямобочного шлицевого соединения:

мм.

мм.

Из формулы (5.1) определим необходимую длину шлицевого соединения:

мм.

Принимаем l = 130 мм.

С учетом хода пиноли, равном 80 мм, длина шлицев на ступице колеса составит:

lст = 130 + 80 = 210 мм.

5.4 Подбор муфты.

Для передачи крутящего момента от электродвигателя к входному валу коробки скоростей применяется муфта упругая втулочно-пальцевая, которая передает крутящий момент со смягчением ударов посредством упругих резиновых втулок, надетых на пальцы.

5.4.1 Расчетный момент, передаваемый муфтой (стр.378[8]):

Мр = М · k,

где М – момент на первом валу (МI = 247 Н·м);

k – коэффициент режима (табл.16.1, стр.497[9]),

k = 1,5...2,5 – для станков с возвратно-поступательным движением.

Мр = 247 ·1,5 = 370.5 Н·м.

5.4.2 По табл. 16.11, стр.512[9], исходя из расчетного момента, диаметра валов электродвигателя (dдв = 48 мм) и входного вала коробки (d = 32 мм) принимаем типоразмер муфты:

Муфта МУВП1 – 32 – 48 МН2096 – 64 со следующими конструктивными размерами и параметрами: Мкр = 380 Н·м; nmax = 4000 об/мин; D = 140 мм – наибольший диаметр муфты; Lmax = 175 мм – длина муфты; D1 = 105 мм – диаметр центров пальцев; z = 6 – число пальцев; dдв = 48 мм; dI = 32 мм.

При вычерчивании остальные конструктивные элементы из табл.16.11 [9].

5.5 Выбор конструкции шпинделя и его расчет.

5.5.1 Конструктивная форма шпинделя определяется типом и назначением станка, требованиями к его точности, способом крепления инструмента и т. д.

Конфигурацию переднего конца шпинделя выбирают в зависимости от способа крепления инструмента или заготовки (стр.210[10]), т. к. для их крепления применяют стандартные приспособления, то передние концы шпинделей большинства станков стандартизированы. Так, для фрезерных станков применяется ГОСТ 24644 – 81 (стр.143[11]), по которому центрование оправки инструмента осуществляется конусом 7:24, передача крутящего момента – торцевыми шпонками, затяжка инструмента – шомполом. Типоразмер конуса определяем в процессе проектирования.

Тип опор шпинделя, определяющий форму посадочных мест, выбирают на основании требований к точности обработки и быстроходности, величин нагрузок, действующих на опоры. Наибольшее применение (более 50%) в качестве опор шпинделя получили подшипники качения (стр.211[10]). Схемы расположения опор и их конструктивное исполнение весьма разнообразны. Для шпинделей, воспринимающих значительную осевую нагрузку (к ним относятся сверлильные, фрезерные станки), находят применение упорные подшипники.

Поэтому в передней опоре, по рекомендациям на стр.82[10], 234[12] устанавливаем 2 упорных шарикоподшипника, воспринимающих только осевую нагрузку, и радиальный двухрядный роликоподшипник, воспринимающий только радиальную нагрузку. В задней опоре устанавливаем 1 радиальный роликоподшипник, причем ролик имеет возможность осевого перемещения вдоль оси шпинделя относительно наружного кольца, что исключает осевую нагрузку на шпиндель при температурной деформации шпинделя вдоль оси.

В передней опоре между упорными подшипниками создается предварительный натяг, регулировка которого осуществляется с помощью гайки, наворачиваемой на промежуточную втулку.

Радиальный предварительный натяг роликоподшипника осуществляется с помощью деформации внутреннего кольца подшипника путем его осевого перемещения на конусе 1:12 посредством промежуточной втулки гайкой, наворачиваемой непосредственно на шпиндель. Ограничение осевого перемещения внутреннего кольца подшипника до требуемой величины осуществляется компенсационным кольцом, выполненным из двух частей, которые удерживаются пружинным кольцом. Плотный прижим наружного кольца роликоподшипника производится фланцем за счет компенсатора.

Защиту подшипников от воздействия внешней среды (грязи, воды, пыли) у шпинделей, работающих при малых и средних оборотах, обеспечивают с помощью лабиринтных уплотнений, а для исключения вытекания смазки из шпинделя используем армированную манжету.

Ориентировочные размеры, конструктивное оформление узла шпинделя определяем эскизным прочерчиванием с учетом общей компоновки коробки.

5.5.2 Расчет сил, действующих на шпиндель.

Составляем расчетную схему шпинделя и приводим силы, действующие на него в две взаимноперпендикулярные плоскости (рис.4).

Рис.4 – Расчётная схема шпинделя

L – расстояние между опорами;

l – хвостовая часть шпинделя со шлицевой частью, воспринимающая только крутящий момент;

a – вылет (консоль) шпинделя.

Сила резания  Н (п.1.3.6).

Составляющие силы резания (стр.292[2]):

осевая составляющая  Н;

радиальная составляющая  Н.

Определяем реакции в опорах в вертикальной и горизонтальной плоскости (рис.5)

              Горизонтальная плоскость:

Вертикальная плоскость:

Рис.5 – Схема нагружения

Горизонтальная плоскость:

 Н.

Н.

Вертикальная плоскость:

Н

Н

Определяем результирующие реакции в опорах А и В:

Н

Н

5.5.3 Подбор и расчет подшипников шпинделя.

Критерием выбора подшипников служит неравенство (стр.427[9]):

Стр ≤ С,

где Q – приведенная нагрузка подшипника;

n – угловая скорость, об/мин;

Lh – долговечность подшипника (Lh = 5000ч – стр.448[5]);

α – коэффициент, зависящий от формы кривой контактной усталости.

В данном случае схема установки подшипников выполнена так, что радиальные нагрузки воспринимают только радиальные подшипники, а осевые – только упорные.

Расчет производим проверочный, т. к. подшипники принимаются конструктивно (прочерчиванием шпинделя с учетом всех расчетов, проведенных ранее, а именно, диаметр шлицевого соединения, который определит наименьший диаметр внутреннего кольца подшипника задней опоры, исходя из которого определятся и радиальные размеры подшипников передней опоры).

1)  Передняя опора:

Роликоподшипник радиальный двухрядный с короткими цилиндрическими роликами легкой серии со следующими параметрами и размерами (стр.70[13]):

условное обозначение 3182118: d x D x B = 90 x 140 x 37 мм;

С = 61800 Н.

2) Задняя опора:

Роликоподшипник радиальный однорядный с короткими цилиндрическими роликами легкой серии со следующими параметрами и размерами (стр.50[13]):

           условное обозначение 2214: d x D x B = 70 x 125 x 24 мм; С = 61800 Н.

Рис.6 – Схема установки подшипников

5.5.3.1 Проверяем роликовый двухрядный подшипник в опоре В (рис.6).

Приведенная нагрузка радиального роликового подшипника (стр.43[9]): Q = RB · KK · KT · Kg,

где KK – коэффициент вращения ( = 1,0 – при вращении внутреннего кольца подшипника);

KT – температурный коэффициент (KT =1,0 – при tº работы подшипника до 100ºС);

Kg – коэффициент динамичности (табл. 15.5, стр.443[9] – для станков Kg = 1,2).

Q = 27664,6·1·1·1,2 = 33197,5 Н.

α = 10/3 – для роликовых подшипников (стр.427[9]).

Тогда:  Н < 108000 Н, т. е. подшипник работоспособен.

5.5.3.2 Проверяем упорный подшипник (рис.6).

Q = A · Kg · KT,

где А = РХ = 11167 Н – осевая нагрузка; Kg = 1,2; KT = 1,0.

Q = 11167·1·1,2 = 13400,4 Н.

α = 3 – для шариковых подшипников (стр.427[9]).

Н < 61800 Н, подшипник работоспособен.

5.5.3.3 Проверяем роликовый однорядный подшипник в опоре А (рис.6).

Q = RА · KK · KT · Kg = 4887,2·1·1·1,2 = 5864,6 Н.

Н < 61800 Н, подшипник работоспособен.

5.5.4 Расчет шпинделя на жесткость.

Шпиндели, как правило, не рассчитываются на прочность (кроме тяжелонагруженных станков), а производится расчет на жесткость (стр.444[5]).

Прежде всего определяем допускаемые значения параметров жесткости для проектируемого шпинделя. Согласно данным (стр.136[11]) допускаемая минимальная жесткость конца шпинделя для продукционных станков составляет 200 Н/мкм.

Составляем расчетную схему, в которой на шпиндель действует только сила резания Ррез, результирующая приведенных в одну плоскость РZ и РУ, а задний конец шпинделя разгружен от изгибающих сил за счет установки гильзы.

Рис.7 – Расчётная схема

С учетом зацепляющего момента в передней опоре перемещение переднего конца шпинделя (стр.180[11]):

,

где  Н;

а = 90 мм = 0,09 м – вылет переднего конца шпинделя;

l = 435 мм = 0,435 м – расстояние между опорами;

jA и jВ – жесткость подшипников передней и задней опор, которую определим по графику (рис.7.2, стр.218[12]):

jA = 100 кг/мкм = 1·109 Н/м; jВ = 40 кг/мкм = 0,4·109 Н/м;

ε = 0,45 – коэффициент защемления (табл.6.22, стр.178[11]);

Е = 2,1·1011 Па – модуль упругости материала шпинделя;

G = 8·1010 Па – модуль сдвига материала шпинделя;

S1 и S2 – площади сечения переднего конца и межопорной части шпинделя:

;

;

J1, J2 – среднее значение осевого момента инерции сечения консоли и сечения шпинделя в пролете между опорами.

Для кольцевого сечения:

 

м4;  м4.

.

Фактическая жесткость переднего конца шпинделя:

jф =  Н/мкм > 200 Н/мкм, т. е. жесткость шпинделя обеспечена.

6 Расчет усилий на органах управления.

Изменение частот вращения шпинделя осуществляется введением в зацепление различных пар зубчатых колес. Механизм управления предназначен для включения требуемой частоты вращения шпинделя, получаемой в результате определенного взаимного расположения в зацеплении зубчатых колес.

При перемещении колес возникают различного рода силы сопротивления (силы трения блоков зубчатых колес и деталей механизма управления, перекосы осей, колес и т. д.). Требуется определить эти силы и рассчитать длину рукоятки механизма переключения с учетом того, чтобы сила, приложенная к ней, не превышала 40 Н.

6.1 Определение массы блоков зубчатых колес и перемещающихся деталей.

6.1.1 Массы блоков колес и вспомогательных деталей определяем по справочнику [14]:

1) Тройной блок II = 3,1 кг (вал II);

2) Двойной блок III = 4,1 кг (вал III);

3) Четверной блок IV = 7,6 кг (вал IV);

6.1.2 Масса диска переключения mд = 0,9 кг.

6.1.3 Массы вилок переключения принимаем 3 кг каждая, т. е. mв = = 3·3 = 9 кг.

6.2 Производим расчет потребного усилия пружины для развода дисков переключения.

Усилие пружины для развода дисков должно преодолеть силу трения дисков в шлицевом соединении, т. е. Fпр > Fтр, где Fтр = fmg, где f = 0,15 – коэффициент трения в шлицевом зацеплении (стр.464[5]).

mg = 0,9 · 10 = 9 Н – масса дисков в Н.

Fтр = 0,15 · 9 = 1,35 Н.

С учетом двух дисков Fтр = 1,35 · 2 = 2,7 Н.

Принимаем Рпр = 3 Н – сила пружины при разведенных дисках.

Сила пружины (которую нужно преодолеть рукояткой механизма переключения) при максимальной деформации (стр.102[5]):

F3 = , где

F2 = Рпр = 3 Н – сила пружины при предварительной деформации;

δ = 0,25 – относительный инерционный зазор.

F3 = Fвж =  = 4 Н.

6.3 Рассчитываем усилие, необходимое для преодоления действия силы фиксатора блока колеса, расположенного на 3-х вилках переключения, Р0.

Т. к. оси перемещаемых зубчатых блоков расположены горизонтально, а осевые силы во время вращения зубчатых колес отсутствует (зубчатые зацепления прямозубые), то силу фиксации (сила пружины) принимаем равной Рпр = 10 Н для всех зубчатых блоков колес.

Рис.8 - Расчетная схема

Усилие пружины (стр.464[5]):

Рпр = Р0 · [tg (α - φ) – fn],

где α – угол наклона касательной в точке контакта шарика с рабочей поверхностью (α = 45о);

φ – угол трения между шариком и поверхностью контакта (φ = 6о – стр.465[5]);

fn – приведенный коэффициент трения между шариком и стенками отверстий при осевом перемещении шарика (fn = 0,15).

Выразим Р0:  Н.

При количестве блоков 3 шт. суммарное усилие ΣР0:

ΣР0 = 15 · 3 = 45 Н.

6.4 Усилие, которое необходимо преодолеть для перемещения вилок переключения на штангах при их количестве 3 шт. составит:

Fвил = mв · g · f = 9 · 10 · 0,15 = 13,5 Н.

6.5 Определяем суммарное усилие, необходимое для преодоления сил трения от массы блоков зубчатых колес, перемещаемых на шлицевом соединении.

6.5.1 Суммарная масса блоков, в Н:

ΣМбл = (II +III +IV)g = (3,1 + 4,1 + 7,6) · 10 = 148 Н.

6.5.2 Тяговая сила на вилках переключения для перемещения блоков колес составит:

FT = ΣМбл · f = 148 · 0,15 = 22,2 Н.

6.6 Определяем мощность холостого хода по формуле (стр.194[10]):

,

где d – средний диаметр шеек под подшипники всех промежуточных валов  мм;

d0 – диаметр шеек шпинделя  мм;

Σn – сумма частот вращения всех промежуточных валов

Σn =

n0 – частота вращения шпинделя n0 =  об/мин;

К1 = 1,5 – коэффициент, учитывающий повышение за счет предварительного натяга потери в узле;

К2 = 3 – коэффициент, учитывающий совершенство системы смазывания.

Момент на первом валу от мощности холостого хода:

Н·м.

Окружная сила на колесе:

Н.

Необходимая осевая сила на шестерне для преодоления силы Рt:

Н.

Тогда сила сопротивления повороту зубчатого колеса при введении во впадину зуба при несовпадении зуба и впадины:

Р0 = Рк · sin 30o = Н.

Рис.9 – Схема усилий на рукоятке управления

6.7 Составляем расчетную схему и определяем усилие на рукоятке управления. При этом условно показываем на схеме один блок.

6.7.1 Суммарное усилие на дисках переключения, которое необходимо приложить для передвижения блоков:

FΣ = Fсн + Fтр + ΣР0 + Fвил + Fт + Р0 = Н.

6.7.2 Момент на рукоятке:

Мрук = Рр · lp,

где Рр = 40 Н – максимальное усилие на рукоятке.

В то же время

Мрук = FΣ · l = мм.

6.7.3 Длина рукоятки

мм.

Принимаем lp = мм.

7 Описание конструкции коробки скоростей.

Механизм коробки скоростей расположен в корпусе, отлитом из серого чугуна. Вращение на первый вал коробки передается через втулочно-пальцевую муфту. Коробка состоит из 4-х валов и шпинделя (5-й вал). На 1-м валу консольно насажена цилиндрическая шестерня, находящаяся в постоянном зацеплении с колесом на 2-м валу. На промежуточных валах насажены зубчатые колеса и блоки шестерен, осуществляющих передачу движения от входного вала на шпиндель. Причем зубчатые колеса шпиндельного вала выполнены в виде блока колес и передают вращение на шпиндель посредством шлицевого зацепления. Валы IIV и зубчатые колеса шпиндельного вала устанавливают на радиальных шарикоподшипниках (осевая нагрузка отсутствует).

Конструкция опор шпинделя описана ранее (п.5.5.1).

Опоры шпинделя монтируются в пиноли, которая имеет возможность осевого наладочного перемещения посредством червячного и реечного зацеплений с помощью маховичка. Величину микроперемещений пиноли определяют с помощью нониуса, расположенного на ступице маховичка. После установки требуемого осевого положения пиноли производится ее фиксация винтовым зажимом, специальными втулками со скосами на торцах с помощью рукоятки. Причем винтовой зажим имеет резьбу, нарезаемую на рабочих участках, разного направления (левая и правая), что обеспечивает при вращении зажима сближение или развод зажимных втулок.

Защита посадки пиноли в корпусе коробки от грязи, воды, стружки и т. д. осуществляется с помощью грязесъемника и круглого резинового кольца.

Затяжка инструмента в шпинделе осуществляется с помощью специального шомпола ключом, причем конец шомпола сзади закрыт быстросъемным колпаком для предотвращения травмирования персонала во время работы станка.

Для монтажа зубчатых колес и блоков шестерен предусматриваются в корпусе коробки специальные окна, а также задняя стенка выполнена в виде отъемной плиты, которая центрируется коническими штифтами.

Электродвигатель базируется на отъемной литой крышке.

Смазка подшипников шпинделя – консистентная, а зубчатых зацеплений и подшипников промежуточных валов – жидкая. Подача жидкой смазки к местам зацеплений колес и к подшипникам производится с помощью металлических трубочек (на чертежах не показываем) порциями поршневым насосом (насос не показан). Привод насоса осуществляется от 2-го вала с помощью кулачка. Защита от утечек масла из коробки и смазки из шпинделя осуществляется с помощью прокладок, круглых резиновых колец и манжет.

Управление переключением передач осуществляется механизмом с предварительным набором величины числа оборотов, позволяющим подготовить следующее включение частоты вращения (не нарушая предыдущей) и в нужный момент с помощью рукоятки быстро производить переключение.

Предварительный выбор частоты вращения производится поворотом лимба. Лимб при помощи конической передачи поворачивает сдвоенные диски. Рукоятка переключений (перемещение блоков) при помощи зубчатых секторов и рычагов сдвигает диски, которые через штыри передвигают ползуны с вилками, входящими в пазы передвижных блоков шестерен. Фиксация блоков осуществляется с помощью подпружиненных шариков.

Установочное перемещение коробки скоростей в вертикальной плоскости осуществляется посредством гайки с трапецеидальной резьбой и ходового винта вертикальных перемещений. В качестве направляющих используется «ласточкин хвост».

8 Анализ технико-экономической эффективности.

Разработанная коробка скоростей отвечает следующим показателям эффективности:

– наряду с одиночными зубчатыми колесами применены блоки колес, что снижает себестоимость;

– применена бочкообразная форма закругления зуба, что приводит к повышению долговечности передачи;

– количество деталей сведено к минимуму, что повышает надежность коробки;

– повышается производительность станка за счет применения преднабора, уменьшающего потери на вспомогательное время переключения скоростей;

– органы управления расположены с максимальным удобством для рабочего, их конструкция проста и надежна.

Список использованных источников

1. Тарзиманов Г. А. Проектирование металлорежущих станков, М., Машиностроение, 1972.

2. Справочник технолога-машиностроителя, т.2, под ред. Косиловой А. Г., М., Машиностроение, 1986.

3. Кузьмин А. В. и др. Курсовое проектирование деталей машин, ч.1, Мн.: Выш. школа,1982.

4. Проников А. С. Расчет и конструирование металлорежущих станков, М., Высшая школа, 1962.

5. Колев Н. С. и др. Металлорежущие станки, М., Машиностроение, 1980.

6. Детали машин в примерах и задачах, под ред. Ничипорчика С. Н., Мн.: Выш. школа, 1981.

7. Проников А. С. и конструирование металлорежущих станков, М., Высшая школа, 1967.

8. Атлас конструкций деталей машин, под ред. Решетова Д. Н., М., Машиностроение, 1979.

9. Чернин М. М. Расчеты деталей машин, Мн.: Выш. школа, 1974.

10. Металлорежущие станки, под ред. Пуша  В. Э., М., Машиностроение, 1985.

11. Кочергин А. И. Конструирование и расчет металлорежущих станков и станочных комплексов. Курсовое проектирование, Мн.: Выш. школа, 1991.

12. Детали и механизмы металлорежущих станков, т.2, под ред. Решетова Д. Н., М., Машиностроение, 1972.

13. Перель Л. Я. Подшипники качения. Справочник, М., Машиностроение, 1983.

14. Поливанов П. М. Таблицы для подсчета массы деталей и материалов, М., Машиностроение, 1980.


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

36154. Валентин Пикуль “Портрет из Русского Музея” 86.93 KB
  Так появилась Ида Львовна Рубинштейн и скоро видный актер и педагог А. Ида Рубинштейн родилась в еврейской семье киевского миллионера сахарозаводчика. Ида сознавала обаяние своей поразительной красоты и казалось уже смолоду готовила себя к роли околдованно трагической. Ида Рубинштейн заметалась из театра в театр.
36155. Русский музей 34.32 KB
  Это Строгановский и Мраморный дворцы Михайловский Инженерный замок и главное здание музея – величественный Михайловский дворец с корпусом Бенуа входящий в ансамбль одной из красивейших площадей Северной столицы – площади Искусств. Покровитель всего русского Александр III вынашивал план создания в Михайловском дворце музея русского искусства и такой музей здесь был открыт. История создания Русского музея Основных источников поступлений в формирующуюся коллекцию музея было не так уж много. Да и Особая комиссия проводившая по поручению...
36156. Автоматизированные системы безналичных расчетов 499 KB
  Техническое обеспечение расчетных узлов предприятий торговли и сервиса в условиях функционирования АСБР и системы штриховой идентификации товаров и услуг На предприятиях торговли и сервиса используются: устройства крепления самоклеющихся этикеток для ручного крепления этикеток со штриховыми кодами ярлыков и этикеток для автоматического крепления со штриховыми кодами на различные товары машиночитаемых ярлыков для крепления с помощью механизированных зажимов; весовые терминалы для взвешивания снабжения самоклеющимися этикетками...
36157. Физические основы магнитооптической записи 72.5 KB
  В общем случае магнитооптический эффект это изменение оптических свойств вещества в зависимости от его намагниченности или от силы приложенного к нему магнитного поля. силовые линии магнитного поля образуемого ими перпендикулярны поверхности пленки. Если на вещество воздействует внешнее магнитное поле то носители магнетизма данного вещества сориентируются так что направления их магнитных моментов совпадут с направлением внешнего магнитного поля. Мерой изменения магнитного поля в веществе служит величина его магнитной проницаемости μ...
36158. Общие положения амплитудной модуляции (АМ). Основы инженерного расчёта генераторов с АМ смещением. Схемы модуляторов 422.5 KB
  Общие положения амплитудной модуляции (АМ). АМ смещением: принцип, схема, статические и динамические модуляционные характеристики. Энергетические и качественные показатели. Основы инженерного расчёта генераторов с АМ смещением. Схемы модуляторов.
36159. СПОСОБЫ ПУСКА, РЕГУЛИРОВАНИЯ ЧАСТОТЫ ВРАЩЕНИЯ И ТОРМОЖЕНИЯ ЭЛЕКТРОПРИВОДОВ ПОСТОЯННОГО ТОКА 244.51 KB
  Способы пуска электродвигателей постоянного тока влияние против ЭДС обмотки якоря. Способы регулирования частоты вращения электродвигателей постоянного тока. Электрическое торможение двигателей постоянного тока
36160. Способы пуска электродвигателей переменного тока 277.32 KB
  Прямой пуск короткозамкнутых асинхронных двигателей нормального исполнения Прямой пуск короткозамкнутых асинхронных двигателей специального исполнения Реостатный пуск двигателей с фазным ротором Пуск при пониженном напряжении на обмотке статора
36161. HDD-РЕКОРДЕРЫ 157 KB
  К каждой стороне диска на специальных вращающихся кронштейнах коромыслах подводятся магнитные головки с помощью которых и осуществляется запись и считывание данных рис. Поверхности диска должны быть идеально плоскими и тщательно отполированными. Кронштейны с головками могут поворачиваться вокруг оси на которой они закреплены и головки размещенные на их концах могут таким образом устанавливаться на любую дорожку диска. Кронштейн слегка подпружинен и его конец с закрепленными головками в отсутствии вращения диска должен соприкасаться с...
36162. Определение и история SSD 81.22 KB
  Для SSD в настоящее время применяются два типа NANDFlash памяти: SLC Single Level Cell и MLC Multi Level Cell отличающиеся плотностью хранения информации. При подаче на управляющий затвор положительного напряжения инициализация ячейки памяти он будет находиться в открытом состоянии что соответствует логическому нулю рис. Устройство транзистора с плавающим затвором и чтение содержимого ячейки памяти Таким образом наличие или отсутствие заряда на плавающем затворе однозначно определяет состояние транзистора открыт или закрыт при...