МОДЕРНИЗАЦИЯ ПРИВОДА ГЛАВНОГО ДВИЖЕНИЯ КОНСТРУКЦИИ ОСНОВНОГО ТЕХНОЛОГИЧЕСКОГО ОБОРУДОВАНИЯ

Таким образом, после умножения получим:Z1 = 19;Z2 = 53;Z3 = 24;Z4 = 48;Z5 = 30;Z6 = 42;Z7 = 19;Z8 = 53;Z9 = 36;Z10 = 36;Z11 = 18;Z12 = 72;Z13 = 60;Z14 = 30.Произведем проверку на равенство сумм чисел зубьев с целью обеспечения одинакового межосевого расстояния для всех передач в одной группе.Для основной группы передачZ1 + Z2 = Z3 + Z4 = Z5 + Z6 = 19 + 53 = 24 + 48 = 30 + 42 = 72Для первой переборной группы передачZ7 + Z8 = Z9 + Z10 = 19 + 53 = 36 + 36 = 72Для второй переборной группы передачZ11 + Z12 = Z13 + Z14 = 18 + 72 = 60 + 30 = 90Условие равенства суммы SZ соблюдается.Выполним проверку по условию свободного перемещения блока.Условие гарантирует обеспечение зазора между наружным диаметром соседних колес подвижного блока и наружным диаметром неподвижных колес, над которым проходит колесо неподвижного блока при его переключении.Для трехвенцового блока при зацеплении колес Z1 и Z3 колесу Z5 необходимо пройти над колесом Z6.УсловиеZ5 - Z3 ≥ 5;30 - 24 = 6 ≥ 5.Условие выполняется.В коробках скоростей проектировочный расчет зубчатых колесведется на усталость по контактным напряжениям, и проверяются на изгиб. Характерной особенностью работы зубчатых колес станков являетсяизменение в широком диапазоне, как передаваемой мощности, так и числаоборотов, при которых работают зубчатые колеса, что находит отражение вопределении коэффициента долговечности.Расчет зубьев на прочность производится по напряжениям изгиба и по контактным напряжениям.Для изготовления колес и блоков коробки выберем материал – Сталь45 с характеристиками: [И]=26 кг/мм2; [Н]=100 кг/мм2.Для стальных прямозубых цилиндрических колес величина модуля рассчитывается по формулам:- по напряжениям изгиба:где - модуль, мм; - число оборотов шестерни расчетной кинематической цепи, по которой на шпиндель передается примерно верхняя частота нижней трети диапазона регулирования, а nminэтого диапазона передает полную мощность; - число зубьев рассматриваемой шестерни; – передаточное отношение числа зубьев большего колеса к меньшему (i≥ 1); - отношение ширины зубчатого колеса к модулю (ψ =b/m = 6 - 10): принимаем ψ = 7;y – коэффициент формы зуба табл. 4.3. [5];[σ]конт = 640 МПа – допустимое контактное напряжение для зубчатыхколес из стали 40Х. Способ термообработки – улучшение до HB 230-260табл. 4.4. [5]: [σ]изг = 215 МПа; N0 = 25·107 - базовое число циклов; k, kнер, kдин – коэффициенты соответственно долговечности, неравномерности распределения нагрузки вследствие деформации валов идинамичности kнер = 1; kдин = 1 где kN – коэффициент, характеризующий предполагаемое изменение мощности передаваемой рассчитываемой шестерней, kN = 1; kn – коэффициент, характеризующий работу передачи на различных частотах вращения; Т – расчетное время работы передачи в часах.Х – число поочередно включаемых передач между смежными валами.Расчет модуля зубчатых колес: - для колес = 1,17 мм = 0,98 мм- для колес 1,22 мм0,83 мм- для колес 1,18 мм0,78 мм- для колес 1,13 мм0,79 мм- для колес 2,62 мм1,97 мм- для колес 2,47 мм1,88 мм- для колес 2,88 мм2,3 ммРасчет и конструирование зубчатых колес коробки скоростейОкружная скорость:, м/с9,84 м/с; 1,2 м/с; 5,82 м/с; 2,1 м/с.Определение крутящих моментов на валах привода:40 Нм; 111,1 Нм; 299,4 Нм; 816,5 Нм.Окружное усилие на шестерне: = 2,55·103 Нм; = 3,38·103 Нм; = 4·103 Нм; = 3,5·103 Нм.Определение межосевых расстояний между валами привода:Проверка коэффициента динамичности:где F – окружное усилие на зубе рассчитываемой шестерни; i – передаточное отношение пары зубчатых колес; Δ – погрешность в шаге рассчитываемой шестерни, таблица 4.7. [5]Степень точности колес – 6. ∆1 = ∆2 = ∆3 = ∆4 = 11 мкм 1,02; 1,01; 1; 1.Поскольку полученные значения kдин ≈ 1, то проверочный расчетмодулей не производится, т.к. первоначально было принято kдин = 1.Составим сводную таблицу параметров зубчатых колес привода главного движения.Таблица 3 - Размеры зубчатых колес привода главного движения.№ вала№ колесаZmddadfbwaw1Z1191,2523,726,220,610452Z2531,2566,268,763,1101Z3241,253032,526,9102Z4481,256062,556,9101Z5301,2537,54034,4102Z6421,2552,55549,4102Z7191,2523,726,220,61084,73Z8532,75145,7151,2138,9222Z9361,254547,541,910723Z10362,7599104,592,2223Z11182,7549,55542,722123,74Z12722,75198203,5191,2223Z13603180186172,5241354Z143039094,582,524Предварительное определение диаметра валов коробки скоростейПри проектном расчете определяется диаметр выходного концавала или диаметр под шестерней для промежуточных валов. Расчет ведется на чистое кручение по пониженным допускаемым напряжениям:где N – мощность на валу, Нм;n – частота вращения на валу, мин-1. 31,7 мм; = 44,2 мм; = 44,2 мм; 71,8 мм.Принимаем следующие диаметры валов:d1 = 31,7 мм; d2 = 45 мм; d3 = 45 мм; d4 = 71 мм.Расчет шпоночных соединенийПризматические шпонки проверяют на смятие. окружная сила, которая действует на шпонку;Асм – площадь смятия;[σ]см – допускаемое напряжение смятия: Шпонка №1: 14950 (ГОСТ 23360-78) d=45мм; t1 = 5,5мм;t2= 3,8мм.Шпонка №2: 149100 (ГОСТ 23360-78) d=45мм;t1=5,5 мм; t2=3,8 мм.Условия прочности выполняются.Расчет шлицевых соединенийВыбираем прямобочное шлицевое соединение с центрирование по “D” — наружному диаметру.Расчет шлицевого соединения произведем на смятие и износ.Напряжение смятия см, МПагде z — число шлицев; dср — средний диаметр;h — рабочая высота шлица, мм;l — рабочая длина шлицев, мм;[cм]=70МПа — допускаемое напряжение смятия.Напряжение по износу изн, МПагде [изн] = 40МПа — допускаемые напряжения по износу.Результаты расчетов других шлицевых соединений, обеспечивающие условия прочности представим в виде таблицы.Результаты подбора шлицевых соединений согласно ГОСТ 1139-80.Выбираем следующие шлицевые валы:Таблица 3– Параметры шлицевых валов коробки скоростейНомер валаОбозначение шлицевого соединения2345Компоновка свертки коробки скоростейСложные коробки скоростей изображаются в развернутом виде, когдавсе валы располагаются в одной плоскости. Такое расположение позволяет показать конструкцию коробки в целом. Кроме того, необходимо показать размещение и конструкцию зубчатых колес, способы крепления их навалах, конструкцию подшипниковых узлов, способы их регулирования. Привыполнении чертежа следует продумать вопросы сборки отдельных элементов коробки скоростей в целом. На чертеже развертки коробкискоростей указываются габаритные размеры, посадочные размерышлицевых, шпоночных соединений, подшипниковых узлов с указанием посадок и межосевые расстояния валов коробки скоростей. Однако развертка коробки скоростей не дает представления овзаимном расположении валов в пространстве, поэтому дополняется поперечным сечением, в котором показывается действительное расположение валов (свертка). Не всегда сразу удается получить наиболее рациональное расположение валов относительно друг друга. При проектировании свертки коробки скоростей следует учитывать следующее. 1. Валы коробки скоростей располагают так, чтобы получить наименьшие размеры поперечного сечения. 2. Наиболее нагруженные валы следует располагать ближе к основанию коробки, особенно когда они имеют высокие частоты вращения. Такое расположение снижает центр тяжести самой коробки и делает ее более устойчивой. 3. Для увеличения жесткости корпуса коробки скоростей между основными стенками предусматривают дополнительные поперечные. При наличии таких стенок первые валы как менее нагруженные по своей длине можно сделать короткими.Задача конструирования свертки состоит в том, чтобы валы и зубчатые колеса занимали наименьшее пространство.При вычерчивании стенок следует помнить, что между начальной окружностью большого колеса и корпусом существует зазор С, величина которого определяется по формуле:С = (2,5.. 3) m, мм; где m − модуль большого колеса шпиндельного вала, мм. На чертеже свертки коробки скоростей указываются габаритные размеры, межосевые расстояния валов коробки. Сначала указываются координатные размеры оси шпинделя относительно базовых поверхностей – плоскости разъема коробки с крышкой или плоскости соединения коробки со станиной и относительно передней стенки, на которой располагаются рукоятки управления, а затем относительно полученных размеров указываются координатные размеры осей промежуточных валов и первичного вала. Расчет и конструирование валовРисунок 11 – Эскизная компоновка и эпюры моментов.В прямозубой передаче силу нормального давления можно представить в виде двух составляющих:- тангенциальной силы Ft = , НFt1 = = = 8190 НFt2 = = = 5593 Н- радиальной силы (для стандартного угла α = 200)Fr = Ft·tgα, НFr1 = 8190·0,364 = 2918 НFr2 = 5593·0,364 = 2035 НДля проверяемого на прочность сечения рассчитываем суммарный изгибающий момент MZ и эквивалентный момент MЭ, Нм:MZ = (MX2 + MY2)1/2MЭ = (MZ2 + α·T2)1/2При неизменном направлении крутящего момента коэффициент = 0,75.Для расчета суммарного изгибающего момента находим реакции опор:ƩMA = 0Fr1·150 - Fr2·350 + R21·500 = 0Откуда R21 = (2035·350 -2918·150) / 500 = 549,6 НFt1·150 - Ft2·350 +R2·500 = 0Откуда R2 = (5593·350 - 8190·150) / 500 = 1458 НƩX = 0R1 - Fr1 + Fr2 - R21 = 0Откуда R1 = 8190 - 5593 + 1458 = 4055 НƩY = 0- R11 + Ft1 - Ft2 + R21 = 0Откуда R11 = 2035 - 2918 + 549,6 = - 332,7 НПо найденным значениям поперечных сил и реакций опор строим эпюры моментов.Определяем суммарные радиальные реакции в опорах.Определяем суммарный изгибающий момент.Расчет вала на жесткость и усталостную прочность.Выполним расчет вала привода главного движения на прочность. Расчет вала на сопротивление усталости.где [S] – допустимый запас прочности, [S] = 1,2…2,5 Опасными сечениями будут посадочные места под зубчатыми колесами. Для удобства выполнения расчетов воспользуемся схемой эпюр моментов. Поскольку на всей длине диаметр вала равен 45 мм, то и значения амплитуды напряжений и среднее напряжение цикла, а также механические характеристики везде будут одинаковые. Поэтому достаточно выполнить расчет для одного зубчатого колеса.Амплитуды напряжений и среднее напряжение цикла:Вал выполнен из стали 45, твердость вала ≥ 240 НВ.Механические характеристики:Концентратором напряжения является шпонка. Коэффициент влияния абсолютных размеров Кdτ = 0,81; Кdσ = 0,81Эффективный коэффициент концентрации напряжений Кσ = 1,55; Кτ = 1,7Коэффициенты влияния качества поверхности КFτ = 0,935; КFσ = 0,89Коэффициент влияния поверхностного упрочнения КV = 1,7Коэффициенты снижения предела выносливости:Пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения:Коэффициент чувствительности к асимметрии цикла напряжений:Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:Условие прочности выполняетсяРасчет вала на статическую прочность.,где [S]T - допустимый запас прочности, [S]T = 2,5Условие прочности выполняется.Расчет подшипниковПроверка подшипников заключается в определении долговечности подшипников Lhпри обеспечении требуемой грузоподъемности С, и сравнении её с требуемой долговечностью для обеспечения данного типа оборудования Lh треб. То есть, работоспособные подшипники должны удовлетворять условию: где m – показатель степени, - для шариковых радиальных подшипников; - для роликовых подшипников; - коэффициент надежности, ; - коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качество его эксплуатации, n - частота вращения внутреннего кольца подшипника, - базовая динамическая грузоподъемность подшипника; - требуемая долговечность, эквивалентная динамическая нагрузка. при при Рассчитаем опору А:Подшипник 405 ГОСТ 8338-75Осевая нагрузка подшипника: Радиальная нагрузка подшипника: Статическая грузоподъемность: Коэффициент безопасности: Температурный коэффициент: Коэффициент вращения:Назначенный подшипник годен.Рассчитаем опору В:Подшипник 405 ГОСТ 8338-75Осевая нагрузка подшипника: Радиальная нагрузка подшипника: Статическая грузоподъемность: Коэффициент безопасности: Температурный коэффициент: Коэффициент вращения: Назначенный подшипник годен.Построение кинематической схемы модернизированной коробки скоростей ОМПРисунок 13 – Кинематическая схема модернизированной коробки скоростей.Компоновка развертки коробки скоростейПереключение блоков шестерен коробки скоростей осуществляется рукояткой, которая имеет 4 положения по окружности и три – вдоль оси. Вращательное движение рукоятки передается на вал через пару зубчатых колес и ступицу. При переключении рукоятки по окружности происходит переключение двойных блоков. На валу смонтирован двухсторонний торцевой кулачок, в пазы которого входят два ролика с осями закрепленными на рычагах, соединеняясь с блоками. Фиксация положения рукояток осуществляется двумя фиксаторами.Коробка переключения скоростей позволяет выбирать требуемую скорость без последовательного прохождения промежуточных ступеней.Данная система управления используется на многих вертикально-сверлильных станках, относительно проста и имеет малые габаритные размеры. Еще одним достоинством такой системы управления является то, что рукоятки переключения частот вращения шпинделя и величины подач находятся рядом и со стороны рабочего места. Это значительно сокращает время на изменение параметров режимов резания.Система смазки коробки скоростей в вертикально-сверлильном станке представлена следующим образом: В качестве смазочного материала рекомендуется применять масло И-30А ГОСТ 20799-75. Менять: первый раз через 15 дней, второй раз через 30 дней, далее каждые 3 месяца. По мере расхода масла уровень его в консоли следует периодически пополнять.Масляный резервуар и насос смазки узлов, обеспечивающих движение подачи, расположены в консоли. Масло в резервуар заливается через угольник до середины маслоуказателя. Превышать этот уровень не рекомендуется: заливка выше середины маслоуказателя может привести к подтекам масла из консоли и коробки подач. Кроме того, при переполненном резервуаре масло через рейки затекает в корпус коробки переключения, что может привести к порче конечного выключателя кратковременного включения двигателя подач. При снижении уровня масла до нижней точки маслоуказателя необходимо пополнять резервуар. Слив масла из консоли производится через пробку в нижней части консоли левой стороны. Контроль за работой системы смазки коробки подач и консоли осуществляется маслоуказателем. Работа системы смазки считается удовлетворительной, если масло каплями вытекает из подводящей трубки: наличие струйки или заполнение ниши указателя маслом свидетельствует о хорошей работе масляной системы.Резервуар со смазывающей жидкостью (маслом) размещен в основании станка там же находится дополнительный двигатель. Под действием электродвигателя и пластинчатого насоса, масло подается в систему. Смазка колес и подшипников происходит разбрызгиванием.Определение производительности насоса:где tм = 450;Nном – мощность привода;= 0,8 – КПД привода.QН= 3 л/мин. Выбираем пластинчатый насос.Диаметр трубок:Определяем объём бака:ЗаключениеВ данном курсовом проекте на основе исходного вертикально-сверлильного станка мною был проведен его анализ конструкции и устройство. Выполненкинематический анализ и разработаны варианты структурныхсеток модернизируемого ОМП. Построен график частот вращения дляоптимальной структурной сетки и разработана кинематика коробкискоростей. Таким образом, в ходе выполнения курсового проекта закрепилитеоретические знания, ознакомились со специальной техническойлитературой, научились самостоятельно рассчитывать и проектироватьузлы станков.Была сформирована кинематическая структура ОМП, проведенанализ кинематической схемы ОМП, на основе которой составленыуравнения кинематического баланса главного движения, продольного ипоперечного движений подачи. С целью расширения базового диапазона частот вращения на основе заданной частоты вращения и полученной врезультате расчета смоделированных режимных параметров обработки получено значение диапазона регулирования частот вращения R ирассчитан знаменатель ряда φ= 1,41. Проведен графоаналитический расчеткоробки скоростей: произведен анализ вариантов структурных сеток, средикоторых выбран оптимальный, построен график частот вращения и, вобщем виде, кинематическая схема коробки скоростей модернизированногостанка.Для модернизированной коробки скоростей были выполнены необходимые расчеты; расчет зубчатогоколеса с определением модуля по контактным напряжениям и напряжениямизгиба; определение крутящих моментов на валах и окружных скоростей иусилий на шестернях и зубчатых блоках; определены межосевые расстояния между валами. На основе рассчитанных значений диаметроввалов, а также расчетов шлицевых и шпоночных соединений, расчетовподшипников, разработаны конструкции валов и зубчатых колёс.Для модернизации коробки скоростей построены свертка и развертка.Произведен расчет на прочность конструкции валов. Разработаны технические требования на изготовление отдельных деталей, сборки и испытание разработанной конструкции.Список используемых источниковПаспорт станка 2Н118Чернов Н.Н. «Металлорежущие станки» Издание четвёртое.Москва «Машиностроение» 1988.Бушуев В.В. «Металлорежущие станки: учебник» В 2 т.- М.:Машиностроение, 2011.-608 с.Кузнецов В.В., Схиртладзе А.Г. «Проектирование металлорежущих станов. Методические указания к курсовому проектированию» - Москва МГОУ, 2005.Гуртяков А.М. «Расчет и проектирование металлорежущих станков: учебное пособие» А.М. Гуртяков; Томский политехнический университет.-Томск: Издательсво Томского политехнического университета, 2011.-136 с.Мамет О.П. «Краткий справочник Конструктора-станкостроителя», М.: Машиностроение, 1968.Иванов М.Н. «Детали машин» – М.: Высшая школа, 2000 – 383с.Курмаз Л.В. «Детали машин. Проектирование: Учебное пособие», – Минск: УП “Технопринт”, 2001. – 290с.Рабинович А.И. «Коробки скоростей металлорежущих станков» – Киев: Высшая школа, 1965 – 275с.http://stanki-katalog.ru/spravhttp://stanki-katalog.ru/ГОСТ 23360-78. Основные нормы взаимозаменяемости.Соединения шпоночные с призматическими шпонками. Размеры шпонок исечений пазов. Допуски и посадкиКолев Н.С. «Металлорежущие станки. Учебное пособие для втузов», М.: Машиностроение, 1980 – 500 с.