проблемы потребителя. станок кп. Станкостроение крупная отрасль машиностроения, которая в состоянии полностью обеспечить потребность нашей промышленности в металлорежущем оборудовании
 Скачать 0.72 Mb.
|
|
Введение Станкостроение - крупная отрасль машиностроения, которая в состоянии полностью обеспечить потребность нашей промышленности в металлорежущем оборудовании. От уровня его развития во многом зависит успех всей промышленности страны. Конструкции создаваемых станков должны быть перспективными, т.е. отвечать требованиям завтрашнего дня. При разработке нового станка необходимо заложить в проект определенный запас совершенства и новизны решений его основных элементов. Конструктор, проектирующий современный станок, должен принимать оптимальные технические решения, как по его отдельным элементам, так и по станку в целом. Вновь создаваемые станки должны быть общественно-целесообразными, технически и эстетически совершенными, экономичными. Известно, что один и тот же станок, отвечающий всем этим требованиям, может иметь различную кинематику, конструкцию, компоновку, форму. В свою очередь, определенного конструктивного решения может изготовляться при разном уровне организации производства, различными технологическими приемами и может иметь различное качество исполнения. Только оптимальное сочетание удачного конструктивного решения, современных прогрессивных технологических процессов, совершенных форм организации производства и высокого качества изготовления может обеспечить создание станка, отвечающего требованиям эксплуатации, экономичного и обладающего высоким эстетическим качеством. Современные металлорежущие станки − это высоко развитые машины, включающие большое число механизмов и использующие механические, электрические, электронные, гидравлические, пневматические и другие методы осуществления движений и управления циклом. По конструкции и назначению трудно найти более разнообразные машины, чем металлорежущие станки. На них обрабатывают всевозможные детали от мельчайших элементов часов и приборов до деталей, размеры которых достигают многих метров: турбин, прокатных станов, теплоходов. Поэтому габариты самих станков очень различны. В настоящее время в машиностроении предъявляются высокие требования к технико-экономическим показателям станков, определяющим их качественные характеристики: высокую производительность при обеспечении заданной точности и шероховатости обрабатываемой поверхности; высокую точность обработки путем повышения геометрической и кинематической точности составных элементов станков, уменьшения их износа и температурных деформаций, повышения их жесткости при эксплуатации; простоту, легкость и безопасность обслуживания, управления и ремонта; надежность и долговечность станков в эксплуатации при низкой себестоимости изготовления и материалоемкости их деталей; возможность быстрой переналадки станка для выпуска нового вида изделий. 1. Анализ конструкции базовой модели 1.1 Исходные данные для модернизации станка Станок вертикально-сверлильный 2А125 предназначен для выполнения следующих видов работ: сверления, рассверливания, зенкерования, зенкования, развертывания и растачивания отверстий. Станок используется для работы в условиях единичного, мелкосерийного и серийного производства в ремонтных и сборочных цехах. Жесткость конструкции, прочность рабочих механизмов и достаточная мощность привода позволяют использовать на станке режущий инструмент, оснащенный твердосплавными пластинами. Кинематическая цепь станка служит для осуществления двух основных движений - вращательного движения шпинделя и вертикального перемещения (подачи) гильзы со шпинделем. Механизм коробки скоростей приводит во вращение вертикально расположенный электродвигатель через ременную передачу. Коробка скоростей сообщает шпинделю 9 ступеней скорости, которая изменяется передвижением 2 зубчатых блоков по шлицевым валам. На промежуточных валах смонтированы два тройных блока шестерён. Опоры валов коробки размещены на двух плитах: верхней и нижней. Последний вал представляет собой гильзу со шлицевым отверстием, через которое передается вращение шпинделю станка. На этой же гильзе крепится шестерня привода механизма подач. 1.2 Основные технические данные и характеристики станка
1.3 Кинематическое уравнение главного движения  2. Выбор основных технических характеристик станка2.1 Определение скорости резания 1. Максимальная скорость резания V, м/мин [1.с.276]:  ,где D=25 мм - максимальный диаметр инструмента,  - поправочный коэффициент [1.с.276],  ,  [1.с262.т.1-2],  [1.с.263.т6],  [1.с280.т.31], T=35 мин - период стойкости инструмента , S=0,25 мм/об - подача, Cv, q, m, y - различные коэффициенты определяемые по [1.с.278.т.28]: Cv=9,8 q=0,4 m=0,2 y=0,5. 2. Минимальная скорость резания V, м/мин [1.с.276]: ,где D=10 мм - минимальный диаметр инструмента, - поправочный коэффициент [1.с.276],  ,  [1.с280.т.31], T=15 мин, S=0,5 мм/об, Cv=9,8 q=0,4 m=0,2 y=0,5. 2.1 Определение частоты вращения шпинделя 1. Максимальная частота вращения шпинделя n, об/мин [1.с.280]  2. Минимальная частота вращения шпинделя n, об/мин [1.с.280]  3. Выбор электродвигателя станка Электродвигатель станка подбираем по максимальной частоте вращения и мощности резания. Осевая сила резания Pо, Н [1. с.277]:  ,где Cр=68; q=1; y=0,7; - по [1. c.281 т.32]  - по [1. c.264 т.9]Следовательно:  Крутящий момент Мкр, Н/м [1.с.277]:  где Cм=0,0345; q=2; y=0,8; - по [1. c.281 т.32] - по [1. c.264 т.9]Следовательно:  НмМощность резания N, кВт [1.с.280]  Мощность электродвигателя определяется по формуле:  ,где η= 0,8 - коэффициент полезного действия привода. По [2, c. 804, таб. 29] Из серии стандартных асинхронных электродвигателей примем электродвигатель типа 4А100L4У3 мощностью 4кВт и частотой вращения 1430 об/мин. 4. Кинематический расчет привода главного движения 4.1 Выбор стандартного ряда частот вращения Определение диапазона регулирования привода и числа ступеней частоты вращения шпинделя производится по формулам [3, с. 90]: Выбираем знаменатель геометрического ряда φ: для диапазона регулирования привода  для числа ступеней частоты вращения шпинделя  ,где φ - знаменатель геометрического ряда, принимаем φ = 1,41, тогда  Необходимо, чтобы соблюдалось условие:  ,условие соблюдается, значит этот знаменатель ряда частот вращения подходит.Принимаем стандартное значение Zпр = 8. Нормальный ряд частот вращения для φ = 1,41 выглядит следующим образом [4, с. 272]: 250,350, 500, 700, 1000, 1400, 1900 Проведем сравнение рассчитанных нами частот вращения (D) со стандартным рядом (Dnp рис. 1) и определим окончательное число частот вращения Zф =7. В данном случае zф  Рисунок 1. Диапазон регулирования частот вращения 4.2 Построение структурной сетки При построении структурной сетки все промежуточные передачи разбиваем на группы. Передаточные отношения (U) на структурной сетке изображают линиями (лучами), соединяющими точки соответствующих частот вращения соседних валов. Установлены соответствующие правила расхождения лучей в каждой группе структурной сетки передач вращения:  лучи первой группы расходятся на величину φ (знаменатель геометрического ряда в выполняемом расчете φ=1,41); лучи второй группы расходятся на величину φ в степени числа лучей первой передачи z1; лучи третьей группы расходятся на величину φ в степени произведения лучей первой и второй группы (z1·z2); лучи четвертой группы расходятся на величину φ в степени произведения лучей предыдущих групп (z1·z2·z3) и так далее.Наклон лучей сетки вправо означает ускорение (увеличение частоты вращения U > 1), наклон влево - замедление (U < 1). Строим структурную сетку для нашего варианта диапазона регулирования частот вращения. Z = 2[1]·2[2]·2[3]=7.  Рисунок 2. Структурная сетка Из структурной сетки получаем следующие соотношения передаточных отношений (изображенных линиями):  ;  ;  4.3 Построение графика частот вращения Для прямозубых зубчатых передач в приводе главного движения должно учитываться ограничение по предельно допустимым значениям передаточных отношений:  . Рисунок 3. График частот вращения Из графика получаем  ; ;  ; ;  ; ;  ;4.4 Назначение чисел зубьев на все передачи При назначении чисел зубьев колес должно выполняться условие: сумма зубьев передач, находящихся между парой валов должна быть постоянной, т.е. Z= const. Сумму зубьев подбираем по таблице 4.2 [3,стр.98] Числа зубьев колёс, находящихся в зацеплении между вторым и третьим валами:  Σ z = 58z1 = 29;
 z1 = 24;
Числа зубьев колёс, находящихся в зацеплении между третьим и четвёртым валами:  Σ z = 54z1 = 27;
 z1 = 18;
Числа зубьев колёс, находящихся в зацеплении между четвёртым и пятым валами: Σ z = 51z1= Σ z - z2 = 51 - 21 = 30;
 z1 = 17;
4.5 Расчет крутящих моментов на валах Максимальный крутящий момент на шпинделе определяется по следующей формуле:   Н∙м.Максимальный крутящий момент на четвёртом валу:  Н∙м.Максимальный крутящий момент на третьем валу:  Н∙м.Максимальный крутящий момент на втором валу:  Н∙м.Максимальный крутящий момент на первом валу (требуемый на валу электродвигателя):  Н∙м.Крутящий момент на валу электродвигателя:  Н∙м.Проверяем условие:  .72 > 24.8 - условие выполняется, значит, данный электродвигатель обеспечивает постоянство мощности во всём диапазоне частот вращения шпинделя. 4.6 Определение диаметров валов  [5, с. 43]где  =20 МПа, если на вал действует усилие от натяжения ремня, =25 МПа, если на валу присутствуют только зубчатые передачи. принимаем d1 = 20 мм; принимаем d2 = 20 мм; принимаем d3 = 25 мм; принимаем d4 = 30 мм. принимаем d5= 35 мм.4.7 Расчет зубчатых передач 4.7.1 Определение модуля зубчатых передач Определяем модуль по самой нагруженной передаче из условия выносливости зубьев на изгиб [3, с. 47]:  ;где km - вспомогательный коэффициент (km =13 для прямозубых передач); M1F - исходный крутящий момент на шестерне; kF - коэффициент нагрузки на шестерне; YF - коэффициент, учитывающий форму зуба, выбираем по табл. 3.10а в зависимости от эквивалентного числа зубьев (для прямозубых колес zE=z1); bm- отношение ширины b к модулю m; (ψbm=6,8 для прямозубых колес) FP1 - допускаемое напряжение для материала шестерни FP1=0,4·Flimb· kF L, где Flimb - предел выносливости материала зубьев, [3, с.53 т. 3.16]. kF L - коэффициент режима нагружения и долговечности, учитывающий влияние режима нагружения на длительный предел выносливости при изгибе.  - для зубчатых колёс, подвергаемых цементации или нитроцементации.Для передаточных отношений U1,U2 Марка материала - 18ХГТ, термообработка - нитроцементация Flimb = 675 МПаZE = 29F L = 1,8.YF = 3,8 FP1 = 0,4·675·1,8=486(МПа) M1F = 24.8 Н·м  Принимаем модуль m=1.5 мм. Для передаточных отношений U3, U4 Марка материала - 18ХГТ, термообработка - нитроцементация Flimb = 675 МПаZE = 27 kF L = 1,8.YF = 3.9 FP1 = 0,4·675·1,8=486(МПа) M1F = 32.93 Н·м  Принимаем m =1.5 мм. Для передаточных отношений U5, U6 Марка материала - 18ХГТ, термообработка - нитроцементация Flimb = 675 МПаZE = 24 kF L = 1,8.YF = 3.9 FP1 = 0,4·675·1,8=486(МПа) M1F = 121.38 Н·м  Принимаем m =2.5 мм. 4.7.2 Определение межосевых расстояний Межосевое расстояние определяется по следующей формуле, мм:  , [5, с. 21]где  и  - числа зубьев ведущей шестерни и ведомого колеса.т - модуль передачи Межосевое расстояние второй ступени:  мм.Межосевое расстояние третьей ступени:  мм.Межосевое расстояние четвёртой ступени:  мм.привод подшипник кинематический электродвигатель 4.7.3 Определение диаметров колес Определение диаметров колес [5, с.23] Делительные диаметры шестерен:  ;Делительные диаметры колес:  ,Диаметры окружностей вершин шестерни da1 и колеса da2:   Диаметры окружностей впадин шестерни df1 и колеса df2:   U1:   U2:   3:   U4:   U5:   6:   4.7.4 Определение размеров колес Определение размеров колес  , [5, с. 22]где bd - коэффициент ширины шестерни по диаметру, bd = 0,25. U1, U2  U3, U4  U5, U6  4.7.5 Определение сил в зацеплении Определение сил в зацеплении [5, с.24] Окружная:  ,где М1 - момент на валу шестерни; d1 - делительный диаметр шестерни. Радиальная:  U1:  U2:  U3:  U4:  U5:  U6:  5. Расчёт клиноремённой передачи Расчетная передаваемая мощность: Р = 4 кВт. Частота вращения ведущего шкива: n1 = 1430 об/мин. Частота вращения ведомого шкива: n2 = 1000 об/мин. Передаточное отношение [8, с.130]:   Выбираем сечения ремня по номограмме [8, с.134, рис. 7.3]: сечение ремня Б. Ширина шкива  ,где n=2, e=19±0,4, f=12,5  Диаметр меньшего шкива [6, с.130]:  где М2 - вращающий момент  Принимаем  Диаметр большего шкива [6, с.120]:  где  - относительное скольжение ремня ( =0,01 для передач с регулируемым натяжением ремня) Принимаем  Межосевое расстояние назначают в интервале:  [6, с.130],где Т0 - высота сечения ремня (Т0 = 10.5 мм [6, с.131, табл. 7.7])  Принимаем а = 230 мм. Определяем длину ремня [6, с.121]:   Из стандартного ряда длин с учётом сечения ремня выбираем Lр = 950 мм. Уточняем межосевое расстояние [8, с.130]:   Угол обхвата меньшего шкива равен [8, с.130]:   Определим необходимое число ремней для передачи заданной мощности [6, с.135]:  где No - мощность, допускаемая для передачи одним ремнём кВт (No = 4кВт [6, с.132, табл. 7.8]);  - коэффициент, учитывающий влияние длины ремня ( = 0.9 [8, с.135, табл. 7.9]); - коэффициент режима работы ( = 1,1 [8, с.136, табл. 7.10]); - коэффициент угла обхвата ( = 0,97 [8, с.135]); - коэффициент, учитывающий число ремней в передаче ( = 0,95 [8, с.135]); Сила действующая на валы [8, с.136]:  где F0 - предварительное натяжение ветвей клинового ремня, равное  [8, с.136],где  - коэффициент, учитывающий центробежную силу, равный 0,1 при сечении А [6, с.136]; - скорость. [8, с.144],   Шкивы выполняют из чугуна СЧ 18. Шероховатость рабочих поверхностей Ra ≤2,5 мкм. 6. Расчет реакций опор. Выбор подшипников Вал второй.  Рисунок 4. Расчетная схема второго вала 1) l1=70 мм, l2=21,24 мм, l3=318.76 мм, l=410 мм, Fв=1682.455 Н, Fr1=491,92 Н, Ft1=1351,4286 Н. Находим реакции опор в вертикальной плоскости:   Находим реакции опор в горизонтальной плоскости:   Суммарные реакции:   2) l1=70 мм, l2=81,73 мм, l3=258.27 мм, l=410 мм, Fв=1682.455 Н, Fr1=593,6965 Н, Ft1=1631,0345 Н. Находим реакции опор в вертикальной плоскости:   Находим реакции опор в горизонтальной плоскости:   Суммарные реакции:   Подбираем подшипники по более нагруженной опоре. Назначаем шариковые радиальные однорядные подшипники средней серии 305.  = 25 мм; D = 62 мм; В = 17 мм; Сr = 22.5 кН; С0r = 11.4 кН; |