Курсовая. Введение Глава Обоснование технических характеристик станка

Название	Введение Глава Обоснование технических характеристик станка
Дата	04.11.2022
Размер	0.82 Mb.
Формат файла
Имя файла	Курсовая.docx
Тип	Реферат #769896

Содержание

Введение………………………………………………………………..4

Глава 1. Обоснование технических характеристик станка………….6

1.1 Определение предельных диаметров сверла и рациональных

режимов резания……………………………………………………6

1.2 Определение силовых параметров процесса резания и

эффективной мощности привода………….……………………….7

Глава 2. Кинематический расчёт привода…………………………….9

2.1 Определение числа скоростей привода………………………..9

Глава 3. Геометрический и силовой расчёт привод.………………….11

Глава 4. Определение модуля зубчатых колёс и геометрический расчёт привода…………………………………………………….....................13

4.1 Определение модуля зубчатых колёс………………………..…13

4.2 Расчёт геометрических параметров зубчатых колёс………….15

4.3 Определение диаметров валов………………………………....18

Глава 5. Определение фактических контактных напряжений и

напряжений изгиба зубьевёёц зубчатых колёс привода.

Выбор материала и термообработки.................................................20

Глава 6. Расчёт валов коробки скоростей коробки…………………...24

6.1 Вал I……………………………………………………………...24

6.2. Вал II…………………………………………………………….25

6.3 Вал III…………………………………………………………….27

6.4 Вал IV………………………………………………………….....29

Глава 7. Проверочный расчёт подшипников..………………………....31

7.1 Вал I……………………………………………………………....31

7.2. Вал II…………………………………………………………….32

7.3 Вал III…………………………………………………………….32

7.4 Вал IV….……………….………………………………………...32

Глава 8. Расчёт шпиндельного узла……………………………………34

8.1 Расчёт на жесткость……………………………………………..34

8.2 Расчёт шпинделя на виброустойчивость……………………….35

8.3 Расчёт подшипников в шпиндельном узле…………………….35

Список используемой литературы………………………………....37

Введение

Металлорежущий станок – станок, предназначенный для размерной обработки металлических заготовок путем снятия материала.

История металлорежущих станков

Считается, что история металлорежущих станков начинается с изобретения суппорта токарного станка. Около 1751 г. французский инженер и изобретатель Жак Де Вокансон первый применил специальное устройство для фиксации резца – устранив, таким образом, непосредственное влияние руки человека на формообразование поверхности.

Классификация металлорежущих станков

Станки классифицируются по множеству признаков:

По классу точности металлорежущие станки классифицируются на пять классов:

(Н) Нормальной точности

(П) Повышенной точности

(В) Высокой точности

(А) Особо высокой точности

(С) Особо точные станки (мастер-станки)

Классификация металлорежущих станков по массе:

лёгкие (< 1 т)

средние (1-10 т)

тяжёлые (>10 т)

уникальные (>100 т)

Классификация металлорежущих станков по степени автоматизации:

ручные

полуавтоматы

автоматы

станки с ЧПУ

гибкие производственные системы

Классификация металлорежущих станков по степени специализации:

Универсальные. Для изготовления широкой номенклатуры деталей малыми партиями. Используются в единичном и серийном производстве. Также используют при ремонтных работах.

Специализированные. Для изготовления больших партий деталей одного типа. Используются в среднем и крупносерийном производстве

Специальные. Для изготовления одной детали или детали одного типоразмера. Используются в крупносерийном и массовом производстве

Описание основных групп и типов станков

По виду обработки в СССР была принята классификация станков, которая продолжает действовать и в настоящее время в России. В соответствии с ней металлорежущие станки разделяются на следующие группы и типы:

Глава 1. Обоснование технической характеристики станка.

1.1 Определение предельных диаметров сверла и рациональных режимов резания.

Для заданной модели вертикально-сверлильного станка 2А135 наибольший диаметр сверления D_б = 35 мм, тогда наименьший диаметр сверла:

При сверлении в сплошном материале глубина резания:

При рассверливании:

,
где D – диаметр сверла, d – диаметр отверстия в заготовке.

Наибольший диаметр сверления D_б для универсальных вертикально и радиально-сверлильных станков является их основным параметром и должен соответствовать ГОСТ 1227-72. При зенкеровании и развёртывании глубина резания равна величине припуска на сторону t_м= 0,5 мм, t_б = 2 мм. При чистовом развёртывании отверстий диаметром 5 … 80 мм припуск на сторону t_м= 0,05 мм, t_б = 0,25 мм. При черновом развёртывании припуск на сторону t_м= 0,1 мм, t_б = 0,2 мм.

Наибольшая и наименьшая подачи (для самого мягкого материала (цв. металлы) при работе со свёрлами наибольшего и наименьшего диаметра) по табл. 1.11 [1]:

мм/об

мм/об

Наибольшая и наименьшая скорости резания при сверлении:

м/мин

м/мин

сверления и характеристику инструмента;

Т – стойкость инструмента;

S – подача;

D - диаметр инструмента;

НВ – твёрдость обрабатываемого материала (табл. 1.25 [1])
Предельные значения частот вращения шпинделя:

мин^-1

мин^-1

Диапазоны регулирования привода главного движения и подачи:

1.2 Определение силовых параметров процесса резания и эффективной мощности привода.

Наибольшее осевое усилие, действующее при сверлении:

кН
Определим значение наибольшего крутящего момента при сверлении самого твёрдого материала:

кН∙м
Значения коэффициентов С₁, z, y, n определяем по табл. 1.32 [1]

кВт

Мощность электродвигателя главного движения определяется по наибольшей эффективной мощности резания:

кВт

где: k – коэффициент перегрузки станка, k = 1,2 … 1,3.

η – КПД привода с вращательным главным движением (η = 0,7 … 0,85).
Так как модернизируемый станок имеет только один электродвигатель, то при определении его мощности должна быть учтена мощность, расходуемая также и в цепях привода подачи и вспомогательных движений. Мощность, потребляемая на движение подачи, обычно невелика и составляет от мощности привода главного движения для сверлильных станков 4 …5%. Следовательно, мощность электродвигателя станка будет равна:

кВт
По найденной мощности выбираем двигатель типа АИР100L2, для которого: N_дв = 5,5 кВт

n_дв = 3000 мин^-1

Глава 2. Кинематический расчёт привода.

2.1 Определение числа скоростей привода

По известным значениям R_n (здесь R_v) и знаменателю геометрического ряда φ (примем φ = 1,41) находим число скоростей Z привода по формуле [1]:

Число скоростей принимаем Z = 9, как и в коробке скоростей модернизируемого станка 2А135.

где D₁ = 140 мм, D₂ = 178 мм,

Z₁ = 27, Z₂ = 34, Z₃ = 21, Z₄ = 55, Z₅ =48, Z₆ = 61, Z₇ = 34, Z₈ = 17, Z₉ = 65,

Z₁₀ = 35, Z₁₁ = 48, Z₁₂ = 68, Z₁₃ = 34, Z₁₄ = 50
Зная числа зубьев шестерён, определим передаточные числа:
Числа зубьев колёс привода.

D	D₁:D₂	Z	Z₁:Z₄	Z₂:Z₅	Z₃:Z₆	Z₇:Z₁₁	Z₈:Z₁₂	Z₉:Z₁₃	Z₁₀:Z₁₄
Диаметры шкивов	140:178	Число зубьев	27:55	34:48	21:61	34:48	17:68	65:34	35:50
i	0,78	i	0,38	0,71	0,34	0,71	0,25	1,91	0,7
		ΣZ	82	82	82	82	85	99	85

Зная частоту вращения электродвигателя и передаточные числа всех ступеней, построим график частот вращения привода:

График частот вращения привода.

Глава 3. Геометрический и силовой расчёт привода.
Так как для проектных расчетов нас интересует наиболее нагруженный режим, то рассчитываем силовые и кинематические параметры для наименьших угловых скоростей валов.

Для расчётов примем [2]:

η_з = 0,97 – КПД зубчатой передачи;

η_м= 0,98 – КПД муфты;

η_пк = 0,99 – КПД подшипников качения;

η_рп = 0,88 – КПД клиноремённой передачи.
Вал I:

кВт

мин^-1

с^-1

Н∙м

Вал II:

кВт

мин^-1

с^-1

Н∙м
Вал III:

кВт

мин^-1

с^-1

Н∙м
Вал IV:

кВт

мин^-1

с^-1

Н∙м

Глава 4. Определение модуля зубчатых колёс и геометрический расчёт привода.

4.1 Определение модуля зубчатых колёс

Модули зубчатых колёс рассчитываем, исходя из прочности зуба на изгиб и усталости поверхностных слоёв по формулам:

;

,
где: k = k_д ∙ k_к ∙ k_р = 2,4 – коэффициент, учитывающий изменение нагрузки по

сравнению с номинальной от действия различных

факторов,

где: k_д≈ 2 – коэффициент динамичности нагрузки;

k_к≈ 1,2 – коэффициент концентрации нагрузки;

k_р ≈ 1 – коэффициент режима.
N – номинальная передаваемая мощность вала с шестерней;
n – минимальная частота вращения шестерни;
z – число зубьев шестерни;
y = (0,1 …0,13) – коэффициент формы зуба;
ψ = (6 … 10) – коэффициент ширины;
i – передаточное отношение пары;
σ_доп– допускаемое напряжение контактной нагрузки;
R_в – допускаемое напряжение изгибной нагрузки.

Первоначально предполагая, что зубчаты колёса изготовлены из стали 40Х (σ_в = 900 МПа, σ_т = 750 МПа), со средней твёрдостью шестерни НRC_ср = 45 (улучшение и закалка ТВЧ), по известным из курса «Детали машин» формулам [2] примем σ_доп и R_в равными :

МПа

МПа
Из полученных модулей выбираем наибольший и округляем его до ближайшего стандартного значения и принимаем для всех пар данной групповой передачи.
Первая ступень (зацепление 21:61, валы I – II):

Принимаем m = 2,5
Вторая ступень (зацепление 34:48, валы II – III):

Принимаем m = 3
Третья ступень (зацепление 17:68, валы III – IV):

Принимаем m = 6
4.2 Расчёт геометрических параметров зубчатых колёс

Первая ступень:
Шестерня z = 27
Делительный диаметр:

мм

Диаметр вершин зубьев:

мм

Диаметр впадин зубьев:

мм
Шестерня z = 34
Делительный диаметр:

мм

Диаметр вершин зубьев:

мм

Диаметр впадин зубьев:

мм
Шестерня z = 21
Делительный диаметр:

мм

Диаметр вершин зубьев:

мм

Диаметр впадин зубьев:

мм
Шестерня z = 55
Делительный диаметр:

мм

Диаметр вершин зубьев:

мм

Диаметр впадин зубьев:

мм
Шестерня z = 48
Делительный диаметр:

мм

Диаметр вершин зубьев:

мм

Диаметр впадин зубьев:

мм
Шестерня z = 61
Делительный диаметр:

мм

Диаметр вершин зубьев:

мм

Диаметр впадин зубьев:

м
Ширина шестерён ступени:

;

мм

мм
Ширину колёс данной ступени конструктивно принимаем на 3 – 5 мм меньше ширины шестерён.

Вторая ступень:
Шестерня z = 34
Делительный диаметр:

мм

Диаметр вершин зубьев:

мм

Диаметр впадин зубьев:

мм

Шестерня z = 48
Делительный диаметр:

мм

Диаметр вершин зубьев:

мм

Диаметр впадин зубьев:

мм
Ширина шестерни ступени:

;

мм

мм
Ширину колеса данной ступени конструктивно принимаем на 3 – 5 мм меньше ширины шестерни.

Третья ступень:
Шестерня z = 17
Делительный диаметр:

мм

Диаметр вершин зубьев:

мм

Диаметр впадин зубьев:

мм

Шестерня z = 65
Делительный диаметр:

мм

Диаметр вершин зубьев:

мм

Диаметр впадин зубьев:

мм
Шестерня z = 35
Делительный диаметр:

мм

Диаметр вершин зубьев:

мм

Диаметр впадин зубьев:

мм
Шестерня z = 68
Делительный диаметр:

мм

Диаметр вершин зубьев:

мм

Диаметр впадин зубьев:

мм
Шестерня z = 34
Делительный диаметр:

мм

Диаметр вершин зубьев:

мм

Диаметр впадин зубьев:

мм
Шестерня z = 50
Делительный диаметр:

мм

Диаметр вершин зубьев:

мм

Диаметр впадин зубьев:

мм
Ширина шестерён ступени:

;

мм

мм
Ширину колёс данной ступени конструктивно принимаем на 3 – 5 мм меньше ширины шестерён.
4.3 Определение степени точности зубчатых колёс

Определяем степень точности зубчатых колёс данной группы исходя из допускаемой окружной скорости по таблице 3.34 [1]:

Для проектируемого привода окружная скорость шестерни Z₁ равна:

м/с
Назначаем 7-ую степень точности.
4.2 Определение диаметров валов

Диаметры валов рассчитываем приближённо по формуле:

,
М = Т – крутящий момент, равный вращающему моменту на валу;

[τ] – допускаемое напряжение на кручение

МПа
Вал I:

мм
Принимаем d = 22 мм
Вал II:

мм
Принимаем d = 30 мм
Вал III:

Принимаем d = 30 мм
Вал IV:

мм
Принимаем d = 40 мм

Глава 5.Определение фактических контактных напряжений и напряжений изгиба зубьев зубчатых колёс привода. Выбор материала и термообработки.
Контактные напряжения σ_н в зацеплении определим по формуле [1]:

,
где: K – вспомогательный коэффициент (для прямозубых колес K = 438);

F_t = 2∙T∙10³/d – окружная сила в зацеплении;

K_нα = 1 (для прямозубых колёс) – коэффициент, учитывающий распреде-

ление нагрузки между зубьями;

K_нβ = 1 – коэффициент концентрации нагрузки [2];

K_нv – коэффициент концентрации нагрузки, зависящий от окружной ско-

рости [2].
Напряжения изгиба σ_F для шестерни и колеса определим по формулам [1]:

,
где: Y_F1 и Y_F2– коэффициенты формы зубьев шестерни и колеса [2];

K_F_α аналогичен K_нα;

K_Fβ аналогичен K_н_β;

K_F_v аналогичен K_нv;

Y_β = 1

После определения контактных напряжений и напряжений изгиба подбираем материал и термообработку, обеспечивающие прочность на изгиб и износостойкость.
Зацепление 27:55

Н/мм²

Н/мм²
Материал обоих колёс – сталь 40Х, т. о. – закалка до твёрдости 45…50 HRC.

Зацепление 34:48

Н/мм²

Н/мм²
Материал обоих колёс – сталь 40Х, т. о. – закалка до твёрдости 45…50 HRC.

Зацепление 21:61

Н/мм²

Н/мм²
Материал обоих колёс – сталь 40Х, т. о. – закалка до твёрдости 45…50 HRC.

Зацепление 34:48

Н/мм²

Н/мм²
Материал обоих колёс – сталь 40Х, т. о. – закалка до твёрдости 45…50 HRC.

Зацепление 17:68

Н/мм²

Н/мм²
Материал обоих колёс – сталь 40Х, т. о. – закалка до твёрдости 45…50 HRC.

Зацепление 65:34

Н/мм²

Н/мм²
Материал обоих колёс – сталь 40Х, т. о. – закалка до твёрдости 45…50 HRC.

Зацепление 35:50

Н/мм²

Н/мм²
Материал обоих колёс – сталь 40Х, т. о. – закалка до твёрдости 45…50 HRC.

Глава 6.Расчёт валов коробки скоростей.

6.1 Вал I
Вертикальная плоскость:

Определим реакции в опорах:

Эпюра изгибающих моментов:

;

Н∙м;

Горизонтальная плоскость:

Определим реакции в опорах:

Эпюра изгибающих моментов:

;

Н∙м;

Суммарные реакции в опорах:

Суммарный изгибающий момент в опасном сечении:

∙м
6.2 Вал II
Вертикальная плоскость:

Определим реакции в опорах:

Эпюра изгибающих моментов:

;

Н∙м;

Горизонтальная плоскость:

Определим реакции в опорах:

Эпюра изгибающих моментов:

;

Н∙м;

Суммарные реакции в опорах:

Суммарный изгибающий момент в опасном сечении:

∙м
6.3 Вал III
Вертикальная плоскость:

Определим реакции в опорах:

Эпюра изгибающих моментов:

;

Н∙м;

Горизонтальная плоскость:

Определим реакции в опорах:

Эпюра изгибающих моментов:

;

Н∙м;

Суммарные реакции в опорах:

Суммарный изгибающий момент в опасном сечении:

∙м

6.4 Вал IV
Вертикальная плоскость:

Определим реакции в опорах:

Эпюра изгибающих моментов:

;

Н∙м;

;
Горизонтальная плоскость:

Определим реакции в опорах:

Эпюра изгибающих моментов:

;

Н∙м;

;
Суммарные реакции в опорах:

Суммарный изгибающий момент в опасном сечении:

∙м

Глава 7. Проверочный расчёт подшипников.
Пригодность выбранных подшипников определяем сопоставлением расчётной динамической грузоподъёмности С_rр с базовой С_r gпо условию [1]:

Расчётную динамическую грузоподъёмность определим по формуле [1]:

где: m = 3 – показатель корня дл конических роликоподшипников;

ω – угловая скорость вращения рассматриваемого вала;

L_h = 10000 ч – ресурс работы для зубчатых передач;

R_E – суммарная реакция подшипника, определяемая по формуле:

Где: V = 1 – коэффициент вращения;

R_r – суммарная реакция подшипника;

K_б= 1,3 – коэффициент безопасности для металлорежущих станков;

K_т = 1 – температурный коэффициент.
7.1 Вал I
а) Опора А: подшипник 7205 (С_r = 23900 Н, лёгкая серия [2])

Н < 23900 Н

Данный подшипник пригоден
б) Опора В: подшипник 7205 (С_r = 23900 Н, лёгкая серия [2])

Н < 23900 Н

Данный подшипник пригоден
7.2 Вал II
а) Опора А: подшипник 7206 (С_r = 29800 Н, лёгкая серия [2])

Н < 29800 H

Данный подшипник пригоден
б) Опора В: подшипник 7205 (С_r = 29800 Н, лёгкая серия [2])

Н < 29800 Н

Данный подшипник пригоден
7.3 Вал III
а) Опора А: подшипник 7206 (С_r = 29800 Н, лёгкая серия [2])

Н < 29800 Н

Данный подшипник пригоден
б) Опора В: подшипник 7205 (С_r = 29800 Н, лёгкая серия [2])

Н < 29800 Н

Данный подшипник пригоден
7.4 Вал IV
а) Опора А: подшипник 7208 (С_r = 42400 Н, лёгкая серия [2])

Н < 42400 Н

Данный подшипник пригоден
б) Опора В: подшипник 7208 (С_r = 42400 Н, лёгкая серия [2])

Н < 42400 Н

Данный подшипник пригоден

Глава 8. Расчёт шпиндельного узла.
8.1Расчёт на жесткость

При расчётах на жёсткость будем учитывать горизонтальную составляющую силы резания - Р_у:

Н (табл. 1.32)
Допускаемое смещение переднего конца шпинделя:

где l – расстояние между опорами (мм);
Жёсткость переднего конца шпинделя:

где Е = 2,1∙10⁵ Н/мм² – модуль Юнга для стали;

а – расстояние от конца шпинделя до первой опоры;

- момент инерции переднего конца шпинделя;

- приведённый диаметр переднего конца шпинделя.
Тогда смещение переднего конца шпинделя будет равно:

12мм
y < [y] – условие выполняется.

8.2 Расчёт шпинделя на виброустойчивость

При расчёте шпинделей на виброустойчивость сравнивают частоту собственных колебаний шпинделя и частоту вынужденных колебаний с целью избежать явления резонанса [3].

– коэффициент расстройства системы,

где: Ω – вынужденные колебания системы;

ω – собственные колебания системы.

колеб/с

где: n = 2190 – максимальная частота вращения шпинделя;

колеб/с

где: g – ускорение свободного падения [см/с²];

y – смещение переднего конца шпинделя;
Тогда:

ω > Ω, следовательно явления резонанса не произойдёт.

8.3Расчёт подшипников в шпиндельном узле

Упорный подшипник в т. В будет воспринимать только осевую нагрузку Р_х:

Радиальные подшипники в т. А и В будут воспринимать осевую нагрузку Р_у:

Статическая грузоподъёмность радиальных подшипников шпиндельного узла:
Опора A: подшипник 207 (С_r = 20100 Н, лёгкая серия [2])

Н < 20100 Н

Данный подшипник пригоден
Опора В: подшипник 207 (С_r = 20100 Н, лёгкая серия [2])

Н < 20100 Н

Данный подшипник пригоден

Список использованной литературы.

Металлорежущие станки: учеб. пособие для выполнения курсового проекта / В.Н. Жарков, В.В. Морозов, В.Г. Гусев; Владим. гос. ун-т – Владимир: Ред.-издат. комплекс ВлГУ, 2005. – 160 с.
Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для машиностроит. спец. вузов / П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов – 4-е изд., перераб. и доп. – М.: Высш. шк., 1985 – 416 с.
Расчёт и конструирование металлорежущих станков / А.С. Проников – 2-е изд. – М.: Высш. шк., 1968 – 431с.
https://www.bestreferat.ru/referat-206463.html
https://www.bibliofond.ru/view.aspx?id=553548