Ирина Эланс

Автор который поможет с любыми образовательными и учебными заданиями

Механическая связь

Содержание

Введение

При конструировании станка основные усилия должны быть направлены на поиски принципиально новых решений, на изобретение конструкций, превосходящих существующие по всем основным показателям. Лишь на стадии конструирования в полной мере можно из различных многочисленных вариантов выбрать действительно оптимальное решение. Конструирование новых прогрессивных типов станков, связано с повышенными требованиями к приводу главного движения. Резко повышаются требования к точности шпинделей и тяговых устройств. Постоянное ужесточение норм точности обработки предопределяет повышенные требования к жесткости и демпфирующим свойствам всей несущей системы станка, включающей базовые детали, их соединения и шпиндельные узлы. Точность исполнительных движений в значительной мере зависит от точности опор и направляющих.

Металлорежущие станки предназначены для механизации и автоматизации труда человека и решают, две задачи: получить качественное изделие, которое удовлетворяло бы его потребности; затратить на его изготовление меньше труда.

Конкурентоспособность металлорежущих станков, в настоящее время, занимает центральное место в деятельности станкостроительных предприятий, поскольку для них станок – это конечный осуществленный результат производства.

Целью курсового проекта является повышение производительности за счет сокращение времени на вспомогательные движения, т.е. совершенствование привода и системы управления. Добиться точности станка за счет снижения отрицательной роли упругих перемещений в следствие применения замкнутых упругих систем. Повышение жесткости несущей системы, за счет снижения числа подвижных и неподвижных соединений. Добиться повышения надежности станка за счет устранения в ответственных соединениях трение скольжения, применяя опоры и направляющие жидкостной смазкой, а также применения материалов и различных видов термической обработки обеспечивающие высокую стабильность базовых деталей несущей системы станка.

Главный показатель для оценки целесообразности станка в процессе его конструирования является экономическая эффективность, который наиболее полно отражает главное назначение станочного оборудования.

Поэтому необходимо спроектировать универсальный высокоскоростной

токарно-винторезный станок на базе станка модели 1И611П с целью улучшения его конкурентоспособности и экономичности.

1. Общая часть

1.1. Выбор станка аналога и описание его технологических возможностей.

Универсальный высокоточный токарно-винторезный станок модели 1И611П производства Ижевского станкостроительного завода предназначен для токарной обработки в центрах, патроне или цанге, а также для нарезания резьб метрической, модульной и дюймовой для эксплуатации на крупных и малых предприятиях.

С целью длительного сохранения точности обработки станки необходимо использовать только для финишных или получистовых операций.

Описание и назначение основных узлов проектируемого станка

Станина

Станина литая чугунная жесткой конструкции с дополнительными П-образными ребрами устанавливается на монолитной тумбе. Станина имеет две равнобокие призматические и две плоские направляющие. Внутри тумбы станка смонтированы редуктор и электродвигатель главного привода, станция смазки и установка для охлаждения.

Редуктор

Редуктор, установленный в левой части тумбы, представляет собой двухосную коробку скоростей с приводом от фланцевого электродвигателя. Крепление редуктора производится ко дну тумбы через переходный кронштейн.

К кронштейну редуктор крепится болтами.

Коробка скоростей

В коробке скоростей шкивная группа вынесена на задний торец корпуса, что позволяет производить замену приводного поликлинового ремня без какой-либо разборки узла.

Корпус коробки скоростей базируется на штырь, расположенный под шпинделем, что позволяет избежать увода шпинделя в сторону при тепловых деформациях и удобно производить выверку оси шпинделя. В корпусе коробки скоростей имеется звено увеличения шага и трензель.

Коробка подач

Коробка подач закрытого типа позволяет нарезать метрические, модульные, дюймовые резьбы и получать подачи в пределах от 0,01 до 1,5 мм/об.

Поперечные подачи равны половине продольных.

Передача движения в коробку подач редуктора идет поликлиновым ремнем на приемный вал коробки подач при точении и через сменные шестерни гитары со шпинделя при нарезании резьбы. Коробка подач обеспечивает широкий диапазон величин нарезаемой резьбы, продольной и поперечной подач. Для нарезания точной резьбы предусмотрено прямое соединение ходового винта с гитарой, минуя механизм коробки подач.

Гитара

Гитара крепится на левом торце коробки скоростей. Включение ременной и зубчатой передачи сблокировано и не может быть произведено одновременно. Выбор передачи производится при помощи рукоятки, расположенной на передней крышке коробки подач.

Задняя бабка

Прижим задней бабки осуществляется поворотом рукоятки, регулирование прижима производится гайками. Положение пиноли фиксируется рукояткой.

Фартук

Фартук обеспечивает получение продольных и поперечных подач суппорта вручную, механически – от коробки подач через ходовой вал, а также нарезание резьбы при помощи ходового винта.

Фартук имеет четыре муфты, позволяющие осуществить прямую и обратную подачу в продольном и поперечном направлениях. Управление подачей осуществляется одной рукояткой.

Перемещение рукоятки при включении того или иного движения совпадает с направлением перемещения суппорта при левом вращении ходового вала, независимо от направления вращения шпинделя.

Для автоматического отключения подач при работе по жестким упорам, а также при перегрузках фартук имеет механизм, который можно регулировать винтом.

Для настройки на максимальное тяговое усилие необходимо винт завернуть до отказа, затем вывернуть на 5 оборотов и зафиксировать гайкой. При срабатывании механизма рукоятка автоматически в нейтральное положение не возвращается, ее переключение необходимо произвести в ручную. В некоторых случаях работа механизма сопровождается незначительным треском, что не является признаком его неисправности.

Наличие блокировочного устройства исключает возможность одновременного включения ходового винта и ходового вала, а также одновременное включение продольной и поперечной подачи.

Суппорт

Суппорт крестовой конструкции имеет ручное и механическое продольное перемещение по направляющим станины и поперечное перемещение по направляющим каретки. Ручное поперечное перемещение осуществляется маховиком. Верхняя часть суппорта имеет независимое ручное перемещение по направляющим средней поворотной части и может поворачиваться на 60˚ в сторону рабочего и на 70˚ от рабочего.

На суппорте установлен четырехпозиционный поворотный резцедержатель. На поперечной каретке предусмотрена установка заднего резцедержателя, поставляемого по особому заказу.

Для точного отсчета поперечных перемещений предусмотрен механизм-верньер, позволяющий осуществлять перемещения 0,005 мм/об.

Зона резания защищена ограждением, имеющим смотровое окно из прозрачного материала. Ограждение крепится на стойке, что дает возможность регулировки по высоте. При обработки хрупких материалов имеется возможность установки дополнительного щитка с правой стороны ограждения.

1.2. Определение технологических возможностей проектирования станка.

1. Зажим заготовок:

- зажим заготовок производится самоцентрирующимся кулачковым патроном.

2. Чистота масел, применяемых для смазки, должна быть не грубее 14 класса по ГОСТ 17216-71.

3. Смазочно-охлаждающая смазка:

- рекомендуется в качестве охлаждающей жидкости применять 3-4% эмульсию "Укринол".

6. Освещенность рабочей поверхности в зоне обработки должна быть не менее 1500лк.

2. Технологическая часть

2.1. Расчет режимов резания

Таблица – Режимы резания и технологические возможности привода.

2.2. Выбор электродвигателя привода

По максимальной мощности, потребной на резание (Рр = N) определим мощность электродвигателя по формуле:

, КВт, где

к=1,25 - коэффициент кратковременной перегрузки, допускаемый стандартным двигателем.

=0,85 - КПД привода главного движения станка.

Принимаем: Pp=2,8 КВт, тогда: , КВт;

Мощность двигателя для подач: Р_под = (0,15..0,20)Р_гл = 0,40 КВт;

Тогда мощность электродвигателя будет равна: КВт;

Зная мощность электродвигателя главного движения и принимая частоту вращения двигателя равной 1500 об/мин, выбираем конкретный двигатель:

4А1004У3 (Р = 3 кВт, n = 1430 об/мин).

Механические характеристики двигателя 4А1004У3 [6].

Механическая характеристика двигателя представляет собой зависимость вращающего момента двигателя от его частоты вращения при неизменных напряжении, частоте питающей сети и внешних сопротивлениях в цепях обмоток двигателя.

Пусковые свойства характеризуются значениями пускового момента М_п, минимального момента М_min, максимального момента М_кр, пускового тока I_п или пусковой мощности Р_п или их кратностями. Зависимость момента, отнесенного к номинальному моменту, от скольжения называется относительной механической характеристикой.

3. Конструкторская часть

3.1. Кинематический и силовой расчет привода главного движения

3.1.1. Определение числа ступеней привода

Для определения диапазона частот D необходимо знать максимальную и минимальную частоты. Для этого воспользуемся таблицей режимов резания. Выберем максимальную и минимальную скорости резания.

Vmax=500 м/мин, Vmin=4 м/мин.

Выберем максимальный и минимальный диаметры обрабатываемой поверхности, принимая во внимание соотношения, принятые в станкостроении. Согласно [7] в нашем случае

dmin=31 мм

dmax=250 мм

Определяем наибольшую и наименьшую частоту вращения по следующим формулам:

Определяем диапазон регулирования:

D= 1,25х(nmax/nmin)=1,25х(5130/5,09)=1260

Принимаем стандартный знаменатель ряда j=1,26

Определим число ступеней z:

Полученное значение округляют до ближайшего, принятого в машиностроении: Z = 32.

Теперь определим частоты вращения: nm+1=nm×j

5; 6,3; 8; 10; 12,5; 16; 20; 25; 31,5; 40; 50; 63; 80; 100; 125; 160; 200; 250; 315; 400; 500; 630; 800; 1000; 1250; 1600; 2000; 2500; 3150; 4000; 5000; 6300.

3.1.2. Определение структурной формулы привода

Из всех вариантов структурной формулы выбираем тот, при котором диапазон регулирования в каждой группе является наименьшим, что позволяет уменьшить размеры валов. Таким образом наиболее рациональным является следующий вариант структурной формулы:

Z=2[1]×2[2]×4[4]×2[16].

3.1.3. Построение структурной сетки привода

На основе структурной формулы, полученной на предыдущем этапе, строим структурную сетку.

3.1.4. Построение графика частот вращения

3.1.5. Определение числа зубьев зубчатых колес настроечного органа

Определим числа зубьев колес способом наименьших кратных [8], например, у колес, передающих крутящий момент между II и III валом. У этой группы передач из графика структурной сетки i=1/j=0,79 и i=1/ =0,49,при j=1,26, т.е.

Из условия постоянства межосевого расстояния при одинаковом модуле зацепления: z₄+z₁₈=z₅+z₁₇=2×z₀. Это условие позволяет принимать положение о наименьшем кратном и определить наименьшую сумму зубьев, как произведение сумм числителей и знаменателей передаточных отношений, округлив его до целого: , округлив, принимаем 2×z₀=7. Но это значение <<17, что недопустимо; поэтому 2×z₀ увеличиваем в целое число раз. Принимаем 2×z₀=7×11=77. Для удобства расчетов определим 2×z₀ до 80 зубьев, тогда:

и . Наибольшее отклонение передаточного отношения за счет округления значения 2×z₀ составило в этом случае 3,75%.

Остальные числа зубьев определяются аналогично.

I	II	III	IV	V	VI	VII
I	II	III	IV	V	VI	VII
Z₆=31	Z₄=27	Z₁₀=19	Z₁₁=16	Z₂₃=30	Z₂₄=18	Z₂₁=72
Z₉=27	Z₅=36	Z₁₃=31	Z₁₂=49	Z₂₅=30	Z₂₆=60	Z₂₂=30
	Z₇=36	Z₁₄=49	Z₁₅=31
	Z₈=39	Z₁₇=44	Z1₆=27
		Z₁₈=35

3.1.6. Проверка кинематической схемы и расчет чисел зубьев

В таблице n_т – табличное значение частоты;

nф – фактическое значение частоты;

Δn – фактическая ошибка;

10∙(φ-1) = 2,6% - допустимая ошибка при φ=1,26.

Из таблицы 3 видно, что фактическая частота вращения, обеспечиваемая выбранными передачами, не всегда удовлетворительно совпадает с табличными значениями n. Значительные колебания можно объяснить тем, что расчетные n групповых передач округлялись до целых значений, а также тем, что нормальный ряд в некоторых позициях получен с отступлением от правила удвоения через три значения. Как видно из таблицы 3 и графика частот вращения, в результате перекрытия из 32теоретических частот мы получаем 23 различные действительные частоты.

3.2. Предварительный и проверочный расчет валов привода

Целью проектного расчета валов является определение предварительных размеров валов.

Критический диаметр вала определяем исходя из расчета вала на кручение. Ориентировочно диаметр вала определяем по следующей формуле:

где [t] = 23 МПа - допускаемое напряжение на кручение [4].

Все расчеты ведутся с использованием частот вращения из первого ряда второй четверти ведомого вала. Зная частоты вращения определяем крутящий момент на каждом валу.

Крутящий момент на первом валу

(Нм),

где Р_дв – мощность электродвигателя, η₁– КПД компенсирующей муфты; n₁ – частота вала электродвигателя.

Крутящий момент на 2-м валу

где η₂– КПД закрытой зубчатой передачи; η₃ - КПД пары подшипников качения.

Крутящий момент на 3-м валу

Крутящий момент на 4-м валу

Крутящий момент на 5-м валу

где η₄– КПД клиноременной передачи.

Крутящий момент на 6-м валу

Крутящий момент на 7-м валу

Таким образом, критические диаметры валов будут соответственно равны:

Принимаем:

d₁ = 17 мм; d₂ = 19 мм; d₃ = 19 мм; d₄ = 22 мм; d₅ =22 мм; d₆ = 26 мм; d₇ = 42 мм.

Проверочный расчет вала переборной группы [8]

Рассчитаем вал переборной группы станка. Изобразим схематично валы V, VI, и VII и укажем силы, действующие на вал VI, определим реакции в опорах, построим эпюры моментов в 2-ч взаимно перпендикулярных плоскостях плоскости XOZ и YOX.

Ft_25-26– окружная сила на колесе 26 со стороны шестерни 25;

Ft_21-24– окружная сила на шестерне 24 со стороны колеса 21;

Fr_25-26– радиальная сила на колесе 26 со стороны шестерни 25;

Fr_21-24– радиальная сила на шестерне 24 со стороны колеса 21;

1. Для данного вала определим все радиальные и окружные силы, действующие на него.

d125 = 75,000 мм - делительный диаметр 25-й шестерни

d1₂₄ = 45,000 мм - делительный диаметр 24-й шестерни.

b=0 - угол наклона зуба

aw=20 - угол зацепления

2. Определим реакции в опорах. Направление реакции задаем произвольно (см. рис.1).

Cоставим уравнения моментов относительно каждой опоры, из которых определим реакции R_A и R_B.

Плоскость YOX:

Fr_25-26∙(42)+Fr_21-24∙(105)-R_BY∙(130)=0 →

-Fr_21-24∙(25)-Fr_25-26∙(88)+R_AY∙(130)=0

Проверка:

Плоскость ZOX:

Ft_25-26∙(42) - Ft_21-24∙(105)+R_BZ∙(130)=0 →

-Ft_25-26∙(88) + Ft_21-24∙(25) + R_АZ∙(130)=0 →

Проверка:

Определим суммарные реакции в опорах А и В:

3. Выбор подшипников [3].

В качестве опоры А для вала VI выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный особо легкой серии №104 (d=20 мм; D=42 мм; В=12 мм; С=9360 Н, С₀=4500 Н). В качестве опоры В для вала VI выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный тяжелой серии №405 (d=25 мм; D=80 мм; В=21 мм; С=36400 Н, С₀=20400 Н). Проверим правильность выбора подшипников путем расчета по динамической грузоподъемности.

3.1. Подшипник в опоре А.

Fr = R_А = 571 Н – радиальная нагрузка на подшипник;

F_A = 0 – осевая нагрузка на подшипник.

Определим эквивалентную динамическую нагрузку Р.

V-коэффициент вращения кольца V=1

ks-коэффициент безопасности ks=1,1

kt-температурный коэффициент kt=1

L – общая долговечность подшипника.

3.2. Подшипник в опоре В.

Fr = R_B = 2980Н – радиальная нагрузка на подшипник;

F_A = 0 – осевая нагрузка на подшипник.

Определим эквивалентную динамическую нагрузку Р.

V-коэффициент вращения кольца V=1

ks-коэффициент безопасности ks=1,1

kt-температурный коэффициент kt=1

Подшипник соответствует всем требованиям.

4. Строим эпюры изгибающих моментов в 2-х плоскостях.

1) Плоскость XOY

M_x1= -R_AY∙x1

x₁= 0, M_x1 = 0;

x₁= 42, M_x1 = -565∙42 = -23730 Н∙мм = -23,7 Нм.

M_x2 = -R_AY(42+x₂)+Fr_25-26x₂

x₂ = 0, M_x2 = -565∙42 = -23730 Н∙мм = -23,7 Нм;

x₂ = 63, M_x2 = -565(42+63)+440∙63 = -31605 Н∙мм = -31,6 Нм.

M_x3 = -R_AY(105+x₃)+Fr_25-26(63+x₃)+Fr_21-24x₃

x₃ = 0, M_x3 = -565∙105+440∙63 = -31605 Н∙мм = -31,6 Нм;

x₃ = 25, M_x3 = -565∙130+440∙88+1390∙25 = 0.

Строим эпюру изгибающих моментов (рис.1)

Плоскость ZOX

M₁= -R_AZ∙x1

x₁= 0, M_x1 = 0;

x₁= 42, M₁ = -84∙42 = -3528 Н∙мм = -3,53 Нм.

M₂ = -R_AZ(42+x₂)+Ft_25-26x₂

x₂ = 0, M₂ = -84∙42 = -3528 Н∙мм = -3,53 Нм;

x₂ = 63, M₂ = -84(42+63)+1210∙63 = 67410 Н∙мм = 67,4 Нм.

M₃ = -R_AZ(105+x₃)+Ft_25-26(63+x₃)-Ft_21-24x₃

x₃ = 0, M₃ = -84∙105+1210∙63 = 67410 Н∙мм = 67,4 Нм;

x₃ = 25, M₃ = -84∙130+1210∙88-3820∙25 = 0.

Строим эпюру изгибающих моментов (рис.1)

5. Эпюра суммарного изгибающего момента

Произведем проверку наиболее нагруженного сечения вала по фактическим напряжениям [8]:

Значения коэффициентов а и в определяются по формулам:

а = К_s(1 + с); в = + К_t с, где

К_s = К_t = 2 - коэффициент динамической концентрации;

с = 0,2 - коэффициент динамической нагрузки для токарных станков;

s_-1 - предел выносливости, МПа;

s_Т - предел текучести, МПа.

Выбираем материал вала: Сталь марки 40Х.

s_-1 = 450 МПа;

s_Т = 800 МПа;

а = 2х(1 + 0,2) = 2,4

в = 450/800 + 2х0,2 = 0,96

Момент сопротивления W вала c учетом концентрации напряжений равен

Допускаемое напряжение находится по формуле:

где sпр - предел прочности, МПа.

Для выбранного материала sпр = 1000 МПа. Подставляя эти данные в формулу, находим, что

[s] = 225 МПа.

s = [s]

Данный вал удовлетворяет всем требованиям.

3.3. Проверочный расчет зубчатых колес по контактным напряжениям

Для расчета зубчатых передач используется стандартная методика [1].

Произведем расчет прямозубой передачи шестерня 25 (вал V) и колесо 26 (вал V) ).

1. Числа зубьев равны: z₂₅₇=30; z26=60;

Принимаем модуль m=2,5 мм, найдем межосевое расстояние.

(мм).

Делительные диаметры

мм

Диаметры выступов

мм

Диаметры впадин

мм

Ширина колеса

=0,315·112,5=36 мм

Торцевая степень перекрытия

Окружная скорость

м/с

Принимаем степень точности колеса равную 7.

Материал 40Х. Для шестерни принимаем термообработку – нормализацию до твердости HB 230-280.

2. Проверочные расчеты.

2.1. Для проверочных расчетов, как по контактной, так и по изгибной прочности, определим коэффициенты нагрузки.

KH=KHV·KHb·KHa KF=KFV·KFb· KFa

KHV, KFV - коэффициенты внутренней динамической нагрузки.

KHV=1,31 KFV=1,63

KHb, KFb - коэффициенты концентрации нагрузки.

KHb=1,08 KFb=(0,8..0,85)KHb=0,92 <1, принимаем KFb =1

KHa ,KFa - коэффициенты распределения нагрузки между парами зубьев.

KHa=KFa=1

KH=1,31·1,08·1=1,41

KFa=1,63·1·1=1,63

2.2. Проверка по контактным напряжениям

ZH - коэффициент формы сопрягаемых поверхностей

ZH=2,5

ZЕ - коэффициент материала

ZЕ=190 (для стали)

Z - коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий

Z =0,89

Ft - Окружное усилие

МПа

- допустимая величина контактных напряжений.

ZR - коэффициент учитывающий шероховатость ZR=1

ZV - коэффициент учитывающий окружную скорость ZV=1,07

SH - коэффициент запаса прочности SH=1,2

sH lim - предел выносливости при базовом числе циклов

sH lim =2HB+70=2·200+70=470 МПа

, Мпа

Тогда отклонение

≤+5%.Недогрузка в пределах 5 %, следовательно, термообработка назначена верно.

2.3. Проверка по усталостным напряжениям изгиба

Допускаемые напряжения изгиба

YR - коэффициент шероховатости переходной кривой при зубофрезеровании и шлифовании YR=1

YX - масштабный фактор для поверхностной закалки YX=1

Yd - коэффициент чувствительности материала к концентрации напряжения Yd=1,03

YA - коэффициент реверсивности нагрузки при нереверсивной работе YA=1

YN - коэффициент долговечности. Рассчитывается отдельно для шестерни и колеса, YN4=YN18=1

SF - коэффициент запаса прочности SF=1,7

sF lim - предел выносливости зуба sF lim = 1,75HB = 1.75х250 = 438 МПа

МПа

Рабочие напряжения изгиба

YFS - коэффициент формы зуба

X - коэффициент сдвига инструмента

ZV - эквивалентное число зубьев

Zv1=30 Zv2=60,

Ye - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев в зацеплении, Ye=1

Yb - коэффициент угла наклона зуба,

Действительный запас усталостной изгибной прочности

Аналогичным образом рассчитаем передачу переборной группы: шестерня 24(вал VI ) и колесо 21 (вал VII ).

3. Числа зубьев равны: z₂₄₇=18; z21=72;

Принимаем модуль m=2,5 мм, межосевое расстояние остается равным 112,5 мм.

Делительные диаметры

мм

Диаметры выступов

мм

Диаметры впадин

мм

Ширина колеса

=0,315·112,5=36 мм

Торцевая степень перекрытия

Окружная скорость

м/с

Принимаем степень точности колеса равную 7.

Материал 40Х. Для шестерни принимаем объемную закалку до твердости HRC 48-53.

4. Проверочные расчеты.

4.1. Для проверочных расчетов, как по контактной, так и по изгибной прочности, определим коэффициенты нагрузки.

KH=KHV·KHb·KHa KF=KFV·KFb· KFa

KHV, KFV - коэффициенты внутренней динамической нагрузки.

KHV=1,07 KFV=1,07

KHb, KFb - коэффициенты концентрации нагрузки.

KHb=1,12 KFb=(0,8..0,85)KHb=0,95 <1, принимаем KFb =1

KHa ,KFa - коэффициенты распределения нагрузки между парами зубьев.

KHa=KFa=1

KH=1,07·1,12·1=1,20

KFa=1,07·1·1=1,07

4.2. Проверка по контактным напряжениям