Проектирование поперечно-строгального станка

СОДЕРЖАНИЕ

 

ВВЕДЕНИЕ 4

1 ЦЕЛИ И  ЗАДАЧИ КУРСОВОГО ПРОЕКТА 5

2 ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА  ПОПЕРЕЧНО-СТРОГАЛЬНОГО СТАНКА-ПРОТОТИПА 6

3 НАЗНАЧЕНИЕ  ПРЕДЕЛЬНЫХ  РЕЖИМОВ  РЕЗАНИЯ 7

4 ОПРЕДЕЛЕНИЕ  ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ ГИДРОПРИВОДА 10

5 РАСЧЕТ КОРОБКИ  ПОДАЧ 15

5.1 Построение  уравнений кинематического баланса 15

5.2 Определение  крутящих моментов 17

5.3 Определение  диаметров валов 18

5.4 Определение  модулей зацепления зубчатых  передач 19

6 ВЫПОЛНЕНИЕ  ПРОЧНОСТНЫХ РАСЧЕТОВ 23

6.1 Проверочный  расчёт валов при изгибе и  кручении 23

6.2 Проверочный  расчет вала на прочность 26

6.3 Расчёт  подшипников 29

7 ПРОЕКТИРОВАНИЕ  СИСТЕМЫ УПРАВЛЕНИЯ СТАНКОМ 30

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ 31

ПРИЛОЖЕНИЕ  А Механизм коробки подач (развертка) 33

ПРИЛОЖЕНИЕ  Б Механизм коробки подач (свертка) 34

ПРИЛОЖЕНИЕ  В Спецификация 35

 

 

 

ВВЕДЕНИЕ

 

В современном  машиностроении обработка резанием является главным технологическим методом, обеспечивающим высокое качество и точность обрабатываемых поверхностей деталей.

Курсовой проект по дисциплине «Металлорежущие станки» является важным звеном в подготовке инженера-механика. Это комплексно-творческая работа, в которой студент должен показать умение при решении практических задач, применять как ранее полученные знания по инженерным и специальным  дисциплинам, так и знания по данной дисциплине.

Для разрешения этих проблем  перед нами поставлена задача спроектировать долбёжный станок опираясь на полученные знания полученные в процессе изучения дисциплины «Металлорежущие станки»  основываясь  при этом на предлагаемый прототип станка модели 7А33.

Исходные данные

Наибольший ход ползуна, мм – 320

Размер стола, мм – 320х280

Материал заготовки –  Сталь 45 (s_в = 70-75  кг/мм²)

Материал инструмента  – Т15К6

Прототип станка – 7А33

Графическая часть: коробка  подач – 2 листа

Управление коробкой подач: многорукояточное

 

1 ЦЕЛИ  И ЗАДАЧИ КУРСОВОГО ПРОЕКТА

 

Курсовое проектирование ставит своей целью научить студента самостоятельно разбираться в технологических, кинематических, конструктивных и экономических  вопросах проектирования металлорежущего  оборудования

Важнейшей задачей  является ускорение научно-технического прогресса путем комплексной механизации и автоматизации производства. Эффективность машиностроения должна повыситься за счет изменения структуры парка металлообрабатывающего оборудования.

Это достигается путем увеличения удельного веса автоматизированного оборудования, в том числе автоматических линий, станков с ЧПУ, роботизированных, оснащенных микропроцессорной и вычислительной техникой гибких автоматизированных комплексов (ГАК) и гибких производственных систем (ГПС), позволяющих быстро и эффективно перестраивать производство на выпуск новых изделий.

Вместе с тем студент  не должен ограничиваться решением вопросов только проектируемого узла. Необходимо подробно разбираться и чётко  знать ряд общих вопросов, касающихся всего станка, его технологического назначения, соответствия современному уровню производительности, точности, автоматизации, требованиям технической  эстетики, безопасности и др. В процессе курсового проекта студент должен научиться применять стандарты, нормали, типовые схемы и конструкции, справочную техническую литературу. 

2 ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА ПОПЕРЕЧНО-СТРОГАЛЬНОГО СТАНКА-ПРОТОТИПА

 

Поперечно-строгальные станки предназначены для строгания  горизонтальных, вертикальных и наклонных  плоскостей на заготовках мелких и  средних деталей, для прорезания прямолинейных пазов, канавок и  выемок, значительно реже — для  изготовления линейчатых поверхностей с фасонной направляющей — линией.

Для обработки на поперечно-строгальном  станке заготовку крепят на консольном столе, а резец — в резцедержателе ползуна, совершающего горизонтальное возвратно-поступательное движение, большей  частью — поперек заготовки. Поперечная или вертикальная подача сообщается столу с заготовкой с помощью консоли автоматически или вручную. Предлагаемый прототип станка модели 7А33.

Технические характеристики станка

Ход ползуна, мм: 320

Размер стола, мм: 320-280

Число двойных ходов ползуна  в минуту: 47-186

Горизонтальная подача, мм/дв.ход : 0,1-1,2

Вертикальная подача, мм/дв.ход: 0,05-0,6

Мощность главного привода, кВт: 1,7-3,0

Габаритные размеры станка, мм: 1770х900х1540

Масса, кг: 900

Точность: Н

Краткое описание конструкции  и работы станка

Поперечно-строгального станка состоит из станины, ползуна и  стола. Ползун заканчивается резцедержателем, в котором закрепляют строгальный  резец. Заготовку закрепляют непосредственно  на столе или в тисках. Чтобы  придать ей правильное положение  относительно инструмента, можно при  помощи винтов и передвигать стол в вертикальной и горизонтальной плоскостях. При вращении рукоятки может также передвигаться в  вертикальной плоскости резец. Для  станка характерны два основные движения: главное движение ползуна (вперед - рабочее движение и назад - холостое) и движение подачи поступательное движение стола в горизонтальной плоскости. Резец совершает холостое движение, на которое расходуется почти  столько же времени, сколько и  на рабочее - и это одна из основных причин, ограничивших применение строгальных  станков.

3 НАЗНАЧЕНИЕ ПРЕДЕЛЬНЫХ  РЕЖИМОВ РЕЗАНИЯ

 

При  работе  на  строгальном  станке применяют  строгальные резцы. Принимаем для резцов, оснащенных пластинками твердого сплава Т15К6:

Сечение резца 30 X 45 мм;

Расчеты выполним для черновой и чистовой обработки:

Сталь  45  (s_в = 70-75  кг/мм²) – черновая обработка,

Сталь  10  (s_в = 30-40  кг/мм²) – чистовая обработка.

Установим исходные данные для черновой и чистовой обработки [1].

Черновая обработка:

Глубина резания, мм: t=2,8

Подача, мм/дв.ход: S=1,2

Скорость резания, м/мин: V_min=9,7

Длина хода ползуна, мм: L_max=320

Отношение рабочего хода к  холостому: x=1,5

Сила резания, Н: Р_Zmax=5900

Чистовая обработка:

Глубина резания, мм: t=0,9

Подача, мм/дв.ход: S=0,1

Скорость резания, м/мин: V_max=27

Длина хода ползуна, мм: L_max=12,5

Отношение рабочего хода к  холостому: x=2,5

Определяем максимальное и минимальное значение чисел  двойных ходов, дв.ход.\мин [14]:

 

 

где  L_max  и L_min – наибольшая  и наименьшая  длина хода  рабочего  органа станка,  мм;

V_max  и V_min – наибольшее  и наименьшее   значение   скорости  обратного и прямого хода, м/мин;

 

Диапазон  регулирования  привода  подач  D_s  находят непосредственно из  соотношения [14]:

 

 

где  S_max  и  S_min – наибольшая  и  наименьшая  величина  подачи, мм/дв.ход

 

 

Данное значение соответствует  диапазону регулирования 3 – 40.

При расположении чисел подач по геометрическому ряду диапазон регулирования  можно выразить через знаменатель  этого ряда φ и количество одновременно работающих зубьев храпового колеса [14]:

 

 

где φ – знаменатель геометрического ряда;

 Z – количество одновременно работающих зубьев храпового колеса.

 

Знаменатель геометрического  ряда зависит как от типа, так  и типоразмера станка. Принимаем φ=1,26 [14]

Выражение (3.4) используют для определения количества одновременно работающих зубьев храпового колеса [14]:

 

 

 

Эффективная мощность, кВт [2]:

 

 

 

Согласно эффективной  мощности выбираем асинхронный однофазный электродвигатель 4А100S4У3 с короткозамкнутым ротором мощностью N=3 кВт и частотой вращения n=1435 об/мин ГОСТ 17494-72.

 

4 ОПРЕДЕЛЕНИЕ  ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ ГИДРОПРИВОДА

 

 

 

Рисунок 1 - Кинематическая схема гидропривода

 

К основным параметрам гидроприводов  относятся: диаметр гидроцилиндра, диаметр штока, ход поршня и производительность насосной станции.

В общем случае гидроцилиндр должен развивать усилие, достаточное  преодоление соответствующей сил  резания, сил трения и сил инерции. В расчетах используют только максимально-возможные (предельные) составляющие сил резания  и другие силы.

В строгальных станках в приводе главного движения составляющая сил резания Р_zmax (черновая обработка) достаточно велика (до 2500 кг). Силы трения составляют 1,5...2,5%  от силы Р_zmax.  Поэтому их обычно не учитывают. Силы инерции соизмеримы с силой резания, но имеют наибольшее значение в момент реверсирования хода ползуна (долбяка), то есть тогда,  когда резание не производится. Кроме того,  типовые гидросхемы устройства (дроссели), обеспечивающие плавное торможение и разгон,  что существенно снижает эти силы. В связи с этим силы инерции также можно не учитывать.

Движение подач осуществляется в момент реверсирования рабочего органа. При этом составляющая сил резания  Р_х = 0. Силы инерции также невелики. Поэтому в приводе подач учитывают только силы трения и силы тяжести (при вертикальных подачах).

 

Выбор насоса [5].

По необходимой мощности подбираем насос Г12-32М с параметрами:

Рабочий объем: 25 см³

Номинальная подача: 27,9 л/мин

Давление на выходе: 6,3 Мпа (номинальное)

Частота вращения: номинальная  – 960 об/мин

максимальная – 1500 об/мин

минимальная – 600 об/мин

Мощность: 2,8 кВт

КПД: 0,88

Ресурс: 10000 ч.

Масса: 8,2 кг

По известной общей  силе сопротивления диаметр гидроцилиндра  определяется по следующим зависимостям [14]:

 

где Р_с – общая сила сопротивления движения, Н;

 Р_с = 5900

 F – площадь цилиндра, м²;

 Р_р – рабочее давление в гидросистеме, Па

 

где  Р_н – максимальное давление, развиваемое насосом, Па

 

 

 

Из выражения (4.1)

 

F =

 

где  D_р – расчетный диаметр гидроцилиндра, м.

Откуда 

 

D_р =

D_р =

 

По расчетному значению D_р принимаем ближайшее большее стандартное значение  D_q = 63 мм.  После  этого,  используя выражение (4.3), определяем действительное значение площади гидроцилиндра F_q [14].

 

F_q =

 

Диаметр d_ш штока поршня гидроцилиндра зависит от соотношения скоростей обратного и рабочего ходов «Х» (Х=1,5). При постоянном расходе рабочей жидкости скорость движения обратно пропорциональна площади поршня. При обратном ходе часть площади поршня «занята» штоком, то есть чем больше диаметр штока d_ш, тем больше скорость обратного хода. Сказанное позволяет предложить для определения d_ш следующее выражение [14]:

 

d_ш = D_q

d_ш = 63 ^.

 

По расчетному значению d_ш  принимают ближайшее стандартное значение d_ш=40 мм

Ход поршня выбирается в  зависимости от максимальной длины  рабочего хода L_max.

Общая производительность насосной установки определяется из соотношения [14]

 

Q = F_q ·V_max

 

где   Q – общая производительность насосной установки, м³/с;

F_q – площадь гидроцилиндра, м²;

V_max – максимальная скорость резания, м/с.

 

Q =

 

На  строгальных станках, как правило, применяют сдвоенные насосы, то есть

Q = Q₁ + Q₂

 

где Q₁ и Q₂ - производительность насосных секций.

Соотношение производительности секций следующее:

Q₂ = 2Q₁

 

Использование сдвоенных  насосов обеспечивает ступенчатое  регулирование скорости резания. При  низшем диапазоне  скоростей работает насос с производительность Q₁, а рабочая жидкость из другого насоса идет на слив. При среднем диапазоне работает насос с производительность Q₂, а Q₁ идет на слив. При третьем диапазоне работают обе секции. При четвертом диапазоне, при котором также работают обе секции насоса и, кроме того, рабочая жидкость из полости слива гидроцилиндра поступает в рабочую полость. При этом скорость движения удваивается. Внутри каждого из диапазонов скорость движения изменяется бесступенчато при помощи регулируемого дросселя.

Из (4.8) следует: Q₁ =0,028 м³/мин и Q₂=0,056 м³/мин

 

5 РАСЧЕТ  КОРОБКИ ПОДАЧ

5.1 Построение уравнений кинематического баланса

Изменение величины подач  осуществляется за счет изменения угла поворота храпового колеса (числа зубьев n , на которые осуществляется его поворот).

Расчетные перемещения подач равны [14]:

 

 

где z - число зубьев храпового колеса;

      n - число зубьев, на которое осуществляется поворот храпового колеса.

 

Общий вид уравнения кинематического  баланса имеет вид [5]:

 

мм/дв.х

 

где i - передаточное отношение передач от храпового колеса к механизму преобразования вращательного движения в поступательное;

      H - ход механизма преобразования вращательного движения в поступательное.

 

Для ходовых винтов [5]:

 

где K – число заходов резьбы,

       t – шаг резьбы ходового винта.

 

Необходимая величина размерности  ряда [5]:

 

Z_S – число ступеней коробки подач, Z_S = 12.

 

 

Арифметический ряд подач  на 1 зуб:

 

S₁ = S_min = 0,11 мм/дв.ход

S₂ = 0,1 + 0,1 = 0,2 мм/дв.ход

S₃ = 0,3 мм/дв.ход

S₄ = 0,4 мм/дв.ход

S_{5 =} 0,5 мм/дв.ход

S_{6 =} 0,6 мм/дв.ход

S₇ = 0,7 мм/дв.ход

S₈ = 0,8 мм/дв.ход

S₉=0,9 мм/дв.ход

S₁₀ = 1,0 мм/дв.ход

S₁₁ = 1,1 мм/дв.ход

S₁₂ = 1,2 мм/дв.ход (S_max)

 

Развернутые уравнения кинематического  баланса для минимальных подач имеет вид:

 

 

Развернутые уравнения кинематического  баланса для максимальных подач имеет вид:

 

 

 

То есть уравнение будет  выглядеть следующим образом:

 

 

Быстрые перемещения стола  осуществляются от отдельного электродвигателя через зубчатое зацепление , в приводе подач учитывают только силы трения и силы тяжести.

5.2 Определение крутящих моментов

В процессе работы станка при  установившемся движении и статическом  характере действия нагрузки крутящий момент привода уравновешивается крутящим моментом сил полезного сопротивления (сил резания)  и сил трения в кинематических цепях привода.

Крутящий момент на любом  ведомом звене привода можно определить из соотношения

 

М_ki = η

 

где  М_ki – крутящий момент на i-ом ведомом валу, Нм, [13];

М_э – крутящий момент на валу электродвигателя, Нм;

I_i – передаточное отношение от вала электродвигателя до i-го ведомого вала;

η – КПД привода, η=0,98 [13]

 

Крутящие моменты определяются только для такой ступени частоты  вращения, при которой эти моменты  имеют наибольшее значение. За такую  ступень принимают частоту вращения ведомого вала, при которой обеспечивается использование полной мощности электродвигателя.

Крутящий момент на валу электродвигателя зависит от его мощности и частоты  вращения [13]

 

М_э @ 9550 ,  Н∙м

где  N – мощность электродвигателя, кВт;

n – частота вращения, об/мин.

N=3 кВт, n=1435 об/мин

 

М_э @ 9550∙

  Н∙м.

 

 

Передаточные отношения  I_i принимаем из п. 5.2.

 

М_k1= М_э=19,9 Н∙м;

 

М_k2 =

∙0,98=42,4 Н∙м;

 

Так как передаточное отношение  привода коробки подач I₀=1, то в расчётах крутящих моментов последующих валов нет необходимости.

5.3 Определение диаметров валов

Предварительно диаметры валов  определяем из условия их нагружения только крутящим моментом [14]:

 

d ≥ , мм

 

где  d – расчетный диаметр вала, мм;

М_к – крутящий момент на валу, Н мм;

[τ] – пониженное допускаемое  напряжение при кручении, Н/мм².

 

Для валов из стали 35, 40, 45 допускаемое  напряжение при кручении принимаем  [τ] = 20...30 Н/мм², [τ] = 20 Н/мм².

 

 

2 вал:

 

 

Принимаем диаметр под  подшипник d_n=30мм

5.4 Определение модулей зацепления зубчатых передач

В металлургических  станках широкое распространение получили  групповые  передачи, когда между ведущим и ведомым валом  расположены  не одна,  а  несколько  зубчатых передач с  разными передаточными  отношениями,  которые должны  быть  выдержаны в пределах  достаточно  «жесткого»  допуска.

На  первом  этапе  выполняют  проектировочный  расчет  на  выносливость  зубьев  только  при  изгибе  и  находят  лишь  ориентировочное  значение  модуля  зацепления.

Для  этого  используют  зависимость [13]:

 

m ≥ К_m   ³

 

где  m – модуль зацепления, мм;

К_m – вспомогательный коэффициент (для прямозубых передач К_m = 14);

М_ki – крутящий  момент  (исходная  расчетная нагрузка) на i-ом ведущем валу,  Н м;   М_k2 =16 Н∙м

К_F – коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки по ширине зубчатого венца;

Z_1i – число зубьев i-го ведущего колеса;

Ψ_bd – коэффициент, учитывающий отношение ширины зубчатого колеса к его делительному диаметру;

J_F – коэффициент формы зуба;

[G]_F – допускаемые напряжения при изгибе, МПа.

 

Входящие в выражение  величины определяют следующим образом.

Коэффициент  Ψ_bd  определяется из условия, что ширина зубчатого венца в станочных передачах обычно находится в пределах b = (6...10)m Коэффициент K_F  зависит от величины коэффициента ψ_bd и схемы расположения зубчатых передач.

Коэффициент J_F зависит от числа зубьев зубчатого колеса Z_i и коэффициента смещения Х.

Коэффициенты К_F  и J_F  определяют по графикам, приведенным в специальной литературе [12], К_F = 1,7,  J_F = 3,6

Допускаемые напряжения при изгибе [σ]_F  зависят от материала зубчатого колеса, вида термообработки, условий работы и некоторых других факторов и определяется из соотношения [14]:

 

[σ]_F =

 

где  σ_ОF – предел выносливости при изгибе МПа;

S_F – коэффициент безопасности (S_F = 1,75);

J_R – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности переходной части зуба (для   фрезерованных или шлифованных зубьев J_R = 1);

J_S – коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений

К_FL – коэффициент долговечности (К_FL = 1  – при базовом числе циклов нагружения);

К_FC – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего нагружения (при односторонней нагрузке К_FC = 1).

Предел выносливости при  изгибе σ_ОF  зависит от тех же факторов, что и [σ]_F.   Для зубчатых колес из сталей 45 и 40Х при объемной завалке можно принять  σ_ОF = 850 МПа.

Коэффициент  J_S зависит от модуля зацепления и при его увеличении  от 1,5 до 5 мм изменяется от 1,07 до 0,99.

 

[σ]_F =

МПа;

m ≥ 14∙   ³

 

Полученное значение модуля зацепления «m» округляем до ближайшего большего стандартного значения m=3, и определяем геометрические размеры зубчатых колес и межосевые расстояния.

5.4.1 Определение размеров зубчатых колес

Для цилиндрической прямозубой передачи [13]

 

Диаметр делительной окружности:

d=m∙z, мм

 

 

Диаметр окружности выступов:

d_a=d+2∙m, мм

 

Диаметр окружности впадин:

d_f=d – 2,5∙m,

 

Ширина венца:

В=(6 – 10)∙m, мм

 

Результаты записываем в  таблицу 1.

 

Таблица 1 –  Размерные  параметры шестерен

 

№ На  чертеже	Число зубьев z	d, мм	da, мм	df, мм	В, мм	m
	52	156	162	150	27	3
	32	96	102	90	27	3

 

5.4.2 Определение межосевого расстояния

На втором этапе проводят проверочный расчет, при котором  определяют действительные межосевые  расстояния [13]

 

 

 

 

6 ВЫПОЛНЕНИЕ ПРОЧНОСТНЫХ РАСЧЕТОВ

6.1 Проверочный расчёт валов при изгибе и кручении

В курсовом проекте проверочный  расчет выполняем для  наиболее нагруженного вала  коробки подач [13].

 

Рисунок 3 - Конструкция рассчитываемого вала

 

Расчет начинаем с составления  расчетной схемы, на которую наносим  все действующие нагрузки.

При выполнении проверочного расчета  определяем реакции опор, строим эпюры  изгибающих и крутящих моментов, выявляют опасные сечения. По результатам  проверочного расчета определяем коэффициент  запаса прочности при совместном действии нормальных и касательных  напряжений.

Проверочный расчет выполняем по методике, изложенной в специальной литературе [13]

Дано: M_k2=38 Н; d = 30 мм;

Окружная сила в зацеплении:

 

F_tw2=

F_tw2=

 

Радиальная сила:

F_r2=

 

где - угол зацепления

 

F_r2=

 

Вертикальная плоскость.

а) М_x1=0;

 

R_Ay=1/3∙ F_tw2=

R_By=2/3· F_tw2=

 

Проверка: R_Ay + R_By - F_tw2= 942+1884-2826 = 0.

 

б) Строим эпюру изгибающих моментов

М_x1=0;

М_x2=-0,07·R_Ay+ 0,14·R_By = -0,07·942+0,14· 1884 =330 Н∙м

М_x3=0;

 

Горизонтальная плоскость.

а) М_y1=0;

 

R_Bx=[0,07∙2826]/0,215=565,2 Н

R_Ax=[0,07∙2826+0,095∙42,4]/0,215=582,16 Н

 

б) Строим эпюру изгибающих моментов:

М_y1=0; М_y=0

М_y2= - 0,07∙R_Аx-0,095 ∙М_к2= - 0,07∙582,16-0,095·42,4= - 33,34 Н∙м

М_y3=0,215∙F_tw2 – 0,14∙F_r2=0,215∙2826 – 0,14∙1028 = 501  Н∙м

 

Эпюра крутящих моментов:

 

М_к2=М_z=42,4 Н∙м

 

Определим суммарные радиальные реакции

 

R_А=

R_А=

=1107 Н

R_B=

R_B=

=1967 Н

 

Рисунок 4 – Расчетная схема ведомого вала

6.2 Проверочный расчет вала на прочность

Наметить опасные сечения  вала: третья ступень вала под  шестерней, вторая ступень вала под подшипником  опоры

Проверочный расчёт валов  на прочность выполняют на совместное действие изгиба и кручения. При  этом расчёт отражает разновидности  цикла напряжений изгиба и кручения, усталостные характеристики материалов, размеры, форму и состояние поверхности  валов. Цель расчёта – определить коэффициенты запаса прочности в  опасных сечениях вала и сравнить их с допускаемыми значениями [13]

 

 

При менее точной расчётной  схеме [S] = 1,6…2,1

Осевой момент сопротивления  сечения вала, мм³

Определяем напряжения в  опасных сечениях вала, Н/мм²

Нормальное напряжение

 

 

Определим полярный момент инерции сопротивления сечения  вала, мм³