Вертикально-сверлильный станок модели 2Н135. 3

 Изм


Изм



Содержание

 

Введение

1 Описание разрабатываемой конструкции  и кинематической схемы

2 Расчет режимов резания

3 Кинематический расчет

4 Конструкторская часть

5 Описание механизма управления

6 Описание системы смазки

7 Безопасность и экологичность  проекта

Список использованных источников

Приложение А

Приложение Б

4

5

6

8

13

13

14

20

25

26

27


 

 

Введение

 

В нашей стране развитию и совершенствованию парка металлорежущих станков и автоматов уделяется  первостепенное внимание. Тираж металлорежущих станков, темпы развития станкостроения, уровень качества выпускаемых станков, удельный вес автоматизированного оборудования, в том числе с программным управлением, мобильность станочного парка для изготовления разнообразных изделий, высокая эффективность при эксплуатации станков — все это во многом определяет промышленный потенциал страны и характеризует уровень развития ее машиностроения.

Современные металлорежущие станки —  это высоко развитые машины, включающие большое число механизмов и использующие механические, электрические, электронные, гидравлические, пневматические и другие методы осуществления движения и управления циклом. Высокую производительность процесса обработки современные станки обеспечивают за счет быстроходности, мощности и широкой автоматизации. Существуют автоматические линии, участки и цеха, состоящие из десятков сложных станков и включающие контрольные и сборочные операции. Все большее развитие получают станки с программным управлением, в том числе многоцелевые, обеспечивающие высокую мобильность производства, точность и производительность обработки. Автоматика все шире применяется не только для повышения производительности процесса обработки, но и для получения его высоких качественных показателей.

 

1 Описание разрабатываемой конструкции и кинематической схемы

 

Вертикально-сверлильный  станок модели 2Н135 используется на предприятиях с единичным и мелкосерийным выпуском продукции и предназначен для выполнения следующих операций: сверления, рассверливания, зенкования, зенкерования, развертывания и подрезки торцов ножами, нарезания резьбы.

Станок предназначен для  получения глухих и сквозных отверстий  в сплошном металле. Основными формообразующими движениями в станке являются движение резание (вращение инструмента) и движение подачи.

Наличие на станках механической подачи шпинделя при ручном управлении циклами работы допускает обработку деталей в широком диапазоне размеров из различных материалов с использованием инструмента из высокоуглеродистых и быстрорежущих сталей и твердых сплавов.

Станок состоит из фундаментной плиты, колонны, стола, вертикальной сверлильной головки со шпинделем, электродвигателя. Движение подачи осуществляется шпинделем. На станке можно сверлить отверстия диаметром до 35 мм. Вылет шпинделя – 300 мм, конус шпинделя по ГОСТ 2847-67– Морзе 4, наибольший ход шпинделя –250 мм. Станок обеспечивает 12 частот вращения шпинделя и 9 подач.

 

2 Расчет режимов резания

 

Расчет ведем по методике, изложенной в /1/.Исходными данными для расчета являются:

- наибольший диаметр сверления, dб=30мм;

- материал обрабатываемого изделия – ковкий чугун НВ>170;

- минимальная частота  вращения шпинделя n=100мин-1;

- знаменатель геометрического  ряда φ=1,41;

- Число ступеней частот  вращения z=8

Наименьший диаметр сверления dм, мм

 

                                                                           (2.1)

 

Значение наибольшей и наименьшей подачи для обработки заготовок  из стали определим по таблице 25 из /6/.

 

Наибольшая подача для обработки  заготовки из стали  Sб, мм/об

 

Sб = 0,71 мм/об.

 

Наименьшая подача для обработки  заготовки из стали Sм мм/об

 

Sм = 0,60 мм/об.

 

Наибольшая частота вращения шпинделя n max , мин-1

 

                                                    (2.2)

 

Полученное значение частоты вращения округлим до стандартной величины n max , мин-1

 

nmax=1120 мин-1.

 

Наибольшая скорость резания Vmax , м/мин

 

 

                                                (2.3)

где dm – наименьший диаметр сверления мм, dm=6 мм.

 

Наименьшая скорость резания Vminx , м/мин

 

                                            (2.4)

 

Наибольший крутящий момент при  сверлении Mб, Н*м

 

                                   (2.5)

где См – постоянный коэффициент, [6, стр. 281];

Кр – коэффициент, учитывающий фактические условия обработки, [6, стр. 264];

q, y – показатели степени в формуле момента, [6, стр. 281].

 

Максимальная мощность потребная  на резание Nб, кВт

 

                                               (2.6)

 

Принимаем электродвигатель АИР 112МА6УЗ; Nдв=3,0 кВт; nдв=955 мин-1, [4, табл. 24.9].

 

3 Кинематический расчет

 

Строим структурную формулу в развернутом виде:

 

                                     (3.1)

где Pa… Pm — число передач частот вращения в групповой передаче;

х1...хn — характеристики соответствующих групповых передач.

 

Проектируем структурную сетку.

 

 

Рисунок 1 — Структурная сетка привода

 

Исходя из nmin=100 мин-1 и знаменателя геометрического ряда j=1,41, определим частоты вращения шпинделя для каждой ступени регулирования.

 

Таблица 1 – Частоты вращения шпинделя

Расчетная частота

Стандартная

n1=100мин-1

n1= 100мин-1

N2= n1*j=100*1,41=141мин-1

n2=140мин-1

N3= n2*j=140*1,41=197,4 мин-1

n3= 200мин-1

N4= n3*j=200*1,41=282 мин-1

n4= 280мин-1

N5= n4*j=280*1,41=394,8 мин-1

n5= 400мин-1

N6= n5*j=400*1,41=564 мин-1

n6= 560 мин-1

N7= n6*j=560*1,41=789,6 мин-1

n7= 800мин-1

N8= n7*j=800*1,41=1128 мин-1

n8 1120мин-1


Строим график частот вращения для  коробки скоростей, выбирая i-передаточное отношение, соблюдая условия 1/4£ i £2.

 

 

Рисунок 2 — График частот вращения

 

Из графика частот вращения получаем значения передаточных отношений:

 

                                                     (3.2)

где z – число зубьев колеса.

 

На основании графика частот вращения составляем упрощенную кинематическую схему коробки скоростей:

 

 

 

Рисунок 3 —  Упрощенная кинематическая схема коробки скоростей

 

По определенным передаточным отношениям определяем числа зубьев колес [5, прил. 21]. Результаты представим в виде таблицы.

 

Таблица 2 — Результаты подбора чисел зубьев

Обозначение колеса

Передаточное число

Сумма зубьев передачи

Число зубьев колеса

1

2

3

4

z2

1,2

44

20

z3

24

z4

1.41

48

28

z5

20

z6

1

24

z7

24

z8

2

66

22

z9

44

z10

1

  

33

z11

33

Z12

1

120

60

z13

60

z14

24

z15

4

120

96


 

Полученные значения чисел зубьев не окончательны и могут редактироваться в процессе выполнения дальнейших расчетов и построения чертежей.

Находим фактические частоты вращения шпинделя ni, мин-1

 

 

Произведем проверку правильности подбора чисел зубьев, которые  должны обеспечить требуемую частоту  вращения на данной скорости вращения шпинделя:

 

                                    (3.4)

 

;

 

Условия верного выбора чисел зубьев выполняются.

 

4 Конструкторская часть

 

 Кинематический расчет  привода

 

Расчет ведем по методике, изложенной в /1/. Расчетная частота вращения шпинделя nрасч, мин-1

 

                                           (4.1)

где nmin –минимальная частота вращения шпинделя;

 nmax –максимальная частота вращения шпинделя;

 

Принимаем в качестве расчетной  частоты ближайшую стандартную  частоту вращения шпинделя nрасч=200 мин-1.

По графику частот вращения определяем частоты каждого вала ni, мин-1

 

nI=955 мин-1.

nII=800мин-1.

nIII=800 мин-1.

nIV=800 мин-1.

nV=200 мин-1.

 

Мощность на валах Ni, кВт

 

Ni= Ni-1*h1*h2,                                            (4.2)

где Ni-1  —  мощность на предыдущем валу, кВт;

 h1— КПД пары подшипников качения, h1=0,9;

 h2 — КПД прямозубых цилиндрических колес, h2=0,95.

NI = Nдв=3.0 кВт.

NII= NI*h1*h2=3.0*0,9*0,95=2.56 кВт.

NIII= NII*h1*h2=2.56*0,9*0,95=2.19 кВт.

NIV= NIII*h1*h2=2.19*0,9*0,95=1,87 кВт.

NV= NIV*h1*h2=1,87*0,9*0,95=1,6 кВт.

 

Крутящие моменты на валах Тi, Н*м

 

,                                                 (4.3)

где Ni — мощность на i-ом валу, кВт;

 ni — частота вращения i-го вала, мин-1.

 

 Расчет зубчатых передач

 

 Проектный расчет передачи

Для изготовления колес и шестерен используем сталь 40Х. Этот выбор обусловлен желанием получить сравнительно небольшие габариты и невысокую стоимость коробки скоростей.

Назначаем термообработку [1, табл. 8.8]:

для колес — улучшение 230...260 НВ, sВ=850 МПа; sТ=550 МПа;

для шестерен — улучшение 260...280 НВ, sВ=950 МПа; sТ=700 МПа.

При назначенной твердости обеспечивается приработка зубьев передач.

Допускаемые контактные напряжения [sН], МПа

 

,                                       (4.4)

где sНlimb — базовый предел контактной выносливости, [1, табл. 8.9];

 SН=1,1 — коэффициент безопасности;

 КHL — коэффициент долговечности.

 

sНlimb=2НВ+70                                            (4.5)

для колес                          sНlimb=2*250+70=570 МПа;

для шестерен                  sНlimb=2*270+70=610 МПа;

 

                                               (4.6)

где NK — эквивалентное число напряжений.

 

NK =60*n*c*Lh,                                          (4.7)

где n — частота вращения вала зубчатого колеса;

с — число зубчатых колес, находящихся  в зацеплении с рассчитываемым;

Lh — заданный ресурс, час.

 

Lh=L*365*Kгод*24*Ксут,                                (4.8)

где L=5 — срок службы, лет;

Kгод=0,66 — коэффициент использования передачи в год;

Ксут=0,66 — коэффициент использования передачи в сутки.

 

Расчет осуществляем по наиболее нагруженной передаче.

 

Lh=5*365*0,66*24*0,45=19710 ч.

 

NK =60*200*1*19710=2,36*108 .

 

Базовое число циклов NНs, циклов

 

NНs=30*НВ2,4,                                            (4.9)

где НВ — средняя твердость.

NНs=30*2502,4=1,7*107.

 

В соответствии с кривой усталости  напряжения sН не могут иметь значений меньших sНlimb, поэтому при  NK> NНs принимают NK = NНs и тогда КHL=1. В нашем случае NK =2,07*108 цикла > NНs =1,7*107 цикла и следовательно КHL=1.

Допускаемые контактные напряжения [sН], МПа

для колес                          

для шестерен                  

 

Допускаемые напряжения изгиба [sF], МПа

 

                                (4.10)

где sFlimb — базовый предел выносливости зубьев при изгибе, [1, табл. 8.9].

SF=1,75 — коэффициент безопасности;

КFC=1 — коэффициент, учитывающий двухстороннее приложение нагрузки;

КFL=1 — коэффициент долговечности.

 

sFlimb=260+HB;                                           (4.11)

для колес                         sFlimb=260+250=510 МПа;

для шестерен                    sFlimb=260+270=530 МПа.

 

для колес                             

для шестерен                     

 

Допускаемые контактные напряжения при кратковременной перегрузке [sН]max, МПа

 

[sН]max=2,8*sт;                                           (4.12)

для колес                          [sН]max=2,8*550=1540 МПа;

для шестерен                   [sН]max=2,8*700=1960 МПа.

 

Предельные напряжения изгиба [sF]max, МПа

 

[sF]max=2,74*HB;                                      (4.13)

для колес                                [sF]max=2,74*250=685 МПа;

для шестерен                         [sF]max=2,8*270=740 МПа.

 

Расчет осуществляем для передачи, обладающей в своих группах наибольшими передаточными числами, как для наиболее нагруженных.

Предварительное межосевое расстояние aw, мм для колес z13 и z14

 

                               (4.14)

где ЕПР – приведённый модуль упругости, ЕПР=2,1*105МПа,

       КНβ – коэффициент угла перекоса, КНβ=1,08 [1, рис.8.15],

       ψba – коэффициент относительной ширины колёс, ψba=0,4 [1, табл.8.4].

 

 

Модуль передачи m, мм

 

                     (4.15)

 

Принимаем m=2 мм, тогда межосевое расстояние aw, мм

 

                         (4.16)

 

Предварительное межосевое расстояние aw, мм для колес z10 и z11:

 

 

Модуль передачи m, мм

 

 

Принимаем m=2 мм, тогда межосевое расстояние aw, мм

 

Предварительное межосевое расстояние aw, мм для колес z2 и z3:

 

 

Модуль передачи m, мм

 

 

Принимаем m=2,5 мм, тогда межосевое расстояние aw, мм

 

 

 

 

Предварительное межосевое расстояние aw, мм для колес z2 и z3:

 

 

Модуль передачи m, мм

 

 

Принимаем m=2 мм, тогда межосевое расстояние aw, мм

 

 

Ширина венца для шестерни bv, мм

 

bv (5…10)×m.                                           (4.17)

 

Расчет геометрических параметров передач осуществляем по ГОСТ 16532-70.

Делительный диаметр шестерни (колеса) d1(2), мм

 

d1(2)= z1(2)×m.                                         (4.18)

 

Диаметр окружности впадин df, мм

 

df= d1(2)-2,5×m.                                         (4.19)

 

Диаметр окружности выступов dа, мм

 

dа= d1(2)+2m.                                           (4.20)

 

Результаты расчетов по вышеприведенным  методикам представим в виде таблицы 2.

 

Таблица 2 — Результаты расчета  зубчатых колес

Обозначение колеса

Число зубьев, z

Суммарное число зубьев, zS

Передаточное число, u

Модуль, m, мм

Межосевое расстояние, аw, мм

Делительный диаметр, d, мм

Диаметр вершин, da, мм

Диаметр впадин, df, мм

Ширина венца, bw, мм

z2

20

44

1,2

2

44

40

44

35

12

z3

24

48

52

43

10

z4

28

48

1,2

2,5

55

70

75

63,75

15

z5

20

50

55

43,75

12

z6

24

1,4

60

65

53,75

15

z7

24

60

65

53,75

12

z8

22

66

2,78

  

66

44

48

39

15

z9

44

88

92

79

12

z10

33

66

1

2

66

66

70

61

15

z11

33

66

70

61

12

z12

60

120

1

2

87

120

124

115

12

z13

60

120

124

115

20

z14

24

4

48

52

43

17

z15

96

192

196

187

17


 

 Проверочный расчет передач

 

Проверочный расчет выполним для передачи z13-z14  как наиболее нагруженной передачи привода.

Проверочный расчет на усталость по контактным напряжениям [sН]max, МПа

 

             (4.21)

где Кн=1,06 — коэффициент нагрузки.

 

Условие обеспечения прочности  по контактном напряжениям выполняется.

Проверочный расчет на усталость по напряжениям изгиба [sF]max, МПа

 

                            (4.22)

где YF — коэффициент формы зуба;

Ft — окружная сила, Н;

KF — коэффициент расчетной нагрузки.

 

При х=0 [1, рис. 8.20]:

для шестерни                                   YF1=4,1;

для колеса                                         YF2=3,79.

Расчет выполняем по тому колесу, у которого  меньше отношение [sF]/ YF.

для шестерни                                

для колеса                                      

 

Расчет выполняем по шестерне:

 

КF=KFb×KFV                                                                 (4.23)

где KFb=1,05 — по графику [5, рис. 8.15];

KFV=1,14 — по таблице [5, табл. 8.3].

 

КF=1,05×1,17=1,23.

 

Окружная сила Ft, кН

                             (4.24)

 

 

Условие прочности по напряжениям изгиба выполняется.

 

 Расчет валов

 

Расчет ведем по методике, изложенной в /1/.

 

 Проектный расчет валов

В качестве материала валов назначаем  сталь 45 ГОСТ 1050-88, sВ=750 МПа; sТ=450 МПа.

Средний диаметр вала d, мм

 

                                                 (4.25)

где Т — крутящий момент на валу, Н×м;

[t]=15 МПа — допускаемые напряжения кручения;

 

Принимаем d1=10 мм.

 

 

Принимаем d2=22 мм.

 

 

Принимаем d3=20 мм.

 

 

Принимаем d4=22 мм.

 

 

Принимаем d=28 мм.

Расчет валов осуществим на примере предпоследнего (IV-го) вала.

Разрабатываем конструкцию вала.

 

 

Рисунок 4 — Конструкция вала

 

Исходными данными для расчета вала являются:

Т=32,32 Н*м- крутящий момент на валу;

n =800 мин-1 –частота вращения вала.

Допускаемая радиальная нагрузка на выходном конце вала [FR], Н

 

                  (4.26)

 

Окружная сила Fti, Н

 

Fti=2T/d,                                              (4.27)

Ft1=2*32,32/0,12=538,66Н;

Ft2=2*32,32/0,12=538,66Н.

 

Осевая сила Fаi, Н

 

Fai= Ft*tgβ.                                                (4.28)

где β=0 – угол наклона зубьев.

Fa1=979,39* tg0=0;

Fa2=538,66* tg0=0.

 

Радиальная сила Fri, Н

 

Fri= Ft*tga;                                               (4.29)

Fr1=538,66* tg 200=195,33Н;

 

Fr2=538,66* tg 200=195,33Н.

 

Определяем реакции в опорах.

Рассмотрим реакции от силы Fr, действующей в вертикальной плоскости.

 

 

Рисунок 5 — Расчетная схема

 

Определяем реакции в опорах.

Вертикальная плоскость:

 

 

Горизонтальная плоскость:

 

 

Определяем моменты M, Н*м

Вертикальная плоскость:

 

 

Горизонтальная плоскость:

 

 

 

Изгибающий момент, Мизг, Н*м

 

 

Эквивалентный момент, Мэкв, Н*м

 

 

 Проверочный расчет валов

 

Для первого сечения эквивалентный  момент МЭ1, кН*мм

 

.     (4.30)

 

Для второго сечения эквивалентный  момент МЭ2, кН*мм

Вертикально-сверлильный станок модели 2Н135. 3 📙 Курсовая → 🆔 47318

Вертикально-сверлильный станок модели 2Н135. 3 📙 Курсовая → 🆔 47318

Вертикально-сверлильный станок модели 2Н135. 3