Разработка привода главного движения горизонтально-фрезерного станка

Разработка привода главного движения горизонтально-фрезерного станка

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования

"Вологодский государственный университет"

ФПМиИТ

Кафедра ТОАП

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

Дисциплина: "Оборудование АМП"

Наименование темы: "Разработка привода главного движения горизонтально-фрезерного станка"

Вологда 2015г.

Содержание

Введение

Исходные данные

. Выбор базовой модели станка

. Определение основных технических характеристик привода

.1 Структурная схема привода

.2 Определение диапазона регулирования

.3 Сетка частот вращения

.4 График частот вращения

. Кинематический расчет привода

.1 Определение передаточных отношений

.2 Определение чисел зубьев

.3 Кинематическая схема

. Проектный расчет

.1 Расчет мощности на валах

.2 Расчет диаметров валов

.3 Определение межосевых расстояний

.4 Расчет ременной передачи

. Разработка и компоновка привода

. Проверочный расчет

.1 Расчет вала на жесткость

.2 Проверочный расчет подшипников

.3 Проверка шпоночного соединения

.Система смазки привода

. Система управления приводом

Заключение

Список используемых источников

привод вал шпоночный передаточный

Введение

Современные металлорежущие станки - это высокоразвитые машины, включающие механические, электрические, электронные, гидравлические, пневматические и другие методы осуществления движением 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 (турбины), прокатных станов. На станках обрабатывают и простые цилиндрические, и поверхности, описываемые сложными математическими уравнениями или заданные графически. При этом достигаются высокая точность обработки, измеряемая нередко долями микрометра. На станках обрабатывают детали из сталей и чугунов, из цветных, специальных жаропрочных, мягких твердых и других материалов. Современное станкостроение развивается быстрыми темпами. В решениях правительства по развитию станкостроения особое внимание обращено на опережающее развитие выпуска станков с числовым программным управлением, развитием производства тяжелых и уникальных станков.

Сверлильные станки предназначены для сверления глухих и сквозных отверстий, рассверливания, зенкерования, развертывания, растачивания и нарезания резьбы. Сверлильные станки подразделяются на вертикально-сверлильные настольные и наклонные, радиально-сверлильные, для глубокого сверления, центровальные и многошпиндельные.

Исходные данные

Разработать привод главного движения вертикально сверлильного станка при следующих условиях:

вид привода: безраздельный

знаменатель геометрического ряда частоты вращения шпинделя : φ=1.26;

число ступеней частот вращения шпинделя: z=12;

минимальное частота оборотов шпинделя: n_min=25^об/_мин;

эффективная мощность резания: N_э=3кВт.

1. Выбор базовой модели станка

Вертикально-сверлильный станок 2А150.

Техническая характеристика

. Рабочая поверхность стола, мм 500х560

. Наибольшее вертикальное перемещение

сверлильной головки, мм 500

стола, мм 360

. Число частот вращения шпинделя 12

. Частота вращения шпинделя, ^об/_мин 22-1000

. Мощность электродвигателя шпинделя, кВт 7

.Габаритные размеры станка ,мм 1355х890х2930

2. Определение технических характеристик привода

Главными приводами со ступенчатым регулированием частоты вращения шпинделя оснащают автоматизированные редко переналаживаемые станки, работающие в массовом производстве, и неавтоматизированные станки с ручным управлением. Такие приводы просты, компактны, имеют высокий КПД, долговечны.

.1 Структурная схема привода

Рис 2.1- Структурная схема привода

Структурная формула:

Z=P₁*P₂*P₃ ; (1)

=3*2*2

Зная знаменатель геометрического ряда φ=1.26 и минимальную частоту вращения шпиндельного вала, выписывает ряд частот вращения шпинделя n₁ - n₁₂

Частоты вращения шпинделя n₁ = n_min, n₂, n₃, ... , n_z = n_max образуют отрезок геометрического ряда со знаменателем φ. Число ступеней частот - Z.

Основные зависимости геометрического ряда, члены ряда:

n₁; n₂ = n₁·φ, n₃ = n₁·φ²,..., n_z =n₁·φ^Z-1

n₁=25 ^об/_мин;

n₂=31.5 ^об/_мин;

n₃=40 ^об/_мин;

n₄=50 ^об/_мин;

n₅=63 ^об/_мин;

n₆=80 ^об/_мин;

n₇=100 ^об/_мин;

n₈=125 ^об/_мин;

n₉=160^об/_мин;

n₁₀=200 ^об/_мин;

n₁₁=250 ^об/_мин;

n₁₂=315^об/_мин;

2.2 Определение диапазона регулирования

Диапазон регулирования частот вращения шпиндельного вала коробки скоростей определяется по формуле :

Где n_max - максимальная частота вращения вала коробки скоростей;

n_min - минимальная частота вращения вала коробки скоростей.

Таким образом получаем диапазон регулирования :

2.3 Сетка частот вращения

Сложенную структуру получают из двух или более определенным образом соединенных структур с последовательно включенными групповыми передачами. Одна из соединяемых структур называется основной, другие - дополнительными. Основная структура участвует в передаче на шпиндель всех ступеней частоты вращения, каждая дополнительная используется для передачи только части ступеней.

Рис 2.3 - Структурная сетка

2.4 График частот вращения

По данным полученным со структурной сетки строим график частот вращения

Рис 2.4 - График чисел оборотов

Выбираем двигатель асинхронный: 4A132S8Y3 N_эд=4 кВт;

n=720 ^об/_мин;

Ток статора при напряжении 380В: 10.6 А;

КПД : 83%;

cosφ=0.7;

I_п/I_н=5.5;

М_п/М_н=1.9;

М_min/М_п=1.7;

М_max/М_н=2.6;

Маховый момент ротора : 1.7 Н∙м².

3. Кинематический расчет привода

Исходными данными для кинематического расчета главного привода являются частота вращения вала электродвигателя, минимальная частота вращения шпинделя n_min, максимальная частота n_max, число ступеней частот z или другие эквивалентные комплексы данных.

.1 Определение передаточных отношений

Передаточное отношение определяем по графику частот вращения

i₁=φ^-1=0,793 i₅=φ^-2=0,629₂=φ^-2=0,629 i₆=φ³=2₃=φ^-3=0,499 i₇=φ^-3=0,499₄=φ¹=1,26

i_max*i_min=2*0.499≈1

.2 Определение чисел зубьев

P₁ : u₁ =1,26; u₂ = 1,58; u₃ = 2;

∑_z = 54

i₁: Z₁=24 Z₂=30₂: Z₁=21 Z₂=33₃: Z₁=18 Z₂=36₂ : u₄ =1,26; u₅ = 1,58;

∑_z =52₄:Z₁=29 Z₂=23₅:Z₁=20 Z₂=32

∑_z =51₂ : u₆ =2; u₇ = 2;₆:Z₁=34 Z₂=17₇:Z₁=17 Z₂=34

3.3 Кинематическая схема

После определения чисел зубьев строим кинематическую схему.

Рис 3.3 - Кинематическая схема

4. Проектировочный расчет

Проектные расчеты выполняются для разработки компоновочной схемы привода. В курсовом проекте определяются основные параметры проектируемого узла и его деталей.

.1 Расчет мощности на валах

Общий КПД механизма коробки скоростей находим по формуле:

Где η_рп - КПД ременной передачи, η_рп=0.98;

η_зп - КПД пары прямозубых цилиндрических колес, η_зп=0.99;

η_п - КПД подшипника качения , η_п=0.9985;

a, b - количество зубчатых передач и подшипников в кинематической цепи, a=7, b=8.

η=0.98∙0.99⁷∙0.9985⁸=0.90

Максимальную мощность на валах коробки скоростей определяем исходя из мощности электродвигателя. Мощность на валах определяется по формуле:

N_i∙=N_i-1∙η (4)

где N_i-1 - мощность на предыдущем валу, кВт;

η - КПД.

N₁=N_дв∙η_рп∙η²_п=3.9 кВт;

N₂=3.85 кВт;

N₄=3.75 кВт;

Определение крутящего момента на валах:

4.2 Расчет диаметров валов

Минимально необходимый диаметр вала определяем по формуле:

где T_i - крутящий момент на валу;

[τ] - допускаемое напряжение при кручении;

d_дв≥0.0537 м

d_I≥0.0541 м

d_II≥0.0557 мм

d_III≥0.0562мм

d_IV≥0.0569мм

Так как минимально допустимые размеры валов приблизительно равны, то принимаем размер всех валов 55 мм.

4.3 Определение межосевых расстояний

Межосевое расстояние из условия контактной прочности определяем по уравнению:

где К_а - коэффициент для прямозубых колес, принимается К_а =49,5 МПа^1/3;

ψ_ba - коэффициент ширины y_ba= b_w/a_w, его можно принимать в пределах 0,25...0,4 для неподвижных колес и 0,1...0,2 - для передвижных колес коробок скоростей;

К_Нβ - коэффициент концентрации нагрузки;

[σ_H] - Допускаемое контактное напряжение для прямозубой передачи.

Допускаемое контактное напряжение [σ_H] для прямозубой передачи считается по формуле:

где σ_{H lim b} - предел контактной выносливости;

К_HL - коэффициент долговечности, К_HL = 1,1…1,8;

[S_H] - коэффициент безопасности, [S_H] = 1,1¸1,2;

Расчетный модуль:

₁=4; m₂=4; m₃=5

Фактическое значение модуля выбирают из стандартных значений путем округления до ближайшего большего значения.

Уточненное межосевое расстояние между валами :

_{w I-II}=108; a_{w II-III}=104; a_{w III-IV}=128

Определение основных геометрических параметров зубчатых колес:

Делительный диаметр, мм

d=m∙Z (11)

Диаметр окружности вершин, мм

d_а=d+2m (12)

Диаметр окружности впадин, мм

d_f=d-2,5m (13)

Ширина зубчатого венца, мм

в_р=(6..8)m (14)

в= в_р+4мм (15)

Расчеты сводим в таблицу 4.

Таблица 4 Основные геометрические параметры зубчатых колес

4.4 Расчет ременной передачи

Ременные передачи находят применение лишь в приводах главного движения станков. В приводах подач эти передачи не находят применения, так как не обеспечивают высокой точности передачи движения.

В металлорежущих станках применяются плоскоременные и клиноременные передачи, реже применяются передачи с зубчатыми ремнями.

Окружные скорости на шкивах определяют по формулам:

, м/с, (16)

где υ₁ и υ ₂ - окружные скорости на ведущем и ведомом шкивах;

d₁ и d₂ - диаметры ведущего и ведомого шкивов, мм;

n₁ и n₂ - частоты вращения ведущего и ведомого шкивов, об/мин.

В ременных передачах имеет место упругое скольжение, поэтому окружную скорость ведомого вала определяют по формуле:

, м/с, (17)

где x - коэффициент упругого скольжения.

Передаточное число передачи определяется по формуле:

; (18)

Диаметр ведущего шкива клиноременной передачи определяется по формуле:

, мм (19)

где С - коэффициент пропорциональности;

Т₁ - вращающий момент на ведущем шкиве, Н×м.

Окружные скорости на шкивах: υ₁=5,27 ^м/_c ; υ ₂=5,16 ^м/_c

Межосевое расстояние a_w предварительно вычисляют по формулам:

a_w^min = 0,55×(d₁ + d₂) + T₀, мм (20)

где T₀ - высота ремня, мм.

a_w^max = 2×(d₁ + d₂), мм (21)

Межосевое расстояние выбирается предварительно в диапазоне между a_w^min и a_w^max .

Выбираем сечение ремня В(Б), T₀=10,5.

a_w^min =0,55(125+180) +10,5= 434 мм;

a_w^max = 2×(125 + 180)=1540 мм;

a_w= {434..1540}

a_w=800 мм

Длина ремня :

L_p=2×a_w + 0,5·×π·(d₁+d₂)+( d₂- d₁)²/(4×a_w). (22)

Расчетная длина ремня округляется до большей предпочтительной длины: L_p=3150 мм

Уточняем межосевое расстояние :

 (23)

a_w=1048 мм

Угол обхвата в ременной передаче с двумя шкивами определяется по формуле:

, (24)

α₁=208, для d₁

α₂=152, для d₂

Проектный расчет ременной передачи выполняется по допустимой мощности, передаваемой одним ремнем.

N_р = N₀×C_α×C_L×C_u×C_p, кВт, (25)

где N₀ - номинальная мощность передачи с одним ремнем, 2.18 кВт;

C_L-коэффициент, учитывающий длину ремня;

C_a - коэффициент угла обхвата, C_a = 1.12;

C_u - коэффициент передаточного отношения, C_U = 1.14;

С_р - коэффициент динамичности нагрузки и режима работы, С_P = 1

, (26)

где L_р0 - базовая длина клинового ремня, C_L=1.1, N_р =3

Число ремней z в передаче для обеспечения среднего ресурса эксплуатации определяют по формуле:

 (27)

где Р₁ - передаваемая мощность на ведущем валу, кВт.

Z=4.229 Округляем до целого Z=5

5. Разработка и компоновка привода

На основании полученных расчетов, которые приближенно равны значениям, указанным в паспорте станка 2A150, используем следующие значения :

Корпус коробки представляет собой чугунную отливку. Толщина стенки отливки δ=15мм. Зазор между торцами цилиндрических зубчатых колес и внутренней стенкой корпуса a=(1.0 - 1.2)δ=15мм.

Расстояние от наибольшего зубчатого колеса до дна коробки b=50 мм.

Минимальное расстояние между венцами блока 6мм. Зазор между торцами венцов 1-3 мм.

Длина ступицы зубчатых колес l_ст=(1.2-1.5) d_в

Диаметр ступицы d_ст=1.6 d_в

C целью уменьшения веса, инерционных сил и экономии металла, колеса выполняются с выточками. Толщина тела венца δ =(2.5-21) m_s, c=(1-1.2) δ.

Для герметизации подшипниковых узлов выбираем крышки торцевые глухие (ГОСТ 18511-73) и крышки с отверстием (ГОСТ 18515-73).

Для уплотнения валов применяем резиновые армированные манжеты ГОСТ 8752-79.

Размеры шлицевых прямоточных соединений (8х27х30).

Предварительный выбор подшипников качения:

Выбираем шарикоподшипники радиальные однорядные легкой серии ГОСТ 8338-75. 206: D=62мм, B=16мм, d=30мм.

6. Проверочный расчет

Предварительная проработка конструкции валов и подшипниковых узлов выполняется на стадии эскизного проекта привода.

.1 Расчет вала на жесткость

Рис.6.1 - Общий вид вала

Крутящий момент, передаваемый валом: T_кр=722.43 Нм

Усилие в зацеплении:

опорное : P_3-4=2Т_кр/d=2∙722.43/ 55∙10⁵=657.44 Н; (28)

P_7-8=2M_кр/d= 2∙20,4/55∙10⁵=1043.12 H; (29)

распорное : Т_3-4=P_3-4∙tgα=231 Н; (30)

Т_7-8=P_7-8∙tgα=372.44 H

Определение опорных реакций:

вертикальная плоскость:

∑М_А=0 ; - P_3-4∙cos45∙0.73- P_7-8∙2.48+B∙3.11=0

∑М_B=0 ; -A∙3.11+- P_3-4∙cos45+ P_7-8∙0.63=0

горизонтальная плоскость:

∑М_А=0 ; - Т_3-4∙cos45- Т_7-8∙2.48+ B∙3.11=0

∑М_B=0 ; -A∙3.11+- Т_3-4∙cos45+ Т_7-8∙0.63=0

где A и B реакции опор; A=560.6H; B=910.96H;

- изгибающий момент в горизонтальной плоскости:

M_y1=243.21 Н∙м; M_x1=400.76 Н∙м;

изгибающий момент в вертикальной плоскости:

M_y2=248.21 Н∙м; M_x2=196.78 Н∙м;

-результирующий изгибающий момент:        

М₁ =  = 468.78 Н·м. (31)

М₂ =  = 316.75 Н·м. (32)

Эквивалентные моменты:

М_экв1 =  = 452.39 Н·м. (33)

М_экв2 =  = 341.37 Н·м. (34)

Определение диаметра вала:

Принимаем допустимое напряжение [σ-1]=60МПа.

 (35)

Рис.6.1 - Эпюры изгибающих и крутящих моментов

Вывод: вал подобран правильно, так как условия по жесткости и прогибу соблюдаются.

6.2 Проверочный расчет подшипников

Подшипники, как правило, подбираются по таблицам ГОСТ на основании условного расчета, состоящего в определении динамической грузоподъемности по методике ГОСТ 18854-79 и ГОСТ 18855-73.

Основные критерии работоспособности подшипника качения - его динамическая и статическая грузоподъемность. На основании многочисленных опытов установлена зависимость между динамической приведенной нагрузкой Q подшипника, его номинальной долговечностью α, выраженной в миллионах оборотов вращающегося колеса n и динамической грузоподъемностью С(кгс)

 (36)

где Q = R∙K_б∙K_т∙K_n; (37)

R - радиальная нагрузка, R=908,8;

K_б=1.1 - коэффициент безопасности;

K_n=1 - коэффициент вращения;

K_т=1 - температурный коэффициент.

Q = 908.8∙1.1∙1∙1=999.68 кгс, С=10623.28

В результате расчета, полученное значение удовлетворяет условию минимальной долговечности подшипников. Выбираем подшипники 206 легкой серии.

6.3 Проверка шпоночного соединения

Размеры шпонок выбираются в зависимости от принятого диаметра вала по ГОСТ, а затем производится условный расчет на смятие, чтобы напряжение на узких рабочих гранях шпонки распределялось равномерно. Условие прочности:

 (38)

где М_кр - крутящий момент; d - диаметр вала; h - высота сечения шпонки; l_p - рабочая длина шпонки; σ_см≤ [σ]_см ; [σ]_см=400…420 МПа.

σ_см=407.51 МПа

Условие прочности выполняется с запасом, значит, прочность шпоночного соединения обеспечена.

7. Система смазки привода

Основное назначения системы смазки коробки скоростей и коробки подач сводится к уменьшению потерь мощности на трение, сохранению точности работы, предотвращению вибрации, снижению интенсивности износа трущихся поверхностей, а также к предохранению их от заедания, задирав и коррозии. Масло, применяемое для смазки, должно быть чистым, бес кислотным, не должно содержать воды и твердых частиц. Рекомендуется употреблять индустриальное масло марки "20" (Веретеное "3"), ГОСТ 1707-51. Механизмы коробки скоростей смазываются от специального насоса, подающего масло из масляного резервуара в подставке коробки скоростей. При работе станка масло, подаваемое насосом, разбрызгивается зубчатыми колесами на все рабочие поверхности коробки скоростей.

8. Система управления приводом

Главным движение в станке является вращение шпинделя, которое он получает от электродвигателя через клиноременную передачу и коробку скоростей. Вращение шпинделя, с определённой частотой вращения, осуществляется за счёт переключения блоков зубчатых колёс при помощи двух рычагов. Осуществляется принцип управления с предварительным набором скоростей (преселективная система). Первый рычаг осуществляет передвижении первого блока колёс, второй рычаг - двух остальных. Исходя из этого, первый рычаг имеет три положения, второй четыре. И что бы получить необходимую частоту вращения шпинделя необходимо поставить рычаги в определённое положение.

Рис 8 - Система управления приводом

Заключение

В ходе выполнения курсового проекта мною был спроектирован привод главного движения с электродвигателем мощностью N=4 кВт

Частота вращения выходного вала:

n_min=25 ^об/_мин

n_max=317 ^об/_мин

Мощность на выходном валу 3 кВт

Cпроектированная коробка передач работоспособна.

Чертеж коробки передач см. в приложении

Список используемых источников

1. Б. А. Шкарин, В.В. Яхричев. Оборудование автоматизированного машиностроительного производства. Учебное пособие к выполнению курсового проекта. . - Вологда: ВоГТУ, 2014. - 92с.

.Универсальный вертикально сверлильный станок модели 2А150.Описание и руководство по обслуживанию.- Москва:Станкостроительный завод имени Ленина, 1960. -30c.

. Универсальный вертикально сверлильный станок модели 2А125.Москва: Станкостроительный завод имени Ленина, 1955. -48c.

. 2А135, 2А150 Станок вертикально-сверлильный универсальный. Описание, характеристики, схемы [Электронный ресурс]: офиц. сайт. - Режим доступа http://stanki-katalog.ru Дата последнего посещения 07.06.2015