Коробка передач со шпинделем

Введение

В токарных станках вместо компоновки с раздельным расположением шпинделя и коробки передач начали применять коробку передач со шпинделем. Такая ситуация обусловлена тем, что в этом случае привод становится более компактным, уменьшается количество корпусных деталей, уменьшается общая погрешность на конце шпинделя, к тому же он прост в управлении и эксплуатации.

В данном курсовом проекте разрабатывается привод главного движения многоцелевого станка, представляющий собой коробку передач со шпинделем. Для этого проводится анализ конструкции обрабатываемых деталей, уточняется технология изготовления детали-представителя, определяются основные технические характеристики модуля, компоновки станка, функциональные подсистемы и разрабатывается структура модуля. Производятся расчеты деталей модуля с применением ЭВМ, разрабатывается конструкция модуля и оформляется расчетно-графическая часть.

В качестве примера выступает деталь-представитель типа “поршень”. Эта деталь изготавливается на заводе ПАО “УМПО”. Поршень применятся для передачи движения для сужения и расширения сопла. Эскиз детали представлен на рисунке 1. 3D модель поршня представлена на рисунке 2.

Рисунок 1. Эскиз детали-представителя «Поршень»

Рисунок 2. 3D модель детали-представителя «Поршень»

Материал: Сталь 15Х16К5Н2МВФАБ – Сталь мартенситная жаропрочная повышенной коррозионной стойкости. (ТУ 14-1-2756-79) (ЭП866).

Данная сталь применяется при изготовлении корпусов и крышек установок на АЭС, корпусных деталей авиационного назначения, авиастроения.

Материал: ЛС64-2 твердый сплав. Латунь, обрабатываемая давлением.

Химический состав материалов представлен в таблице 1 и 2.

Таблица 1. Хим. Состав ЭП866

Таблица 2. Хим. Состав латуни ЛС64-2

Максимальный диаметр обработки Dmax= 45 мм (Заготовки). Минимальный диаметр обработки Dmin= 7 мм. Максимальная длина обработки Lmax= 115 мм (Заготовки).

В конструкции детали есть элементы с повышенными требованиями к точности H9, H11, H12, h8, f7. Плоскости с повышенными требованиями взаимного расположения: Биения относительно базы “А” 0,02. Биения относительно базы “Б” 0.02. Биения относительно базы “Л” 0.02. Биения относительно базы “Е” 0,05. Биения 0,05.

Переходы на проектируемом станке: Точение.

Маршрутная карта изготовления детали-представителя на заводе ПАО «УМПО» представлена в таблице 3.

Таблица 3 – Базовая маршрутная карта изготовления детали-представителя

После анализа базового варианта маршрутной технологии, были внесены предложения по ее оптимизации и улучшению (таблица 4). При применении многоцелевого токарного патронно-центрового станка с ЧПУ модели 200HTP предназначенного для выполнения разнообразных токарных работ при обработке детали различной сложности. Оснащенного контршпинделем. Револьверной головкой с приводным инструментом. Появляется возможность совместить операции: ОП40010 и ОП40020. ОП40045, ОП40050 и ОП40075. ОП40055, ОП40060, ОП40070, ОП40080, ОП40090 и ОП40120. А также экономится время на перестановку детали за счет совмещения фрезерования паза и сверление отверстия.

Таблица 4 – Предлагаемая маршрутная технология

Как видно из предлагаемой технологии количество операций сокращается на 8.

2. Определение основных технических характеристик модуля.

Исходные данные представлены в таблице 5.

Таблица 5 - Исходные данные

2.1. Основные технологические условия использования станка

К этим условиям относятся:

Коррозионностойкая жаропрочная высоколегированная мартенситного класса ЭП866 в = 1010÷1270 МПа.

Латунь твердосплавная ЛС64-2 в = 580÷670 Мпа.

–Токарная (продольное, растачивание), канавки.

–чистовая, с глубиной резания t = 0,5 мм.

–твердый сплав Т15К6;

– dmax = 45 мм, dmin = 8,5 мм (точение);

– dmax = 45 мм, dmin = 40 мм (канавки);

2.2. Характерные сочетания технологических условий

К этим сочетаниям относятся условия, определяющие минимальную скорость резания- vmin, максимальную подачу - Smax и максимальную эффективность мощность резания - Nэфmax – наиболее тяжелый режим обработки, который соответствует предварительному продольному точению материала c прочностью – ЭП866 (в = 1270 МПа).

2.3. Определение значений предельных режимов резания и наибольшей (расчетной) эффективной мощности

Определенные расчетные значения технических характеристик модуля для разных переходов обработки приведены в таблице 6.

Таблица 6 - Определенные расчетные значения технических характеристик модуля для разных переходов обработки

Значения подач и скоростей определяются по базе режимов МГТУ «СТАНКИН» согласно установленным характерным условиям обработки детали [6].

Наибольшая подача Smax определяется для точения ЭП866 (в = 1270МПа) при диаметре заготовки dmax =45 мм, наибольшей глубине резания tmax = 3 мм, Smax = 0,9 мм/об. При этом наименьшая скорость резания согласно базе режимов, равна vmin = 101 м/мин.

Наибольшая скорость при чистовом продольном точении латуни ЛС64-2 с прочностью (в = 670 МПа) с учетом глубины резания tmin = 0,5 мм, с наименьшей подачей Smin = 0,01 мм/об равна vmax = 330 м/мин.

Наибольшее значение эффективной мощности резания определяется при помощи программы «Rezim» разработанной МГТУ «СТАНКИН» [6] для условий обработки, соответствующих vmin - при точении ЭП866 (в = 1270 МПа), c диаметром D = 45 мм, глубиной резания t = 3 мм, S = 0,9 мм/об, V = 101 м/мин эффективная мощность резания Nэф = 8,044 кВт.

2.4. Определение расчетных значений технических характеристик модуля

Минимальная частота вращения шпинделя определяется по формуле (при точении):

где Vmin – минимальная скорость резания,

dmax – максимальный диаметр обработки.

Принимаем n min = 720 об/мин

Максимальная частота вращения шпинделя находится по формуле (при точении канавки):

где vmax – максимальная скорость резания,

dmin – минимальный диаметр обработки.

<Object: word/embeddings/oleObject4.bin>

Максимальная мощность резания находится из условий наиболее тяжелого режима обработки(Smax, tmax, dmax,Vmin, HBmax).

Эффективная мощность резания составляет Nэф =8,044 кВт. (п. 2.3)

Мощность приводного электродвигателя:

<Object: word/embeddings/oleObject5.bin> (3)

где - к.п.д. привода, ориентировочно = 0,8;

kп – допускаемый коэффициент перегрузки двигателя зависит от вида и продолжительности обработки, при точении kп находится в пределах 1,05...1,1. Принимаем kп = 1,06;

<Object: word/embeddings/oleObject6.bin>

2.5. Анализ технических характеристик модулей аналогичных станков

В качестве станка-аналога для проектируемого модуля выбирается Станок многоцелевой токарный патронно-центровой с ЧПУ модели 200HTP.

Данный станок оснащен револьверной головкой с приводом, автоматической смены инструмента, возможностью установки двенадцати позиций одновременно устанавливаемого инструмента, в то числе приводных, наличие шпинделя и контршпинделя решает проблему с перестановкой детали для дальнейшей работы, что позволяет обработать детали различной сложности. За одну установку с высокой производительностью может производиться как токарная обработка, так и фрезерная обработка.

Станок многоцелевой токарный патронно-центровой с ЧПУ модели 200HTP класса точности “А” предназначен для комплексной обработки деталей сложной формы.

На станке могут производиться различные виды обработки: сверление, зенкерование, развертывание отверстий, нарезание резьбы метчиками, а также получистовое и чистовое прямолинейное и контурное точение деталей, чистовое растачивание отверстий и канавок в них.

Благодаря наличию линейных приводов, которые обеспечивают высокие скорости на холостом ходу в сочетании с высокой точностью позиционирования, станок модели 200HTP может применяться для обработки деталей сложной формы и использоваться в мелкосерийном и серийном производствах различных отраслей промышленности.

В станок 200HTP встроен контршпиндель, расположенный на корпусе задней бабки диаметр патрона который устанавливается непосредственно на шпинделе 165 мм.
В базовом варианте исполнения имеются следующие программируемые оси:
– ось Х – поперечное перемещение суппорта,
– ось Z – продольное перемещение суппорта,
– ось W – перемещение контршпинделя
  В станке предусмотрен рециркулирующий тип подачи СОЖ. Стружка по наклонной части станины попадает в ящик для продуктов обработки, расположенный внутри станины, отработанная СОЖ попадает в бак, вместимость которого 136 литров. В баке СОЖ очищается и насосом подается в зону обработки.
Станок модели 200HTP соответствует требованиям безопасности согласно российским стандартам, европейским директивам и нормам, сертифицирован по европейскому стандарту СЕ.

Основные технические характеристики проектируемого модуля и станка аналога представлены в таблице 7.

Таблица 7 – Технические характеристики модуля главного движения и станка-аналога.

2.6 Уточнение технических характеристик проектируемого модуля станка

На основании сведений, полученных для модуля станка-аналога, проведем корректировку технических характеристик проектируемого модуля. С учетом опыта проектирования современных аналогичных станков и применения прогрессивного режущего инструмента увеличим значение мощности приводного электродвигателя на 30%.

<Object: word/embeddings/oleObject7.bin>

Принимаем Nэл=13 кВт.

Необходимые технические характеристики проектируемого модуля представлены в таблице 8.

Таблица 8 - Необходимые технические характеристики проектируемого модуля

3. Определение компоновок станка и модуля.

Компоновка станка-аналога 200HTP представлена на рисунке 3.

Рисунок-3. Компоновка проектируемого станка

На рисунке 4 представлена компоновка проектируемого модуля станка, коробка передач с шпинделем.

Рисунок 4. Компоновка проектируемого модуля

4. Определение функциональных подсистем проектируемого модуля и разработка его структуры.

4.1 Основные переходы и схемы обработки.

Результаты анализа схем обработки для осуществления заданных переходов обработки приведены в таблице 9.

Таблица 9. Сведения о применяемых схемах обработки

4.2. Определение функциональных подсистем.

С учетом особенностей конструкции, кинематики станка-аналога и управления его работой при выполнении заданных переходов и с использованием классификации функциональных подсистем станочных модулей определены функциональные подсистемы проектируемого модуля станка. В таблице 10 указаны составы функциональных подсистем модуля станка-аналога и проектируемого модуля станка [5].

Таблица 10. Состав функциональных подсистем модуля станка-аналога и проектируемого модуля станка

ПО - обеспечение пуска и остановки; РД - обеспечение реверсирования движения; СД - обеспечение скорости движения; ПМ - обеспечение перемещения;

П - пуск, УБ - ускорение бесступенчатое, ТБ - торможение бесступенчатое, О - остановка;

ВН - выбор направления,

РБ - бесступенчатое изменение разгона и торможения;

ВП - величина перемещения.

Первое число индекса подсистемы 4-го уровня определяет вид управления:

1 - программное управление

2 - программно-адаптивное управление

Существуют следующие варианты обозначений:

11 - требуемый цикл, 12 - параметр, определяющий величину перемещения, 13 - параметр, определяющий скорость движения; 21 - требуемых параметров движений и высокой производительности обработки,

Состав функциональных подсистем проектируемого станка является наиболее оптимальным с точки зрения достижения необходимых параметров.
4.3. Разработка структуры проектируемого модуля.

С учетом кинематической схемы заданного станка и функциональных подсистем составлена блок-схема модуля (рисунок 5). На блок-схеме в обобщенном виде указаны составные части модуля и необходимые связи.

Рисунок 5. Блок-схема модуля главного движения

Структура модуля главного движения составлена с учетом блок-схемы и особенностей рассматриваемого станка (рисунок 6). На ней более подробно указаны составные части модуля и их связи.

Рисунок 6. Структура модуля главного движения

На основе структуры будет разрабатываться кинематическая схема привода модуля главного движения.

5. Разработка кинематической схемы модуля

5.1 Определение параметров коробки передач

По требуемой мощности обработки выбрали двигатель постоянного тока фирмы DYNAMO марки MP112МА со следующими основными характеристиками:

nэmax = 6000 мин-1,

nэном = 2280 мин-1,

PН = 13 кВт.

Исходные данные:

Определяются диапазоны регулирования частот вращения шпинделя с постоянной мощностью RnР и с постоянным моментом RnT. Они находятся с учетом степенных зависимостей, рекомендуемых для конкретных типов проектируемых станков:

<Object: word/embeddings/oleObject9.bin>, (4)

<Object: word/embeddings/oleObject10.bin>;

<Object: word/embeddings/oleObject11.bin>, (5)

<Object: word/embeddings/oleObject12.bin>,

где <Object: word/embeddings/oleObject13.bin>, (6)

<Object: word/embeddings/oleObject14.bin>, b = 4 для многоцелевых станков,.

Предварительно знаменатель ряда пк принимается с учетом диапазона регулирования частот вращения вала электродвигателя, осуществляемых c постоянной мощностью:

<Object: word/embeddings/oleObject15.bin>, (7)

<Object: word/embeddings/oleObject16.bin>,

где <Object: word/embeddings/oleObject17.bin>, (8)

<Object: word/embeddings/oleObject18.bin>.

Расчетное число ступеней переборной коробки zпк определяется по формуле:

<Object: word/embeddings/oleObject19.bin>, (9)

<Object: word/embeddings/oleObject20.bin> .

Это значение округляется в большую сторону и принимается zпк = 2.

Значение знаменателя ряда частот вращения уточняется с учетом принятого числа ступеней переборной коробки по формуле:

<Object: word/embeddings/oleObject21.bin>, (10)

<Object: word/embeddings/oleObject22.bin>.

При уточнении данного знаменателя выдерживается условие <Object: word/embeddings/oleObject23.bin>, где ст - значение знаменателя стандартного ряда чисел, m – целое число. В данном случае: <Object: word/embeddings/oleObject24.bin>.

Диапазоны регулирования привода уточняются с учетом принятого значения знаменателя по формулам:

<Object: word/embeddings/oleObject25.bin>, (11)

<Object: word/embeddings/oleObject26.bin>;

<Object: word/embeddings/oleObject27.bin>, (12)

<Object: word/embeddings/oleObject28.bin>.

Уточнение используемых значений частот вращения вала электродвигателя

Значения наибольшей и наименьшей частот вращения вала электродвигателя уточняются по формулам:

<Object: word/embeddings/oleObject29.bin>, (13)

<Object: word/embeddings/oleObject30.bin>, (мин-1); Принимаем: 5800

<Object: word/embeddings/oleObject31.bin>, (14)

<Object: word/embeddings/oleObject32.bin>, (мин-1).

При этом значение наибольшей частоты вращения шпинделя может быть уточнено по формуле:

<Object: word/embeddings/oleObject33.bin>, (15)

где np – расчетная частота вращения шпинделя:

<Object: word/embeddings/oleObject34.bin>, (16)

<Object: word/embeddings/oleObject35.bin> , (мин-1),

<Object: word/embeddings/oleObject36.bin> , (мин-1).

Характерные значения частот вращения шпинделя определяются с целью построения графика частот вращения валов. Наименьшая частота вращения nmin принимается соответственно исходным данным, значения частот вращения в диапазоне n1 nz определяются по геометрическому ряду со знаменателем пк , при этом n1 = np, наибольшая частота n‘max определяется по формуле (15).

Полученные значения частот вращения округляются до ближайших стандартных значений, которые учитываются в последующих расчетах.

Характерные значения частот вращения шпинделя составляют:

nmin = 720 мин-1,

n1 =nр = 1000 мин-1,

n2 = nр*пк= 1000*2,44=2440 мин-1,

n‘max = 6250 мин-1.

Для компоновки модуля со встроенным приводом определяем структурную формулу c нормальной множительной структурой:

1 211 1 = 2.

Принципиальная кинематическая схема привода модуля главного движения приведена на рисунке 7.

Рисунок 7. Принципиальная кинематическая схема привода модуля главного движения

Определение показателей групп передач и проверка приемлемости структурной формулы при заданном

В общем виде выбранная структурная формула может представлена как 1*P11*1=z, где P11 – количество передач в группе. Для рассматриваемого примера P11=2, z=2

Характеристики групп передач x11=1, x22=P11=2.

Диапазоны регулирования частот вращения валов, обеспечиваемые группами передач, определяются по формуле

<Object: word/embeddings/oleObject37.bin>

Показатели степени при знаменателе , характеризующие диапазоны регулирования групп передач, определяются по формуле

<Object: word/embeddings/oleObject38.bin>

С учетом ограничений частных передаточных отношений, установленных для привода главного движения 2 ≥ i ≤ 0,25 по формуле (10) определяется наибольший допускаемый знаменатель регулирования частот вращения шпинделя.

Для заданного варианта

<Object: word/embeddings/oleObject39.bin>

<Object: word/embeddings/oleObject40.bin>

Ближайший меньший стандартный знаменатель частот вращения шпинделя соответствует max=8, для которого aпред=2. С учетом заданного знаменателя =1,25 условие аmax≤ aпред , выполняется, поэтому принятая структурная формула удовлетворяет установленным ограничениям частных передаточных отношений.

Структурная сетка привода модуля главного движения приведена на рисунке 8.

Рисунок 8. Структурная сетка привода модуля главного движения

Производим вторичное уточнение предельных частот вращения электродвигателя с учетом частных передаточных отношений, диаметров шкивов, чисел зубьев колес.

<Object: word/embeddings/oleObject41.bin>, (17)

<Object: word/embeddings/oleObject42.bin>;

<Object: word/embeddings/oleObject43.bin>, (18)

<Object: word/embeddings/oleObject44.bin>;

<Object: word/embeddings/oleObject45.bin>, (19)

<Object: word/embeddings/oleObject46.bin>;

<Object: word/embeddings/oleObject47.bin>, (20)

<Object: word/embeddings/oleObject48.bin>;

<Object: word/embeddings/oleObject49.bin>.

Принимаем <Object: word/embeddings/oleObject50.bin>, коэффициент скольжения для клиноременной передачи <Object: word/embeddings/oleObject51.bin>.

<Object: word/embeddings/oleObject52.bin>, (21)

<Object: word/embeddings/oleObject53.bin>, мм.

Для <Object: word/embeddings/oleObject54.bin> по таблице находим общий вариант <Object: word/embeddings/oleObject55.bin>, при этом

<Object: word/embeddings/oleObject56.bin>

<Object: word/embeddings/oleObject57.bin>.

С учетом полученных значений строится график частот вращения валов привода модуля главного движения. График частот вращения валов привода модуля главного движения представлен на рисунке 9.

Рисунок 9. График частот вращения валов привода модуля главного движения

5.2 Определение расчетных нагрузок.

Мощность на первом валу равна:

<Object: word/embeddings/oleObject58.bin> (22)

где <Object: word/embeddings/oleObject59.bin> - КПД пары подшипников, <Object: word/embeddings/oleObject60.bin>;

<Object: word/embeddings/oleObject61.bin>- КПД зацепления ременной передачи, <Object: word/embeddings/oleObject62.bin>

<Object: word/embeddings/oleObject63.bin>

Для второго вала:

где <Object: word/embeddings/oleObject64.bin> - КПД зубчатого зацепления, <Object: word/embeddings/oleObject65.bin>

<Object: word/embeddings/oleObject66.bin> - КПД пары подшипников, <Object: word/embeddings/oleObject67.bin>;

<Object: word/embeddings/oleObject68.bin>

Для третьего вала:

<Object: word/embeddings/oleObject69.bin>

Определяем максимальные моменты на валах:

Момент на i-том валу:

<Object: word/embeddings/oleObject70.bin> (23)

где <Object: word/embeddings/oleObject71.bin>- расчетная частота вращения i-того вала.

Получаем

<Object: word/embeddings/oleObject72.bin>,

<Object: word/embeddings/oleObject73.bin>,

<Object: word/embeddings/oleObject74.bin>.

6. Проектные расчеты деталей.

6.1 Расчет допускаемых контактных напряжений для зубчатых колес.

Из условия оптимизации габаритов для всех зубчатых колес принимаем материал 20Х с термообработкой: цементация и закалка (HRC 60…62).

Так как НВ>350, то допускаемые контактные напряжения определяются по формуле

<Object: word/embeddings/oleObject75.bin>, (24)

где SH – коэффициент запаса прочности, равный 1,2;

<Object: word/embeddings/oleObject76.bin> – предел контактной выносливости по поверхности зуба, для расчетного материала равен 1403 МПа;

ZN – коэффициент долговечности, принимаем равным 1;

ZR – коэффициент влияния шероховатости, принимаем равным 1.

ZV – коэффициент учитывающий влияние окружной скорости, принимаем равным 1.

<Object: word/embeddings/oleObject77.bin>.

Максимальное допускаемое напряжение изгиба рассчитывается по формуле

<Object: word/embeddings/oleObject78.bin>, (25)

где SF – коэффициент запаса прочности, равный 1,5;

<Object: word/embeddings/oleObject79.bin> – предел выносливости, для расчетного материала равен 750 МПа;

YN – коэффициент долговечности, принимаем равным 1;

YA – коэффициент учитывающий влияние шероховатости, равный 1.2;

YR – коэффициент учитывающий влияние реверса, принимаем равным 1.

<Object: word/embeddings/oleObject80.bin>.

6.2 Предварительный расчет диаметров валов

В качестве материала для валов выбираем сталь 40Х

Минимальный диаметр вала определяем в зависимости от крутящего момента.

<Object: word/embeddings/oleObject81.bin> (26)

Получаем:

<Object: word/embeddings/oleObject82.bin>

Округлили d1 до стандартного значения по ГОСТу 6636-69 <Object: word/embeddings/oleObject83.bin>

<Object: word/embeddings/oleObject84.bin>

Округлили d2 до стандартного значения по ГОСТу 6636-69 <Object: word/embeddings/oleObject85.bin>

<Object: word/embeddings/oleObject86.bin>

Округлили d3 до стандартного значения по ГОСТу 6636-69 <Object: word/embeddings/oleObject87.bin>.

6.3 Расчет зубчатых передач

Параметры передач определяем по следующим формулам:

<Object: word/embeddings/oleObject88.bin>, (27)

<Object: word/embeddings/oleObject89.bin>, (28)

<Object: word/embeddings/oleObject90.bin>; (29)

<Object: word/embeddings/oleObject91.bin>; (30)

<Object: word/embeddings/oleObject92.bin>; (31)

<Object: word/embeddings/oleObject93.bin>; (32)

<Object: word/embeddings/oleObject94.bin>; (33)

<Object: word/embeddings/oleObject95.bin>; (34)

Геометрические параметры передач приведены в таблице 11.

Таблица 11 Параметры передачи

6.4 Выбор компоновки привода.

Рассмотрим два варианта компоновки привода, показанных на рисунках 10 и 11.

Рисунок 10. Первый вариант компоновки привода.

Рисунок 11. Второй вариант компоновки привода

Выбираем второй вариант компоновки привода проектируемого модуля. Так как коробка передач получиться более компактной (меньшие габаритные размеры), а также экономически выгодной при изготовлении корпуса (экономия материала).

6.5 Схема свертки валов

Необходимость в свертке валов возникает в связи со стремлением уменьшить габаритные размеры коробки и сориентировать оси валов таким образом, чтобы создать как можно лучшие условия работы. Свертка валов, изображенная на рисунке 12.

Рисунок 12. Схема свертки валов.

7. Проверочный расчет и уточнение конструкции.

7.1 Проверочный расчет промежуточного вала.

Исходя из свертки валов и действия результирующих сил, необходимо проверить промежуточный вал на запас прочности как наиболее нагруженный.

Результирующая действия силы определяется по формуле:

<Object: word/embeddings/oleObject96.bin>, (35)

где Т – крутящий момент на валу,

di – диаметр соответствующего колеса или шестерни на валу,

α – угол зацепления, равный 20 градусам.

<Object: word/embeddings/oleObject97.bin>

<Object: word/embeddings/oleObject98.bin>

<Object: word/embeddings/oleObject99.bin>

<Object: word/embeddings/oleObject100.bin>

Проекции результирующих сил на горизонтальную и вертикальную плоскость:

<Object: word/embeddings/oleObject101.bin>; (36)

<Object: word/embeddings/oleObject102.bin>;

<Object: word/embeddings/oleObject103.bin>;

<Object: word/embeddings/oleObject104.bin>;

<Object: word/embeddings/oleObject105.bin>;

<Object: word/embeddings/oleObject106.bin>;

<Object: word/embeddings/oleObject107.bin>;

<Object: word/embeddings/oleObject108.bin>.

Реакции опор определяются следующим образом:

Сумма моментов относительно точки А в горизонтальной плоскости рассчитывается по формуле:

<Object: word/embeddings/oleObject109.bin>= 0;

<Object: word/embeddings/oleObject110.bin>

<Object: word/embeddings/oleObject111.bin>

Сумма моментов относительно точки А в вертикальной плоскости:

<Object: word/embeddings/oleObject112.bin>

<Object: word/embeddings/oleObject113.bin>

<Object: word/embeddings/oleObject114.bin>

Эпюры изгибающих моментов на рисунке 13.

Рисунок 13. Эпюры изгибающих моментов.

Промежуточный вал проверяем на прочность в месте посадки второго зубчатого колеса.

Выбираем материал промежуточного вала – Сталь 40Х со следующими механическими характеристиками:

в=980 Мпа

т=785 Мпа

Результирующий изгибающий момент равен:

Мсум=166,79 Нм,

Крутящий момент на валу равен 115,65 Нм.

Определяем напряжения изгиба:

<Object: word/embeddings/oleObject115.bin>, (37)

<Object: word/embeddings/oleObject116.bin>

Определяем напряжение кручения:

<Object: word/embeddings/oleObject117.bin>, (38)

<Object: word/embeddings/oleObject118.bin>

Принимаем, что напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, а напряжения кручения - по отнулевому, тогда:

<Object: word/embeddings/oleObject119.bin> (49)

где <Object: word/embeddings/oleObject120.bin> и <Object: word/embeddings/oleObject121.bin> - амплитуды переменных составляющих циклов напряжений;

<Object: word/embeddings/oleObject122.bin> и <Object: word/embeddings/oleObject123.bin> - постоянные составляющие

<Object: word/embeddings/oleObject124.bin>

При совместном действии напряжений кручения и изгиба запас сопротивления усталости определяется по формуле:

<Object: word/embeddings/oleObject125.bin> (40)

где <Object: word/embeddings/oleObject126.bin> (41)

- запас сопротивления усталости при изгибе;

<Object: word/embeddings/oleObject127.bin> (42)

- запас сопротивления усталости при кручении

где <Object: word/embeddings/oleObject128.bin> и <Object: word/embeddings/oleObject129.bin> - коэффициенты, корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости

<Object: word/embeddings/oleObject130.bin> (43)

<Object: word/embeddings/oleObject131.bin>

<Object: word/embeddings/oleObject132.bin> и <Object: word/embeddings/oleObject133.bin> - пределы выносливости

<Object: word/embeddings/oleObject134.bin> (44)

<Object: word/embeddings/oleObject135.bin>

<Object: word/embeddings/oleObject136.bin> и <Object: word/embeddings/oleObject137.bin>- коэффициенты концентрации напряжений в

расчетном (опасном) сечении при изгибе и кручении соответственно

<Object: word/embeddings/oleObject138.bin> (45)

где <Object: word/embeddings/oleObject139.bin> и <Object: word/embeddings/oleObject140.bin>- эффективные коэффициенты концентрации напряжений, равные соответственно 1,45 и 2,25 соответственно

<Object: word/embeddings/oleObject141.bin> - коэффициент, учитывающий наличие поверхностного упрочнения, в нашем случае равный 1;

<Object: word/embeddings/oleObject142.bin> и <Object: word/embeddings/oleObject143.bin>- коэффициенты, учитывающие размеры вала (масштабный фактор)

<Object: word/embeddings/oleObject144.bin> (46)

<Object: word/embeddings/oleObject145.bin>; (47)

где d – диаметр вала.

<Object: word/embeddings/oleObject146.bin>

<Object: word/embeddings/oleObject147.bin>

<Object: word/embeddings/oleObject148.bin> и <Object: word/embeddings/oleObject149.bin>- коэффициенты, учитывающие качество (шероховатость) поверхности

<Object: word/embeddings/oleObject150.bin> (48)

<Object: word/embeddings/oleObject151.bin> - коэффициент шероховатости, равный 3,2

<Object: word/embeddings/oleObject152.bin>

<Object: word/embeddings/oleObject153.bin>

Вычисляем запас сопротивления усталости при изгибе по формуле (41)

<Object: word/embeddings/oleObject154.bin>

Вычисляем запас сопротивления усталости при кручении по формуле (42)

<Object: word/embeddings/oleObject155.bin>

Запас сопротивления усталости при совместном действии напряжений кручения и изгиба по формуле

<Object: word/embeddings/oleObject156.bin>

Так как результирующий коэффициент запаса прочности s = 9,05 можем сделать вывод, что вал выдержит приложенные к нему нагрузки.

7.2 Проверочный расчет подшипников выходного вала

Из схемы действия сил на вал определим результирующее значение сил реакций опор по формуле

<Object: word/embeddings/oleObject157.bin>, (49)

<Object: word/embeddings/oleObject158.bin>,

<Object: word/embeddings/oleObject159.bin>.

Опора В более нагружена, поэтому проверочный расчет подшипников производится по ней. Определяем эквивалентную динамическую радиальную нагрузку по формуле [2, с. 117]

<Object: word/embeddings/oleObject160.bin> (50)

где Fr – радиальная нагрузка, равная 1835,29 Н;

Fa – осевая нагрузка, в нашем случае равна нулю;

X – коэффициент радиальной нагрузки, X = 1;

Y – коэффициент осевой нагрузки, Y = 0;

V – коэффициент вращения, V = 1;

<Object: word/embeddings/oleObject161.bin> – температурный коэффициент, <Object: word/embeddings/oleObject162.bin>;

K – коэффициент безопасности, K = 1,3.

<Object: word/embeddings/oleObject163.bin>.

Требуемую динамическую грузоподъемность определяли [2, с.118]

<Object: word/embeddings/oleObject164.bin> (51)

где <Object: word/embeddings/oleObject165.bin> – ресурс в часах, равный 10000ч;

а – коэффициент, учитывающий качество материала и условия эксплуатации, принимали равным 0,8;

n – номинальная частота вращения промежуточного вала, равная 1000 об/мин.

<Object: word/embeddings/oleObject166.bin>

Допустимая грузоподъемность для подшипника 306 по ГОСТ 8338-75 равна Cr=28,1 кН. Так как, <Object: word/embeddings/oleObject167.bin>то можно сделать вывод, что данный подшипник подходит по грузоподъемности.

7.3 Проверочный расчет зубчатых передач.

Допускаемые контактные напряжения . Допускаемые напряжения изгиба

Проверочный расчет произведем по программе «Комплекс инженерных расчетов», разработанной МГТУ «СТАНКИН». В меню программы выберем «Проверочный расчет зубчатой передачи».

Расчет передач представлен на рисунках 14 – 16.

Рисунок 14. Результаты проверочного расчета передачи i1

Рисунок 15. Результаты проверочного расчета передачи i2

Рисунок 16. Результаты проверочного расчета передачи iр2

Из проверочных расчетов зубчатых передач можно сделать вывод, что рабочие напряжения в передачах не превышают допускаемые.

Запас прочности по контактным напряжениям найдем по формуле

, (52)

Запас прочности по напряжениям изгиба найдем по формуле

, (53)

7.3 Расчет шпиндельного узла на жесткость.

Расчет шпиндельного узла на жесткость производим с помощью автоматизированной подсистемы расчетно-конструкторских работ «Шпиндель», разработанной МГТУ «СТАНКИН» Рисунок 17.

Рисунок 17. Расчет шпинделя на жесткость

Оценка соответствия жесткости шпиндельного узла требуемому значению производится с учетом максимального перемещения точки, находящейся на оси торца шпинделя. При этом должно выполняться условие:

<Object: word/embeddings/oleObject168.bin>,

где <Object: word/embeddings/oleObject169.bin> принимается равной 1/3 от допуска на наиболее точный размер детали.

Условие жесткости выполняется: <Object: word/embeddings/oleObject170.bin>=4,96 мкм <Object: word/embeddings/oleObject171.bin> <Object: word/embeddings/oleObject172.bin> мкм.

Заключение

В ходе выполнения курсовой работы были разработаны элементы эскизного и технического проекта модуля главного движения станка с числовым программным управлением. Были определены технологическое назначение станка, основные функциональные подсистемы модуля и его структура, компоновка станка и модуля, разработана кинематическая схема модуля. Данный модуль предназначен для обработки деталей типа поршень, при проектировании были учтены все основные поверхности, которые могут включать в себя детали данного типа.

Список литературы.

1. Дунаев П.Ф. , Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин – М.: Высш. шк., 1985 – 416с.

2. Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин М.: Машиностроение. 1988г.

3. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х томах. - 6-е издание, переработано и дополнено. - М.: Машиностроение, 1982. -736 с.

4. Проников А.С. Металлорежущие станки и автоматы – М.: Машиностроение. 1981г – 479с.

5. Справочник технолога-машиностроителя. В 2-х томах. Т. 2. Под редакцией А.Г. Косиловой и Р. К. Мещерякова. 4-е изд., - М.: Машиностроение 1986 год. 496 с.

6. Пакеты прикладных программ к подсистемам САПР металлорежущих станков. ЭНИМС, СТАНКИН. М. 1985 – 2002.

7. «Справочник технолога-машиностроителя». В 2-х томах. Т. 2. Под редакцией А.Г. Косиловой и Р. К. Мещерякова. 4-е изд., - М.: Машиностроение, 1986 год. 496 с.

8. «Проектирование приводов главного движения и подачи металлорежущих станков» Методические указания Составители: Куликов, Кудояров и др. Уфа, УАИ, 1988, 42 с

.9. Пуш В.И. «Проектирование металлорежущих станков». М.: Машиностроение, 1987 г., 293 с., ил.

Приложение