Модернізація приводу головного руху верстата моделі 6С12

Міністерство освіти і науки України

Донецький національний технічний університет

Факультет Механічний

Кафедра "Металорізальні верстати та системи"

КУРСОВИЙ ПРОЕКТ

з дисципліни: "металообробки"

на тему: «Модернізація приводу головного руху верстата моделі 6С12»

ПК.07.04.28.03.00.00

Виконав:

студент гр. МС 04-н Гончаренко Д. О.

Консультант Молчанов А. Д.

Нормоконтролер Молчанов А. Д.

Донецьк 2007

Реферат

Курсовий проект: 31 с., 5 табл., 5 рис., 8 джерел, 2 додатки.

Об'єкт дослідження - привід головного руху з безступінчатим регулюванням частоти.

У курсовому проекті вибрано електродвигун постійного струму з діапазоном частот, що перекриває вихідний діапазон, проведений кінематичний розрахунок вузла, розрахунки потужності, що крутять моментів кожного вала. Здійснені перевірочні розрахунки зубчастих передач, підшипників та проведено розрахунок найбільш навантаженого валу. Обрана система мастила і мастильний матеріал деталей верстата. Вибрані підшипники кочення, а також обрані і розраховані шліцьові з'єднання. Виконані креслення розгортки приводу головного руху, загального вигляду вертикально-фрезерного верстата (прототипу), кінематична схема.

ВЕРСТАТ, ВАЛ, шпонки ПІДШИПНИК, СИСТЕМА МАСТИЛА, шпиндель, ДВИГУН ПОСТІЙНОГО СТРУМУ

Завдання

Мета: модернізація приводу головного руху верстата моделі 6С12 з безступінчатим зміною частоти обертання шпинделя.

Вихідні дані:

Технічні характеристики вертикально-фрезерного верстата моделі 6С12.

Зміст

Введення

1. Характеристика і призначення вертикально-фрезерних верстатів

2. Вибір граничних режимів різання та електродвигуна

2.1 Розміри заготовок та інструментів

2.2 Вибір граничних режимів різання

2.3 Попереднє визначення потужність електродвигуна головного руху

3. Кінематичний розрахунок приводу верстата

4. Силовий розрахунок приводу верстата

5 Міцнісний розрахунок передач приводів верстатів

5.1 Розрахунок на міцність сталевих циліндричних зубчастих передач

5.1.1 Перевірочний розрахунок косозубой передачі

5.1.2 Перевірочний розрахунок конічної передачі

5.2 Розрахунок клиноремінною передачі

6 Визначення параметрів валів

6.1. Наближений розрахунок валів

6.2. Уточнений розрахунок валів

6.3. Розрахунок вала на втому

6.4. Вибір елементів передавальних крутний момент

Малюнок 5 Розміри шпоночно з'єднання

7. Вибір підшипників

8. Розрахунок динамічних характеристик приводу головного руху

9. Визначення системи змащення

Висновок

Список використаної літератури

Введення

В даний час спостерігається тенденція на підвищення рівня автоматизації виробничих процесів. У виробництво все більше впроваджується автоматизоване обладнання, яке працює без безпосередньої участі людини або значно полегшує працю робітника. Це дозволяє значно скоротити трудомісткість виробничого процесу, знизити собівартість продукції, що випускається, збільшити продуктивність праці. Тому головне завдання інженерів - розробка автоматизованого обладнання, розрахунок його основних вузлів і агрегатів, виявлення найбільш оптимальних технічних рішень та впровадження їх у виробництво.

Метою даного курсового проекту є модернізація приводу головного руху верстата моделі 6С12 з безступінчатим зміною частоти обертання шпинделя.

Модернізація приводу головного приводу включає визначення діапазону регулювання швидкостей, побудова кінематичної схеми, визначення необхідної ефективної потужності приводу, перевірочні розрахунки зубчастих передач, валів і уточнений розрахунок на втому самого навантаженого валу, вибір шпонкових з'єднань передавальних крутний момент, вибір підшипників опор валів, вибір системи змащення .

1 Характеристика і призначення вертикально-фрезерних верстатів

Верстати вертикально-фрезерної підгрупи призначені для обробки площин, пазів різного профілю, фасонних деталей, а з застосуванням ділильних головок - зубчатих коліс методом одиничного поділу та гвинтових канавок. Обробка деталей проводиться торцевими, пальцевими, кінцевими фрезами. Згідно з завданням в якості базового верстата приймаю верстат моделі 6С12. Верстат використовується в умовах одиничного і серійного виробництва. Достатня потужність приводу і діапазон швидкостей швидкостей і подач дозволяє вести обробку як швидкорізальними фрезами, так і фрезами, оснащеними пластинками з твердого сплаву.

Головне рух на фрезерних верстатах - обертання фрези, рух подачі - переміщення столу із заготівлею. Фреза закріплюється в шпинделі за допомогою оправлення, що має конічний хвостовик з конусностью 7:24 і шомпола. Заготівля закріплюється на столі за допомогою різних пристосувань.

Основні характеристики вертикально-фрезерних верстатів консольних:

- Розміри столу, що задається його номером;

- Найбільше переміщення столу у вертикальному, горизонтальному й поперечному напрямках;

- Межі зміни частоти обертання і подач.

2. Вибір граничних режимів різання та електродвигуна

2.1 Розміри заготовок та інструментів

Розміри заготовок та інструментів, що підлягають обробці на універсальних верстатах, визначають з економічних міркувань, пов'язуючи їх з одного з розмірних характеристик верстата. У таблиці 2.1 наведено орієнтовні значення граничних розмірів заготовок та інструменту, які приймаються при проектуванні універсальних верстатів.

Таблиця 1 Рекомендовані значення граничних розмірів

Ширина столу = 320;

= 0,8 * 320 = 256мм

= 0,2 * 320 = 64мм

2.2 Вибір граничних режимів різання

Вибір граничних режимів різання, які повинні здійснюватися на верстаті, розраховують при виконанні різних видів робіт і на основі аналізу отриманих результатів.

Глибину різання і подачі вибирають з нормативних документів [1] і в залежності від робіт, які передбачається виконувати на верстаті. Як правило, розрахунок ведуть за основною (провідною) операції, для якої спроектований верстат. У нашому випадку це фрезерування торця фрезою, при якому виникають найбільші сили різання.

Вибір граничних швидкостей різання для розрахунку характеристик універсальних верстатів роблять при наступних умовах [3]:

Для фрезерних верстатів найбільшу швидкість різання визначають за умови обробки

сталевої заготовки з = 500 МПа фрезою найменшого діаметра;

матеріал ріжучої частини пластинка з твердого сплаву Т15К6.

подача на зуб фрези, стійкість, глибина різання і ширина фрезерування беруться мінімальними.

При визначенні мінімальної швидкості різання :

глибину різання, подачу на зуб, ширину фрезерування, діаметр фрези і стійкість беруть максимальними;

матеріал фрези - швидкоріжуча сталь; матеріал заготовки - легована сталь з = 750 МПа.

В якості розрахункової приймають ширину фрезерування

,

,

де , - Найбільша і найменша ширина фрезерування;

, - Найменший і найбільший діаметр фрези.

При фрезерної обробки, де матеріал ріжучої частини фрези твердий сплав, для максимальної швидкості різання Vmax маємо [1]:

, Де

СV = 332, m = 0.2, y = 0.4, x = 0.1, р = 0, u = 0.2, q = 0.2 - коефіцієнт і показники ступеня. [1.стр.262]

tMIN = 0,5 мм - мінімальний припуск.

SZMIN = 0.09 мм / зуб - мінімальна подача на зуб.

Т = 180 хвилин - стійкість інструменту.

Кv - твір ряду коефіцієнтів.

Кv = Кmv * Кіv * Кпv.

Кmv = Кг

- Коефіцієнт, що враховує якість оброблюваного матеріалу. [1, стр.262]

Кіv = 1,0 - коефіцієнт, що враховує якість матеріалу інструмента. [1.стр.263]

Кпv = 1,0 - коефіцієнт, який відображає стан поверхні заготовки. [1.стр.263]

Таким чином

Кv = Кmv * Кіv * Кпv = 1,5 * 1 * 1,0 = 1,5.

Z = 10, DMIN = 60мм - параметри різального інструмента

ВMIN = 60мм - ширина фрезерування

Розраховуємо швидкість:

м / хв.

При фрезерної обробки, де матеріал ріжучої частини фрези швидкоріжуча сталь, для найменшої швидкості різання Vmin маємо:

, Де

СV = 41, m = 0.2, y = 0.4, x = 0.1, р = 0, u = 0.15, q = 0.25 - коефіцієнт і показники ступеня. [1, стр.262]

tMAX = 3 мм - максимальний припуск.

SZMАХ = 0,3 мм / зуб - максимальна подача.

Т = 300 хвилин - стійкість.

Кv = Кmv * Кіv * Кпv = 1,0 * 1 * 1,0 = 1,0.

Z = 26, DMАХ = 250мм - параметри різального інструмента

ВMАХ = 0,75 * 250 = 200мм - ширина фрезерування

Розраховуємо швидкість:

м / хв.

Проведемо розрахунок складових сил різання за такою формулою:

Для сили Рz, при матеріалі ріжучої частини різця - швидкоріжуча сталь, маємо:

t = 3 мм - припуск.

Sz = 0,3-подача, мм / зуб.

- Частота обертання шпинделя, об / хв.

Ср = 82,5, x = 0,95, y = 0.8, u = 1.1, q = 1.1, w = 0

КМР =

Z = 26, D = 250мм - параметри різального інструмента

В = 200мм - ширина фрезерування

Розраховуємо складову Рz:

Н.

2.3 Попереднє визначення потужність електродвигуна головного руху

Попереднє визначення потужність електродвигуна головного руху визначається за формулою

, КВт

де - Корисна потужність різання

, КВт

де - ККД ланцюга головного руху (для верстатів з обертальним головним рухом = 0,7-0,85).

ККД ланцюга подачі наближено визначимо за формулою:

,

де коефіцієнти ККД для складових частин приводу вибирається з таблиці 2.

Таблиця 2 - Значення ККД передач і підшипників верстатів.

Вибираю електродвигун постійного струму моделі MP112SL.

Таблиця 3 - Технічні параметри і габаритні розміри електродвигуна

3. Кінематичний розрахунок приводу верстата

Визначаємо діапазон регулювання приводу головного руху за формулою:

.

Визначаємо діапазон регулювання двигуна за формулою:

.

Визначаємо діапазон регулювання двигуна при постійній потужності за формулою:

.

Визначаємо діапазон регулювання двигуна при постійному моменті за формулою:

Визначаємо діапазон регулювання шпинделя при постійній потужності за формулою:

Для забезпечення безступінчатого регулювання частоти обертання шпинделя при постійній потужності знаменник ряду передавальних відносин передач коробки швидкостей φ1 приймаю рівним RдР. Необхідну кількість ступенів коробки швидкостей:

.

4. Силовий розрахунок приводу верстата

Розрахунковий крутний момент на будь-якому валу приводу головного руху верстата дорівнює:

Н · м,

де Nдв - номінальна потужність головного електродвигуна, кВт;

η - ККД механізму від вала електродвигуна до розглянутого валу;

n - частота обертання вала на граничних режимах різання, хв-1.

На першому валу

Н · м,

на другому валу

Н · м,

на третьому валу

Н · м.

5. Міцнісний розрахунок передач приводів верстатів

5.1 Розрахунок на міцність сталевих циліндричних зубчастих передач

5.1.1 Перевірочний розрахунок косозубой передачі

Вихідні дані:

mn1, 2 = 3, z1, 2 = 56, 7-A, β = 8 °, сталь 40Х, ТО - гартування ТВЧ.

Розрахунок косозубих передач верстатів ведеться за формулами:

мм;

мм;

де - Нормальний модуль передачі в мм;

А - міжосьова відстань передачі в мм;

= 1 * 1,15 * 1,3 = 1,5

= 1 * 1,1 * 1,2 = 1,32

, Приймаю = 12,

коефіцієнти нерівномірності розподілу навантаження по дляніх зуба; враховують збільшення навантаження на небезпечній ділянці контактної лінії внаслідок пружних деформації валів і підшипників і по грішно зграй виготовлення сполучених коліс, що ведуть до взаємною перекосу контактують зубів;

- Допустима напруга на вигин і контактну міцність а визначаються за формулами:

= 1,9 * 108 * 1,2 * 1 = 2,28 * 108Па,

= 9,5 * 108 * 1,4 = 13,3 * 108Па,

де Коефіцієнти нерівномірності розподілу навантаження-тривалі межі витривалості зубів при розрахунку на згин і контактну міцність в Па;

- Коефіцієнти змінності режиму роботи, що враховують сприятливий вплив змінного режиму роботи універсального верстата на величину допустимого напруги, коли через розраховується передачу не завжди передається повна потужність, що дозволяє підвищити допустимі напруження в порівнянні з тривалими межами витривалості;

- Коефіцієнт форми зуба, який визначається за наведеним числу зубів шестірні:

= 58

- Кут нахилу зубів;

, Приймаю ;

- Коефіцієнт кута нахилу зубів, що враховує сприятливий вплив та міцність похилого розміщення контактної Лікії, для > 30 ' ; Для визначається за формулою:

= 0,93

- Коефіцієнт зменшення сумарної довжина контактних ліній (приймаю );

- Коефіцієнт перекриття в торцояом світінні. Опоеделяется за формулою:

= 1,74

- Відповідно, числа зубів шестерні і колеса;

"+" - Для зовнішнього зачеплення;

"-" -. Для внутрішнього зачеплення;

- Коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по довжині контактних ліній внаслідок неоднаковою питомою жорсткості контактує пари зубів.

Розрахунок косозубой передачі виконується в наступному порядку.

Визначають нормальний модуль

= мм

і округлюють його до стандартного значення = 2,5. Розраховують міжосьова відстань А

=

і порівнюють його з підрахованим за формулою:

= ≈ 142 мм.

де - Сума зубів коліс пари.

142> 70 - умова виконується.

5.1.2 Перевірочний розрахунок конічної передачі

Вихідні дані:

mte1, 2 = 4, z1, 2 = 35, 7-A, δ = 45 , Β = 25 °, сталь 40Х, ТО - гартування ТВЧ.

Перевірочний розрахунок на згинальну міцність

,

де

Н,

dm = mmn · z = 3,1 * 35 = 109мм,

mmn = mte · (1-0.5 ) · Cos β = 4 (1 - ) · Cos25 = 3,1 мм,

KF = KF β · KFV = 1 · 1,4 = 1,4,

KH = KH β · KHV = 1,05 · 1,2 = 1,26,

KFβ = 1 + (KHβ - 1) · 1.5 = 1 + (1-1) · 1.5 = 1,

Zv = .

У залежності від Zv вибираю уf = 3,75. Тоді

МПа <[ ] = 2.28 · 108МПа

- Умова згинальної міцності виконується.

Перевірочний розрахунок на контактні напруги

МПа <[ ] = 13,3 · 108МПа

Міцнісний розрахунок конічної передачі проведений успішно.

5.2 Розрахунок клиноремінною передачі

Вихідні дані:

P1 = 7,5 кВт, n = 1600об/мін, i ≈ 1.

У залежності від n вибираємо перетин ременя Б, ремінь армований сталевим кордом.

Приймаю dшк = 200 мм, P0 ≈ 5.5 кВт.

Нехай а ≈ 500мм. Тоді lp = 2 · 500 +0.5 · π · (200 +200) = 1628 мм. Приймаю lp = 1600 мм.

Уточнюємо міжосьова

мм.

Ср = 1,2, Сi = 1, Cl = 0,92, C α = 1.

Pp = P0Сi Cl C α / Ср = 5,5 · 1 · 0,92 · 1 / 1, 2 = 4,22 кВт.

6) Число ременів z = 7.5/4.22 ≈ 2 ремені.

Знаходимо попередній натяг одного ременя при

v = πd шкn/60 = 3.14 · 0.2 · 1600/60 = 16.75м / с і Fv = 1250 · 138 · 10-6 · 16.752 = 48.4H одно

F0 = 0.85PCpCl / (zvCαCi) + Fv = 0.85 · 7.5 · 103 · 1.2 · 0.92 / (2 · 16.75 · 1) +48.4 = 189H

Сила, що діє на вал

F = 2F0z = 2 · 189 · 2 = 756H.

Ресурс напрацювання

Т = ТсрК1К2 = 2000 · 2,5 · 1 = 5000ч.

6. Визначення параметрів валів

6.1 Наближений розрахунок валів

Для матеріалу валів приймаємо сталь 45, поліпшення, для якої [τ к] = 20 МПа.

dI = мм, dII = мм, dIII = мм.

6.2 Уточнений розрахунок валів

Рис.2 - Схеми навантаження валів.

Складаючи рівняння моментів для другого та третього валу знаходимо реакції опор:

для 2-го валу:

RAV = 22290H, RBV = 15908H, RAH = 9570H, RBH = 10458H,

сумарна RA = 24621H, RB = 18565H.

для 3-го валу:

RAV = 21866H, RBV = 3644H, RAH = 774H, RBH = 10150H,

сумарна RA = 3725H, RB = 24106H.

Уточнений розрахунок виконуємо для першого валу, так як він є найбільш навантаженим.

Для перевірочного розрахунку будуємо епюру навантаження цього валу.

Визначаємо окружну силу в зачепленні за формулою:

Для зубчастого конічного колеса:

H.

Визначаємо радіальну силу:

Fr2 = Ft2 × tg α × cos d 1 = 11197H.

Визначаємо осьову силу:

Fa = Fr2 × cos b = 5221H, Ma = H.

Для шківа:

Ft1 = 25000Н, Fr1 = 756Н.

Розглянемо дану розрахункову схему вала в двох площинах: горизонтальної і вертикальної, в яких діють радіальна і окружна сили. Через рівняння моментів відносить. опорних точок знаходимо реакції опор.

Рис.3 - Епюри згинаючих елементів.

У вертикальній площині:

RAV = 14445H, RBV = 44430H.

У горизонтальній площині:

RAH = 879H, RBH = 11320H.

Сумарні реакції:

RA = 45849H, RB = 14472H.

Максимальний еквівалентний момент:

Мемах = 2707 Н × м.

6.3 Розрахунок вала на втому

Втомний розрахунок валу виконується як перевірочний. Він полягає у визначенні розрахункових коефіцієнтів запасу міцності у звичайній на небезпечних перерізах.

При розрахунку приймаємо, що напруги вигину змінюються по симетричному циклу, а напруги крутіння - по отнулевому циклу.

Амплітудні значення напруг вигину і кручення визначаються за формулами:

де Мізг, Мкр - згинальний і крутний момент у перерізі;

Коефіцієнти запасу втомної міцності визначається за формулою:

за нормальними напругам

по дотичним напруженням

де s -1, t -1 - межі витривалості для сталі 40Х:

s -1 = 370 МПа, t -1 = 215 МПа;

es, et - коефіцієнти, що враховують вплив абсолютних розмірів валу, визначаються за таблицею 15 [5, с. 11], es = et = 0,75;

Кd, КF - коефіцієнти концентрації напружень при згині і

крученні з урахуванням впливу шорсткості поверхні

Кd = 0,5; КF = 1;

K s - коефіцієнт зміцнення поверхні, K s = 2,5 - при поліпшенні;

s а, t а - напруги вигину і кручення;

ys, yt - коефіцієнти, що характеризують чутливість матеріалу до асиметрії циклу напружень, визначається за таблицею 9 [5, с. 11],

ys = 0,05, yt = 0;

s m = 0;

t m = t а.

Визначаємо S t:

Загальний запас міцності визначається за формулою:

S =

S ≥ [S] = 1.5 ... 2.5, тобто умова виконується.

6.4 Вибір елементів передавальних крутний момент

Для все сполук зі шківами призначаємо шпонкові з'єднання, а для всіх інших з'єднань ринимает шлицевое з'єднання, яке має такі розміри робочих частин:

, B = 12, dlmin = 67,4, | = 0,8, rmax = 0,5.

Шлицевое з'єднання підлягає перевірці на зминання, яка проводиться за формулою:

Інші з'єднання виконуються за Мкр, меншого від моменту на шківа.

Всі вибрані шліцьові з'єднання відповідають умові міцності при перевірці на зминання.

З'єднання зі шківами.

Перевіримо вибрані шпонки на зминання:

;

де - Крутний момент, який передається шпонкою, Нм;

- Діаметр вала, мм;

- Висота шпонки, мм;

- Робоча довжина шпонки, мм;

- Напруга, що допускається, приймаємо стандартні шпонки [3 с.62, табл. 7.1].

Малюнок 5 Розміри шпоночно з'єднання.

d, мм	lр, мм	T, Нм	[Σ см], МПа	σ см, МПа	кількість:	b, мм	h, мм	t1, мм	t2, мм
36	45	2371	100	89,89	1	10	8	5,5	5
80	55	2371	100	92,86	1	10	8	5,5	5

.

Інші з'єднання виконуються за Мкр, меншого від моменту на шківа.

Всі вибрані шліцьові з'єднання відповідають умові міцності при перевірці на зминання.

7 Вибір підшипників

Враховуючи елементи, розташовані на валах, а також за діаметрами шипів, вибираємо підшипники, параметри яких зносимо в таблицю 8.

Таблиця 4 - Параметри підшипників.

Перевірочний розрахунок підшипників.

Фактична довговічність підшипника в годинах.

;

де С - динамічна вантажопідйомність, кН.

Р - приведена вантажопідйомність, кН.

r - коефіцієнт форми тіл кочення, - Для кулькових підшипників, - Для роликових підшипників.

Наведену вантажопідйомність:

Н;

де V - "коефіцієнт кільця": V = 1 при обертанні внутрішнього кільця, V = 1,2 при при обертанні зовнішнього кільця;

R, A - радіальна та осьова навантаження на підшипник;

X, Y - коефіцієнти приведення R, A; Х = 1. [3 с. 68 табл.8.4]

- Коефіцієнт безпеки, залежить від виду роботи і серйозність наслідків аварії. [3 с.65 табл. 8.1].

- Коефіцієнт температурного режиму. [3 с.65 табл. 8.2].

- Тимчасове навантаження до .

- При .

На першому валу:

- Для радіального шарикопідшипника 418:

21000 Н,

.

- Для здвоєного радільно-упорного підшипника 266418:

;

.

На другому валу:

- Для здвоєного радільно-упорного підшипника 246315:

;

;

- Для радільно-упорного підшипника 46315:

;

.

На третьому валу:

- Для радільно-упорного підшипника 46315:

.

. Оскільки годин та умова довговічності виконується.

8 Розрахунок динамічних характеристик приводу головного руху

Завдання розрахунку.

Привід подачі верстата при обробці деталі навантажений крутним моментом, який внаслідок особливостей кінематики процесу різання, змінності припуску на деталі і фізико-механічних властивостей її матеріалу змінюється в часі. У результаті в ньому виникають крутильні коливання, що зумовлюють динамічні навантаження, поява згинальних коливань, зниження продуктивності обробки, зменшення довговічності верстата, а в деяких випадках і втрату стійкості його динамічної системи. З метою забезпечення необхідної якості верстата динамічні характеристики приводу розраховують при його проектуванні і проводять коригування конструкції.

Складання розрахункової схеми приводу. Уявімо, що конструкція приводу розроблена відповідно до кінематичної схемою. Необхідно зробити його динамічний розрахунок і аналіз.

Рис. 6 - Кінематична схема приводу головного руху для динамічного розрахунку.

Визначаємо моменти інерції всіх обертових елементів приводу. Момент інерції (кг × м2) деталі, що є суцільним тілом обертання, визначається по залежності

де r - щільність матеріалу деталі, кг/м3; d і l - діаметр і довжина деталі, м.

Деталі довжиною до 1,5-2 їх діаметра приймають як зосереджених мас. У розглянутій конструкції це ротор електродвигуна, шківи, ​​блоки зубчастих коліс, муфти.

Вали є розподіленими масами. При довжині валу до 300 мм до моментів інерції що знаходяться на ньому зосереджених мас приєднують третину моменту інерції вала.

Моменти інерції муфт та шківів розрахуємо як зубчастих коліс:

де d, D - радіус вершин і радіус западин зубчастого колеса;

h - ширина маточини або зубчастого вінця.

Всі обчислені моменти інерції заносимо в таблицю 10.

Таблиця 10 - Моменти інерції елементів приводу подач.

Знаходимо крутильне податливість елементів приводів. Зубчасті муфти і муфти фрикційного дії не враховуються. Крутильні податливість ремінної передачі пов'язана з розрахунковою довжиною гілки між шківами:

де L - міжосьова відстань, м; D1 та D2-діаметри шківів, м, V - швидкість ременя, м / с;

Податливість ремінної передачі:

k - коефіцієнт, що враховує умови роботи передачі: до = 1, коли окружна сила Р вдвічі більше сили попереднього натягу Р0, до = 2 при Р <2Ра; Е - модуль пружності ременя, МПа (модуль впруться зубчастих ременів зі сталевим кордом, клинових ременів зі шнуровим кордом плоских полімерних ременів відповідно дорівнює 6000 ... 35000МПа, 600 ... 800,2200 ... 3800 МПа); F - площа поперечного перерізу ременя, м2.

Крутильне податливість для суцільних валів:

де G - модуль пружності другого роду (8 × 1010 МПа), D - діаметр валу.

Крутильне податливість для шліцьових валів:

де d - внутрішній діаметр шліців; l - розрахункова довжина, шляхом використання якої враховується нерівномірність розподілу крутного моменту вздовж маточини зубчастого колеса, насадженого на шліцеві вал з зазором:

з натягом:

Крутильні податливість зубчастої передачі обумовлюється не тільки вигином і контактної деформацією її зубів, а й додатковим поворотом коліс, який є наслідком деформації опор і вигину валів.

Складова крутильного податливості пари зубчастих коліс, обумовлена ​​згинальної і контактної деформацією їх зубів,

де k - коефіцієнт, для прямозубих коліс рівний 6, для косозубих - 3,6; a - кут зачеплення передачі, b - ширина зубчастого вінця, d - ділильний діаметр.

Деформація опори вала складається з пружної деформації підшипника кочення до деформації стиків між поверхнями внутрішнього кільця підшипника і валу, а також зовнішнього кільця та отвори в корпусі.

Деформація кулькового підшипника (м):

де. d. - Внутрішній діаметр підшипника, м; Р - навантаження на опору, Н.

Сумарна деформація стиків між поверхнями кілець підшипника, валу і корпусу:

де b, D - ширина і зовнішній діаметр підшипника, м.

Вектор переміщення k-го зубчастого колеса, обумовленого деформацією опор валу,

Переміщення d k і d k +1 обумовлені сумарними прогинами yk і yk +1 валів у перерізах, де розташовані зубчасті колеса:

,

де D k і D k +1 переміщення зубчастих коліс передачі, викликані деформаціями опор валів.

Вектор відносного переміщення зубчастих коліс передачі:

Крутильні податливість зубчастої передачі (рад / Н × м), викликана вигином валів і деформацією опор і приведена до k-тому колесу:

де Y к - кут повороту зубчастих коліс передачі, M - крутний момент Нм, d t і d r - тангенціальна і радіальна складові відносного переміщення пари зубчастих коліс.

Всі розраховані крутильні податливості заносимо в таблицю 11.

Таблиця 5 - Крутильні податливість елементів приводу.

Багатоступеневу розрахункову схему замінюють лінійної. При цьому моменти інерції обертових мас, податливості приводять до одного валу, зазвичай до валу електродвигуна:

,

де (до - передавальне відношення передач від валу I до валу з номером k +1)

Якщо частота збурюючих впливів не більше максимальної частоти обертання елементів приводу, вищими власними частотами коливань системи можна знехтувати і спростити її, звівши до двухмассовой, що має дві або три власні частоти. Методика цього перетворення наступна.

Систему з n ступенями свободи розбивають на парціальних систем, серед яких виділяють системи першого типу з номерами l, рівними 1,3,5 ,..., m - 1, і другого типу з номерами 2,4,6 ,..., m.

Квадрати власних частот другого типу:

, 1/рад

1/рад.

Мастильна система верстата служить для подачі мастильного матеріалу до всіх поверхонь, що труться.

Існує кілька схем підведення мастильного матеріалу до поверхонь, що труться.

9 Визначення системи змащення

Індивідуальна схема служить для підведення мастильного матеріалу до однієї мастильної точці, централізована до декількох точках.

У нероздільної схемою нагнітальні пристрій приєднано до мастильної точці постійно, в роздільній воно підключається тільки на час подачі мастильного матеріалу.

У проточній системі рідкий або пластичний матеріал використовується один раз.

У циркуляційної системі рідкий матеріал подається повторно.

У системах дросельного дозування обсяг мастильного матеріалу, що подається до мастильної точці регулюється дроселем.

У системах об'ємного дозування можуть регулюватися не тільки доза, але і частота подачі.

У комбінованих системах можуть бути передбачені об'ємне і дросельне регулювання одно-і двухматеріальние живильники.

Системи з рідким мастильним матеріалом в залежності від способу його подачі до поверхонь тертя можуть бути розбризкувальними, струменевими, крапельними, аерозольними.

Для модернізованого вузла вибираю місцеву імпульсно-циркуляційну мастило контактуючих поверхонь.

Висновок

У результаті виконаної роботи був проведена модернізація приводу головного руху вертикально-фрезерного верстата моделі 6С12, вибір і розрахунок параметрів окремих її елементів: підшипників кочення, службовців опорами валів і зубчастих коліс. Були розроблені компонувальна схема і креслення приводу з зазначенням його основних елементів.

У додатку А пояснювальної записки виконаний креслення загального виду вертикально-фрезерного верстата моделі 6С12, де вказані його основні елементи і габаритні розміри, а також показана кінематична схема приводу.

У додатку Б пояснювальної записки виконаний складальне креслення приводу головного руху, де вказані його основні елементи і габаритні розміри, а також показана кінематична схема приводу.

Список використаної літератури

1. Довідник технолога-машинобудівника. У 2-х т. Т. 2/Под ред. А. Г. Косилової і Р. К. Мещерякова. - М.: Машинобудування, 1985. 496 с.

2. Кочергін І. О. Конструювання і розрахунок металорізальних верстатів та верстатних комплексів. Курсове проектування: Учеб. Посібник для вузів. - Мн. Обчислюємо. шк., 1991. - 382 с.

3. Методичні вказівкі до виконання курсового проекту з деталей машин. "Вибір електродвігуна та визначення вихідних даніх для розрахунку приводу". Автори: Оніщенко В. П., Ісадченко В. С., Недосекін В. Б., - Донецьк: ДонНТУ, 2005. - 36 стор.

4. Методичні вказівкі до виконання курсового проекту з деталей машин. Розділ 3. Проектування валів та також їх опор на підшіпніках Коченов / Автори: О. В. Деркач, О. В. Лукінов, В. Б. Недосєкін, Проскуряков С.В. - Донецьк: ДонНТУ, 2005. - 106 с.

5. Деталі та механізми металорізальних верстатів. Під ред. Д. Н. Решетова. Т. 2 М., «Машинобудування», 1972, стор 520.

6. Методичні вказівкі докурсового проекту з деталей машин Розділ 2,3. (Для студентів напрямки «Інженерна механіка»). Автори: В.С. Ісадченко, П.М. МАТЕК, В.О. Голдобін, - Донецьк: ДонНТУ, 2005 р. - 36 с.

7. М.М. Іванов «Деталі машин». - М.: Висш.шк., 1991. - 383с.: Іл.

8. Металорізальні верстати. Под ред. В. Е. Пуша. - М.: Машинобудування, 1985.