Розрахунок технічних параметрів верстатів

виправити

Міністерство освіти РФ

Тольяттинский державний університет

автомеханічний інститут

Кафедра: «Різання, верстати та інструмент»

Розрахунково-пояснювальна записка до курсового проекту з дисципліни:

"Розрахунок і конструювання верстатів"

06.С.03.15.00.000 ПЗ

Студент: Цуркан О.В.

Група: МСКв - 501

Викладач: Гомельський М.В.

Тольятті, 2006.

Зміст

1. Розрахунок-обгрунтування технічної характеристики верстата

2. Кінематичний розрахунок передач проектованого приводу

3. Розрахунки на міцність передач, валів, шпиндельного вузла

4. Короткий опис верстата в цілому і докладний опис конструкції приводу подач

1. Розрахунок-обгрунтування технічної характеристики верстата

Розрахунок виконаний по [1].

Визначаємо найменший діаметр свердління:

_{D min = (0,25 ... 0,3) D max;}

де,

_{D max-найбільший} діаметр свердління.

_{D min = (0,25 ... 0,3) D max = (0,25 ... 0,3) 30 = 7,5 мм.}

Визначаємо мінімальну подачу при свердлінні D _min:

При обробці самого м'якого (із заданих) матеріалу за табл. 2.2.1:

= 0,14-0,18 мм, при свердлінні стали <600 МПа.

Визначаємо максимальну подачу при свердлінні D _max:

При обробці самого м'якого (із заданих) матеріалу за табл. 2.2.1:

= 0,45-0,55 мм, при свердлінні стали <600 МПа.

Визначаємо мінімальну подачу при свердлінні D _min:

При обробці самого твердого (із заданих) матеріалу за табл. 2.2.1:

= 0,13-0,15 мм, при свердлінні стали = 800 ... 1000 МПа.

Визначаємо максимальну подачу при свердлінні D _max:

При обробці самого твердого (із заданих) матеріалу за табл. 2.2.1:

= 0,32-0,4 мм, при свердлінні стали = 800 ... 1000 МПа.

Визначаємо мінімальну подачу при розгортанні D _min по табл. 2.2.2:

S _{min p} = 0,8 мм, при матеріалі ріжучої частини інструменту зі швидкорізальної сталі.

Визначаємо максимальну подачу при розгортанні D _max за табл. 2.2.2:

S _{max p} = 1,2 мм, при матеріалі ріжучої частини інструменту зі швидкорізальної сталі.

Як S _min приймаємо подачу, меншу з , , S _{min p.}

Отже, S _min = 0,13 мм.

Як S _max приймаємо подачу, більшу з , , S _{max p.}

Отже, S _max = 1,2 мм.

Визначаємо максимальну швидкість різання при свердлінні при обробці самого м'якого матеріалу:

;

де,

З _V, Z _V, y _V, m - коефіцієнти і показники ступеня;

Т - середнє значення періоду стійкості свердел;

- Мінімальна подача при свердлінні D _min при обробці самого м'якого матеріалу;

D _min - найменший діаметр свердління;

До _V - поправочний коефіцієнт.

Визначаємо період стійкості свердла по табл. 2.2.4:

Т = 25хв, для вуглецевих сталей.

Визначаємо коефіцієнти і показники ступеня, що залежать від матеріалу виробу та інструменту за табл. 2.2.3:

З _V = 7;

Z _V = 0,4;

y _V = 0,7;

m = 0,2.

Визначаємо поправочний коефіцієнт:

До _V = К _{MV К} И _V;

де,

До _MV - коефіцієнт, що враховує механічні властивості оброблюваного матеріалу.

До _{І V} - коефіцієнт, що враховує матеріал інструменту.

. Визначаємо коефіцієнт, що враховує механічні властивості оброблюваного матеріалу:

До _MV = 1,25, для самого м'якого матеріалу.

Визначаємо коефіцієнт, що враховує матеріал інструменту:

До _{І V} = 1, для інструментальних сталей.

До _V = К _{MV К} И _V = 1.25 * 1 = 1.25.

м / хв;

Визначаємо швидкість різання при максимальній потужності різання:

;

де,

D _max - найбільший діаметр свердління;

- Максимальна подача при свердлінні D _max при обробці самого м'якого матеріалу.

Т = 50хв, З _V = 9,8, Z _V = 0,4, y _V = 0,5, m = 0,2, К _MV = 1,25, _К И _V = 1;

До _V = К _{MV К} И _V = 1.25 * 1 = 1.25.

м / хв.

Визначаємо мінімальну швидкість різання при свердлінні при обробці самого твердого матеріалу:

;

де,

- Максимальна подача при свердлінні D _max при обробці самого твердого матеріалу.

Т = 50хв, З _V = 9,8, Z _V = 0,4, y _V = 0,5, m = 0,2, К _MV = 0,9, _К И _V = 1;

До _V = К _{MV К} И _V = 0.9 * 1 = 0.9;

м / хв.

Визначаємо мінімальну швидкість при розгортанні:

V _{min p} = V _p k _p;

де,

V _p - швидкості різання, для максимальної подачі при діаметрі розгортки D _max;

k _p - поправочний коефіцієнт.

V _p = 9,9 м / хв, при D _max = 30мм і S _{max p} = 1,2 мм.

Визначаємо поправочний коефіцієнт:

k _p = 0,78, для вуглецевих сталей.

V _{min p} = V _p k _p = 9,9 * 0,78 = 7,72 м / хв.

В якості V _min приймаємо швидкість, меншу з V _min _с і V _{min p.}

Отже, V _min = 7,72 м / хв.

Визначаємо максимальну частоту обертання шпинделя:

об / хв.

Визначаємо мінімальну частоту обертання шпинделя:

об / хв.

Визначаємо максимальний крутний момент при свердлінні самого твердого матеріалу свердлом зі швидкорізальної сталі:

;

де,

C _M, Z _M, y _{M-коефіцієнти} і показники ступеня залежно від оброблюваного матеріалу (за табл.2.2.11);

До _Мр - коефіцієнт, що враховує вплив механічних властивостей сталі на крутний момент (по табл.2.2.12).

Визначаємо коефіцієнти і показники ступеня, що залежать від матеріалу деталі та інструменту:

C _M = 0,34;

Z _M = 2;

y _M = 0,8;

;

Нм.

Визначаємо крутний момент при максимальній потужності при свердлінні самого м'якого матеріалу:

;

C _M = 0,34;

Z _M = 2;

y _M = 0,8;

;

Нм.

Визначаємо максимальну ефективну потужність при свердлінні:

;

де,

n _N - частота обертання шпинделя при свердлінні з максимальною потужністю.

Визначаємо частоту обертання шпинделя при свердлінні з максимальною потужністю:

об / хв;

Визначаємо встановлену потужність електродвигуна:

;

де,

η-коефіцієнт корисної дії приводу.

Визначаємо коефіцієнт корисної дії приводу:

Приймаються попередньо = 0,75 ... 0,8.

Визначаємо максимальне осьове зусилля при свердлінні самого твердого матеріалу свердлом зі швидкорізальної сталі:

;

де,

З _р, Z _p, y _p - значення коефіцієнтів і показників ступеня у формулі окружної сили. З _р = 680, Z _p = 1, y _p = 0.7.

Визначаємо тягову силу, необхідну для здійснення подання:

;

де,

d-діаметр шліців на шпинделі.

Визначаємо діаметр шліців на шпинделі:

Приймається попередньо d = D _max, отже, d = 30мм.

Визначаємо коефіцієнт тертя в напрямних пінолі і на шліцах шпинделя:

Приймаються .

2. Кінематичний розрахунок передач проектованого приводу

У даній роботі ведеться проектування коробки швидкостей вертикально-свердлильного верстата.

Діапазон регулювання частот ступінчастою частини приводу:

де:

n _max = 1683,7 об / хв-максимальна частота обертання шпинделя, (див. п.1.9);

n _min = 81,95 об / хв-мінімальна частота обертання шпинделя, (див. п.1.8).

Таким чином,

Визначення числа ступенів подач [6]

де R _n = 20,545 - див. п. 2.1;

φ - знаменник геометричного ряду коробки подач, вибираємо φ = 1,41 для вертикально-свердлильного верстата;

Приймаються отримане значення рівним: z = 11 (виходячи з ряду).

Вибираємо значення подач з нормального ряду чисел у верстатобудуванні [3], який відповідає обраному знаменника ряду:

63; 90; 125; 180; 250; 355; 500; 710; 1000; 1400; 2000 об / хв.

Побудова структурної сітки

Формула структури приводу має наступний вигляд:

Структурна сітка приводу

р ₁ = 2 р ₂ = ₂ р ₃ = 2

х ₁ = 2 х ₂ = 3 х ₃ = 5

х ₃ = 5, тому що для забезпечення 11 ступенів подач, необхідно одну перекрити.

Малюнок 1

Розробка кінематичної схеми

За основу розроблюваної схеми коробки подач візьмемо кінематичну схему верстата-аналога 2А135 [4].

Кінематична схема коробки швидкостей

Малюнок 2

Побудова графіка подач

Графік подач будується відповідно до розробленої кінематичної схеми верстата. Він відображає подачі всіх валів приводу. Для побудови графіка використовуємо структурну сітку. Причому понижуючі i _min і підвищують i _max передавальні відносини повинні дотримуватися умов [10]:

; .

Діапазон регулювання груповий передачі повинен бути:

Виходячи з цих умов, призначимо мінімальні передавальні відносини в коробці подач:

; ; .

Приймемо передавальні відносини одиночних передач:

; .

Графік подач

Малюнок 3

Призначення чисел зубів шестерень

Числа зубів у групових передачах призначаємо за таблицею 3 [8].

Таблиця 1 Числа зубів шестерень групових передач

S _z = 75		S _z = 78		S _z = 80

		1		1

Числа зубів шестерень одиночних передач:

; .

Визначимо передавальне відношення i _1:

Рівняння кінематичного балансу

Оскільки всі передавальні відносини виходять з похибкою, значення подач також виходять неточними. Відхилення значень частот обертання не повинно перевищувати величини:

Δ ≤ ± 10 ּ (φ - 1)%.

Для знаменника φ = 1,41 ця величина становить Δ = 4,1%.

1) Значення подачі на графіку: S = 0,18 мм / об.

Фактичне значення частоти обертання:

Відхилення значення подачі:

2) Значення подачі на графіку: S = 0,25 мм / об.

Фактичне значення подачі:

Відхилення значення подачі:

3) Значення подачі на графіку: S = 0,355 мм / об.

Фактичне значення подачі:

Відхилення значення подачі:

4) Значення подачі на графіку: S = 0,5 мм / об.

Фактичне значення подачі:

Відхилення значення подачі:

5) Значення подачі на графіку: S = 0,71 мм / об.

Фактичне значення подачі:

Відхилення значення подачі:

6) Значення подачі на графіку: S = 1 мм / об.

Фактичне значення подачі:

Відхилення значення подачі:

7) Значення подачі на графіку: S = 1,4 мм / об.

Фактичне значення подачі:

Відхилення значення подачі:

Відхилення значень частот обертання не виходять за межі допустимої величини.

3. Розрахунки на міцність передач, валів, шпиндельного вузла

Розрахунок передачі колесо-рейка.

Приймаються передачу колесо-рейка, використовуючи верстат аналог 2А135.

Визначаємо контактні напруги:

де,

M - момент на рейковому колесі;

b - ширина зубчастого колеса; b = (8 ... 12) m, приймаємо b = 8 m = 28мм;

k _v - коефіцієнт, що залежить від швидкості обертання зубчастого колеса. При V <<1м / с приймаємо k _v = 1.

m і z - модуль і число зубів зубчастого колеса.

де,

Q - тягова сила, необхідна для здійснення подачі, Q = 21256,5 Н

(Див. п. 1.21.1).

Визначаємо згинні напруги:

де,

- Кут нахилу зуба, для прямозубого колеса ;

y - коефіцієнт форми зуба, для орієнтовного розрахунку приймаємо

y = 0,1.

Виходячи з отриманих значень контактних і згинальних напружень, приймаємо Сталь 45, спосіб термічної обробки гарт.

[ ] = 1000 МПа, [ ] = 250 МПа.

Перевірочний розрахунок зубчастих передач на міцність

Розрахунок проведемо для розрахункової ланцюга за [2] із застосуванням спеціалізованого САПР.

Визначаємо розрахункові моменти на валу ведучих коліс за формулою:

Де М _тяг - момент на тяговому валу, Нм, М _тяг = 520,8 Нм (див. п. 3.1.1);

- Коефіцієнт корисної дії на i-му валу, об / хв.

Розрахунок моментів починаємо з десятого валу; передавальні відносини на валах беремо з графіка подач малюнка 3:

1) i ₁₀ = 1 / 47 ;

2) i ₉ = 1 ;

3) i ₈ = 40/40 ;

4) i ₇ = 26/52 ;

5) i ₆ = 25/50 ;

6) i = 21/30 ;

7) i ₅ = 30/34 ;

Вихідні дані для розрахунку зубчастих передач занесемо в таблицю 2:

Для визначення розрахункової частоти обертання ведучого колеса і найбільшою частота обертання ведучого колеса в коробці подач візьмемо значення частот обертання зі структурної схеми коробки швидкостей, і примножуючи ці значення на передавальні відносини розрахункової ланцюга коробки подач отримаємо потрібні нам значення.

Значення частот з коробки швидкостей наступні:

Визначаємо значення частот обертання валів в коробці подач за наступними формулами:

Значення найбільшою і розрахункової частот обертання 5-го валу:

Значення найбільшою і розрахункової частот обертання проміжного валу:

Значення найбільшою і розрахункової частот обертання 6-го валу:

Значення найбільшою і розрахункової частот обертання 7-го валу:

Значення найбільшою і розрахункової частот обертання 8-го валу:

Таблиця 2

№	Найменування	Позначення	Розмірність	Номер передачі
				1	2	3	4	5
1	Розрахунковий момент на валу ведучого колеса	М	Нм	3,89	4,21	5,72	10,86	20,65
2	Вид передачі			циліндр прямозубих	циліндр прямозубих	цілінпрям	Цил прям	Цил прям
3	Кут нахилу зуба		град	0	0