Вертикально-сверлильный станок

σпов – допускаемые напряжения по усталости поверхностных слоев;

Для материала Сталь40Х НВ = 269…302

σпов=(230…260)НВ = 250 * 280 = 84000.

N = h * Nэ = 0,8 * 5,5 = 4,4 кВт – номинальная передаваемая мощность;

n – минимальное число оборотов шестерни, при котором передаётся полная мощность;

y = 0,115 – коэффициент формы зуба;

k = 1 – коэффициент нагрузки, учитывающий изменение нагрузки на зуб;

z – число зубьев шестерни;

ψ0=0,7…1,6 – при симметричном расположении шестерни и жестких валах, принимаем ψ0 = 0,7.

, принимаем y = 8.

Принимаем общий для всех зацеплений модуль m = 3.

 

 

 

2. Определение межосевых расстояний

 

Межосевые расстояния определяем по формуле:

,

где 2z0 – сумма чисел зубьев сопряженных колес;

m – модуль зацепления.

,

 

3. Определение геометрических параметров зубчатых колёс

 

Делительный диаметр колёс:

Наружный диаметр колёс:

 Диаметр впадин колёс:

Ширина колеса: b = 0,15 * d.

Вычисления запишем в виде таблицы.

z	m	d	df	da	b
z0 = 22	3	66	60	72	12
z'0 = 32	3	96	90	102	13
z1 = 34	3	102	96	108
z'1 = 24	3	72	66	78
z2 = 29	3	87	81	93
z'2 = 29	3	87	81	93
z3 = 24	3	72	66	78
z'3 = 34	3	102	96	108
z4 = 36	3	108	102	114	16
z'4 = 36	3	108	102	114
z5 = 19	3	57	51	63
z'5 = 53	3	159	153	165
z6 = 56	3	168	162	174	19
z'6 = 28	3	84	78	90
z7 = 17	3	51	45	57
z'7 = 67	3	201	195	207

 

 

 

4. Предварительный расчет валов

Определяем крутящие моменты на валах:

,

где N – мощность электродвигателя;

n – частота вращения (с графика частот вращения)

; 

; 

Определение диаметров валов производим по формуле:

,

где Мкр – крутящий момент на валу;

       [t] – допускаемое напряжение.

       [t] = 35 Мпа.

 принимаем d0 = 20 мм

dI = 19,57 мм    принимаем dI = 28 мм

dII = 21,94 мм    принимаем dII = 32 мм

dIII = 31,08 мм   принимаем dIII = 32 мм

dIV = 34,67 мм    принимаем dIV =52 мм.

Примем следующие диаметры валов под подшипники:

dI = 25 мм; dII = 30 мм; dIII = 30 мм; dIV = 45 мм.

 

 

5. Проверочные расчёты

5.1.    Проверочный расчёт валов

 

Проверочный расчёт валов производится для самого нагруженного вала. По данным предварительного расчёта самым нагруженным является III вал с моментом кручения равным:

.

Окружная сила цилиндрического зубчатого колеса рассчитывается по формуле:

;

, Н.

Радиальная сила определяется по формуле:

,

где α = 20º - угол зацепления.

, .

Осевая сила равняется нулю.

Реакции в опорах определяются по формулам:

   

RВ1 = Ft2 – Ft1 + RВ2 = 2501,19 – 3890,74 + 537,929 = -851,621 Н

RА1 = Fr2 – Fr1 + RА1 = 910,36 – 1416,11 + 195,787 = -309,963 Н

Определяем моменты:

I уч.  0 £ z1 £ 219

МUх1  = RA1 * z1 

MUх1 = -309,963 × 0 = 0

  -309,963 × 0,219 = -67,882 Н×м

МUу1  = RВ1 * z1 

MUу1 = -851,621 × 0 = 0

   -851,621 × 0,219 = -186,505 Н×м

 

II уч.  0 £ z2 £ 84

МUх2  = RA2 * z2 

MUх2 = 195,787 × 0 = 0

  195,787 × 0,084 = 16,446 Н×м

МUу2  = RВ2 * z2 

MUу2 = 537,929 × 0 = 0

            537,929 × 0,084 = 45,184 Н×м

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Определяем изгибающий момент:

  

Определяем эквивалентный момент:

,

где a = 0,6 для стали 40Х.

Диаметр вала в самом нагруженном сечении определяется:

32 мм > 16,93 мм Þ условие прочности выполняется.

 

5.2.   Расчет подшипников

 

Основные критерии работоспособности подшипника качения – его динамическая и статическая грузоподъемность. Проверим подшипник № 207 по его  динамической грузоподъемности:

d = 35 мм; D = 72 мм;  В = 17;  r = 2;  С = 25,5 кН;   С0 = 13,7 кН

n = 250 об/мин

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:

P = (Х ×V × Fr1 + У × Fa) × Кб × Кт, 

где Fr – радиальная нагрузка на подшипник,

Fa – осевая нагрузка на подшипник, Fa = 0 Þ

P = Х ×V × Fr1 × Кб × Кт,

где    V – коэффициент вращения, V – 1,

Х – коэффициент радиальной нагрузки, Х = 1 [6, стр. 212],

Кт = 1 (т. к. t < 100°),

Кб = 1,4  (табл. 9.9 [1]),

тогда для 1 опоры:

P = 1 × 1 × 906,27 × 1 × 1,4 = 1268,778 H

для 2 опоры:

P = 1 × 1 × 573,45 × 1 × 1,4 = 802,83 H

Определяем номинальную долговечность (ресурс):

 

,

где С – динамическая грузоподъемность,

      Р– эквивалентная  нагрузка,

      р – показатель  степени, для шарикоподшипников = 3.

Принимаем необходимый срок службы подшипников L=12000ч, в этом случае выбранный подшипник соответствует предъявляемым требованиям и его можно применить в данной коробке скоростей.

 

 

6. Выбор муфты

 

Механизм коробки скоростей приводится во вращение от электродвигателя через муфту. В приводах, испытывающих ударные нагрузки устанавливают МУВП. Муфты данного типа обладают большой радиальной и угловой жесткостью.

 

Мкр = Мн × К,

где Мн – номинальный крутящий момент = 36,47 Н×м

К – коэффициент режима, приближенно учитывающий режим работы привода

К = 1,5…2

Тр = 36,47 × 1,7 = 62 Н×м

Выбираем муфту с Мкр = 63 Н * м.

Т.к. выбираем специальную муфту, то проверим по напряжениям смятия.

,

где  Мкр – вращающий момент,

dп – диаметр пальца,

lвт – длина упругого элемента.

[sсм] = 2 Н/мм2.

 

Пальцы муфты, изготовленные из стали 45 рассчитываем на изгиб:

,

где С – зазор между полумуфтами, С = 3¸5 мм.

[sи] = (0,4 ¸ 0,5) sТ,

где sТ – предел текучести пальцев материала.

[sи] = 270 Н/мм2

Радиальная сила, действующая на вал, определяется по формуле:

 

7. Расчет шпоночного соединения

В большинстве случаев для крепления колес и муфт на валах применяют призматические шпонки.

Наиболее опасной деформацией для шпонок и пазов является смятие от крутящего момента. Поэтому расчет шпоночного соединения ведем из условия смятия.

,

где dв – диаметр вала, dв = 20 мм,

       lр – рабочая длина шпонки, lр = 18 – 6 = 12 мм,

       h – высота шпонки, h = 6 мм.

В машиностроении допускаемое напряжение на смятие принимается: [s]см = 80 ¸150 МПа.

  Условие sсм £ [sсм] выполняется.

 

 

8. Расчет шлицевого соединения

 

Шлицевые соединения по сравнению со шпоночными обладают более высокой нагрузочной способностью, создают меньшую концентрацию напряжений в валах, а следовательно, обеспечивают более высокую выносливость последних, создают лучшую центровку деталей на валах.

Проверку шлицевого соединения производим на смятие.

Проверка на смятие:

,

где Мкр = 210,1 Н*м

dср – средний диаметр вала,

,

z – число зубьев, z = 8,

,

f – фаска, f = 0,4 мм,

f = 0,7 ¸ 0,8 = 0,75,

l

ст = 61 мм.

Допустимое напряжение смятия [σсм]=30…50МПа

т.к. σсм < [σсм], то условие выполняется.

 

9. Расчет системы смазки

 

Qсм = kсм * N * (1 – h),

где kсм – коэффициент, зависимый от перехода температуры масла.

kсм = 1 ¸ 3.

Принимаем kсм = 2.

N – мощность электродвигателя, N = 5,5 кВт.

h - КПД механизмов, обслуживаемых системой смазки, h = 0,8

Qсм = 2 * 5,5 * (1 – 0,8) = 2,2 л/мин

Wвыд= 860 * N * (1 – h) = 860 * 5,5 * (1 – 0,8) = 946 ккал/час = 3960,9 кДж.

Qбака = (5 ¸ 6)Qнасоса = 5,5 * 3960,9 = 21784,96 кДж.

Необходим насос с производительностью не менее 2,2 л/мин, поэтому выбираю насос ПН 2,2. Тип масла Индустриальное 20 ГОСТ 20799-75.

 

 

10.    Расчет шпинделя
1. Расчет шпинделя на жесткость

 

Шпиндель одна из наиболее ответственных деталей станка. Он является последним звеном коробки скоростей, несущим заготовку или инструмент. От него во многом зависит точность обработки. Поэтому шпиндель рассчитывают на жесткость и прочность.

При  расчете на жесткость шпиндель заменяют балкой на двух опорах. Расчет шпинделя на жесткость производим исходя из максимального прогиба конца шпинделя и сравнивая его с допустимым прогибом.

Шпиндель работает на сжатие (сила Fa) и на изгиб (сила Fr).

,

где l1 – длина консольного участка шпинделя, l1 = 90 мм,

      l – расстояние между опорами, l = 308 мм,

       Е – модуль  Юнга, Е = 2,1 * 105 МПа,

Сила резания Р = 3000 Н

Fr = 0,1 * Р = 300 Н

,

[у] = (0,0002 ¸ 0,0003) * l

[у] = 0,0002 * 316 = 0,0632 мм

Найдем угол поворота шпинделя:

Максимально допустимый угол поворота конца шпинделя Qmax = 0,001 рад.

Жесткость шпинделя обеспечена.

 

10.2     Расчет шпинделя на прочность

 

Выбираем материал для шпинделя 40ХН.

НВ = 230 sВ = 1000 МПа sТ = 800 МПа s-1 = 450 МПа

s0 = 750 МПа t-1 = 250 МПа tТ = 480 МПа   fs = 0,15   ft = 0,1

Проверим диаметр шпинделя.

Мкр = 291,8 Н * м

Ми = Fr * l = 30 * 160 = 4800 Н * мм = 4,8 Н * м

,

где

Диаметр шпинделя в нагруженном сечении равен:

Þ условие прочности выполняется.

 

11. Описание работы механизма зажима

инструментальной оправки

 

Для автоматизированного зажима оправки с коническим хвостовиком, устанавливаемой в шпинделе, служит устройство с цанговым захватом.. Оправка с закрепленным в нем режущим инструментом вставляется в конусное отверстие шпинделя поз. 8. Давление масла в гидроцилиндре поз. 4 с помощью переключающегося клапана сбрасывается до нуля. Тарельчатые пружины поз. 1 распрямляясь, перемещают винт поз. 6 и штревель поз. 5 вверх. При этом шарики замкового механизма поз. 7, скользя по конусной поверхности шпинделя попадают в канавку штревеля и удерживают оправку.

Для освобождения оправки с инструментом с помощью клапана в гидроцилиндр подается давление масла. При этом поршень поз. 9 гидроцилиндра поз. 4 перемещается вниз вместе со штоком поз. 3, который своим торцем давит на торец винта поз. 6 и через шайбы поз. 10 сжимает тарельчатые пружины поз. 1. Торец винта поз. 6 давит на торец штревеля поз. 5 в нижнем конце которого размещен шариковый замковый механизм удержания штревеля инструментальной оправки. При перемещении вниз штревеля поз. 5 шарики замкового механизма поз. 7 попадают в расточку шпинделя и освобождают штревель оправки от захвата.

 

Литература

 

1. А. С. Проников. Расчёт и конструирование металлорежущих станков. – М.: Высшая школа, 1969.
2. Г.А. Тарзиманов. Проектирование металлорежущих станков. – М.: Машиностроение, 1980.
3. А. Г. Косилова, Р. К. Мещерякова. Справочник технолога-машиностроителя. В 2-х т. Т. 2. – 4-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроения, 1986.
4. П. Ф. Дунаев, О. Л. Леликов. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для машиностроит. спец. техникумов. – 2-е изд., перераб. и доп. – Высш. шк., 1990.
5. Проектирование механических передач: учебно-справочное пособие для вузов / С. А.Чернавский. – М.: Машиностроение, 1984.
6. Основы проектирования деталей машин. В. Л. Устиненко. – Харьков.: Высшая школа, 1983.
7. В.С. Поляков. Справочник по муфтам. – Л.: Машиностроение, 1979.
8. В.В. Пузанов. Методическое указание к курсовому проектированию по металлорежущим станкам. – Ижевск, 1980.