Основные параметры радиально-сверлильного станка

Имея наибольшее и наименьшее значения подач, можно  определить число ступеней подач  по зависимости

,

Где:

 – диапазон регулирования чисел оборотов;

φ=1.26 – знаменатель геометрического ряда;

      Принимаем Z=12

5.2 обоснование числа ступеней подач

      Принятому числу ступеней подач соответствует  структурная формула, показывающая, как разбить общее количество вариантов чисел подач между  отдельными группами подач. Принимаем развернутую структурную формулу

      С цель наглядного представления и выбора оптимальной структуры привода изобразим структурную сетку:

      Кроме групповых, в приводе имеются  одиночные передачи, которые при  построении структурных сеток не учитываются.

      Выпишем стандартные числа подач:

                      

                                   

5.4 Определение абсолютных величин передаточных отношений

Абсолютные величины передаточных отношений определяем с помощью графика чисел подач.

Подбираем число зубьев колес.

 

 

 
 

5.5 Определение чисел зубьев шестерен

      Числа зубьев находим табличным методом. Сущность этого метода заключается  в том, что  по таблице подбирается  такая сумма чисел зубьев сопряженных  колес одной группы, которая содержит числа зубьев шестерен для всех передаточных отношений сопряженных пар данной группы.

      По  построенному графику чисел подач  и определенному числу зубьев колес передачи определяем действительные числа подач 

Подсчитаем отклонения по формуле

Отклонение не должно превышать 2,6%

 
 

6. Динамический расчет основных элементов проектируемого узла 

      Расчет  зубчатых колес производится на усталость  поверхностных слоев зубьев по контактным напряжениям и на усталость зубьев по напряжениям изгиба. Расчету подлежат в групповых передачах наиболее нагруженные, т.е. передающие наибольший крутящий момент 

6.1Выбор материала зубчатых колес

      Материал  зубчатых колес выбираем в соответствии с условием работы и допустимых габаритов передачи. Примем для расчета два различных материала. В первом случае – сталь 40Х, вид термообработки зубьев – закалка с нагревом ТВЧ. Во втором случае марку материала выбираем ту же, термообработка – улучшение 

6.2 Расчет модулей зубчатых  колес

      Расчет  модулей зубчатых колес относится  в динамическим расчетам на прочность. При расчете модуль какой-либо группы зубчатых передач определяется для  одной, наиболее нагруженной пары, входящей в эту группу.

      Рассчитаем  три пары сопряженных колес, входящих в четыре группы передач. Каждая из этих пар является замедляющей передачей и имеет наибольшее значение передаточного числа в своей группе.

      Применение  ЭВМ значительно ускоряет проведение расчетов и позволяет производить расчеты всех пар и групп зубчатых колес коробки передач.

      Для введения в ЭВМ рабочей информации определяем следующие данные:

M=6 – число рассчитываемых зубчатых колес

K=2 – число материалов для изготовления зубчатых колес

B=(6,2)=24, 18, 24, 18, 24, 18, 24, 18, 24, 18, 24, 18– допускаемые напряжения на изгиб, кгс/мм²

D=(6,2)=90, 60, 90, 60, 90, 60, 90, 60, 90, 60, 90, 60– допускаемое напряжение на контактную прочность , кгс/мм²

z – число зубьев колес

ψ – коэффициент ширины зуба

[σ]_изг – допускаемое напряжение на изгиб, кгс/мм²

[σ]_кон – допускаемое напряжение на контактную прочность кгс/мм²

y –  коэффициент формы зуба

К_n – коэффициент перегрузки

К_нр – коэффициент неравномерности распределения нагрузки

К_Д – коэффициент динамичности

Ниже  приведены результаты расчетов, выполненные  на ЭВМ. По расчетам принимаем модуль для данной коробки скоростей  для всех пар колес m=4 
 
 
 
 
 
 
 

Анализ  полученных данных показывает: расчетные  значения модулей зубчатых колес по напряжениям изгиба у шестерен несколько больше, чем у сопряженных с ними колес, что закономерно. Расчетные значения модулей у зубчатых колес, подвергаемых закалке с ТВЧ ниже, чем у зубьев, подвергаемых улучшению. Следовательно, для уменьшения габаритов коробки скоростей примем термообработку-закалку ТВЧ. Чаще всего при проектировании коробок подач для всех зубчатых колес принимают постоянный модуль, равный максимальному расчетному, округленного до ближайшего стандартного.

Принимаем m=2мм.

6.3 Выбор ширины зубчатых  колес

      При нормальных расстояниях между опорами  валов ширина зубчатых колес определяется:

Принимаем b=16мм.

6.4 Определение размеров  зубчатых колес

     Делительный диаметр зубчатых колес:

  

          

     Диаметры  окружных вершин и впадин зубчатых колес

     

     

            

 
 
 
 
 
 
 
 

     Межосевое расстояние

7. Расчет валов 

7.1 Предварительный  расчет валов

      Для предварительного вычерчивания сборочных  чертежей коробки подач необходимо ориентировочно определить диаметры валов. Так как на данном этапе проектирования неизвестны ни длины валов, ни места приложения и величины сил и опорных реакций, то предварительный расчет валов производится только на кручение по пониженным допускаемым напряжениям, которые принимаются в пределах:

Диаметры валов  определяются по формуле:

Где N – мощность на рассчитываемом валу, n – наименьшее число оборотов рассчитываемого вала.

  Принимаем 

  Принимаем   

  Принимаем   

  Принимаем   

  Принимаем   
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

7.2 Уточненный расчет  валов

      Применение  ЭВМ значительно ускоряет проведение расчетов и исключает ошибки вычислений.

Определим расчетную  схему

 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

Исходные данные для расчета

N = 4

M_кр= 86,89    - крутящий момент на расчетном валу

G = 29,5       Расстояние между опорами

СИГМ =550 кг/см² допускаемое напряжение материала

D =4;4.2;10⁷;10⁷ см. – диаметры колес (делительные)

ФИ =1;9;0;0   - углы действия сил (радиан)

ПСИ =3.49;4;71;0;0;  - углы действия сил

L =27.8;9.8;0;0;  см. – расстояние до сил 

 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

Исходные данные для расчета

N = 4

M_кр= 823,6    - крутящий момент на расчетном валу

G = 29,5       Расстояние между опорами

СИГМ =550 кг/см² допускаемое напряжение материала

D =5,2;7,2;10⁷;10⁷ см. – диаметры колес (делительные)

ФИ =0;4,71;0;0   - углы действия сил (радиан)

ПСИ =1,57;0;0;0;  - углы действия сил

L =9,75;22,5;0;0;  см. – расстояние до сил 
 
 
 
 

8. Смазка станка

      Систематическая и своевременная смазка станка, применение масел надлежащего качества и постоянное наблюдение за правильным функционированием смазочных устройств обеспечивает длительную сохранность станка.

      Механизмы, расположенные внутри сверлильной  головки смазываются автоматически, от специального плунжерного насоса, смонтированного на рукаве и подающего масло в маслораспределитель, из которого оно поступает к смазывающему фильтру. Шестерни редуктора механизма подъема рукава смазываются разбрызгиванием масляной ванны в редукторе. Остальные трущиеся элементы станка смазываются вручную.

      Контроль  масла в корпусе гидрозажима  колонны, в  корпусе механизма  подъема рукава производится вручную, щупами. Уровень масла в корпусе  сверлильной головки и в корпусе  гидростанции сверлильной головки  контролируется через маслоуказатель. Перед заливкой масло должно быть предварительно профильтровано. Смену масла рекомендуется производить через каждые два месяца.

      Нижние  подшипник шпинделя смазываются  солидолом через пресс-масленку. Смазка верхних подшипников шпинделя и пиноли шпинделя производится из ванны верхнего гнезда подшипников коробки скоростей.

      Марки смазочного материала:

Масло индустриальное 20 ГОСТ 1707-81

Масло индустриальное 30 ГОСТ 1707-81

Солидол жировой  УС-3(Т) ГОСТ 1033-81 
 
 
 

9. Заключение

      Выполнение данного курсового проекта помогло привить навык к конструкторской работе, ближе познакомится с назначением, конструкцией и техническими характеристиками радиально-сверлильных станков в общем и коробкой подач в частности.

      Курсовое  проектирование по оборудованию машиностроительного производства является наивысшей работой, без которой нет становление специалиста высокого уровня, а следовательно, нет успехов в машиностроении.

      Спроектированная  коробка подач радиально-сверлильного станка выгодно отличается от коробки подач базового станка 257 большими пределами подач: