Проектирование АКС вертикально-сверлильного станка с ЧПУ

Федеральное агентство по образованию

Саратовский государственный технический

университет им. Ю.А. Гагарина

Кафедра «КиМО»

КФБН 0802255.01.00

Расчетно-пояснительная записка

к курсовой работе по курсу

«Конструирование механизмов металлорежущих станков»

Тема: «Проектирование АКС вертикально-сверлильного станка с ЧПУ»

Саратов 2011
Содержание

Введение……………………………………………………………….…3

1.      Техническое задание………………………………………..……..4

2.      Техническое предложение

2.1 Компоновочная схема станка……………………………….…….5

2.2 Выбор компоновочной схемы привода главного движения….6

2.3 Кинематическая схема станка…………………………………….7

2.4 Расчет основных технических характеристик станка…………8

3. Кинематический расчет коробки скоростей

3.1 Расчет числа ступеней коробки скоростей………………….....9

3.2 Разработка структурной сетки коробки скоростей

3.2.1 Варианты структурных сеток КС……………………..….10

3.2.2 Выбор оптимального варианта структурной сетки…...11

3.3 Выбор передаточных отношений коробки скоростей……….11

3.4 Выбор двигателя и ременной передачи……………………….13

3.5 Выбор чисел зубьев зубчатых колес………………………..…14

3.6 График частот вращения шпинделя…………………………...15

3.7 График мощности привода………………………………………17

3.8 Кинематическая схема привода главного движения…..……18

4. Расчет силовых характеристик привода

4.1 Расчет крутящего момента на шпинделе…………………..…19

4.2 Расчет крутящих моментов на валах коробки скоростей…..19

5. Расчет и выбор деталей привода

5.1 Расчет валов коробки скоростей…………………………….….20

5.2 Расчет зубчатых передач………………………………………....21

5.3 Расчет ременной передачи……………………………………....27

5.4 Выбор электромагнитных муфт………………………………….28

Литература…………………………………………………………….……30

ВВЕДЕНИЕ

Сверлильные станки с ЧПУ предназначены для обработки отверстий сверлами, зенкерами, развертками и другим инструментом, во фланцах, плоскостных и корпусных деталях. На этих станках возможна комплексная сверлильно-фрезерная обработка деталей различной конфигурации и степени точности.

Отечественная промышленность выпускает широкую номенклатуру станков данной группы: сверлильные - вертикальные и горизонтальные станки; одношпиндельные и многошпиндельные станки; с ручной сменой инструмента, с револьверными головками или инструментальными магазинами; многооперационные станки с инструментальным магазином для комплексной сверлильно-фрезерно-расточной обработки деталей различной конфигурации.

Сверлильная группа станков с ЧПУ первого поколения была построена на базе сверлильных станков 2Н118, 2Н135 и радиально-сверлильного станка 2Н55. Указанные сверлильные станки автоматизированы с помощью дополнительных координатных столов, позволяющих автоматически по двум координатам выставлять деталь относительно инструмента. Вся остальная технология обработки осуществлялась в полуавтоматическом режиме настройкой глубины отработки на штекерной панели или установкой кулачков на размер, а также сменой режимов обработки инструмента.

Для повышения технического уровня и расширения технологических возможностей были разработаны сверлильные станки второго поколения (2Р118Ф2, 2Р135Ф2 и др.). В указанных станках кроме перемещения стола автоматизирована подача инструмента. Учитывая малую эффективность одноинструментальных станков, введена автоматическая револьверная головка на шесть инструментов, а затем и инструментальный магазин.

1. ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ

Вариант № 17.

Задание: спроектировать АКС вертикально-сверлильного станка с ЧПУ

Таблица 1. Исходные данные для проектирования

2. ТЕХНИЧЕСКОЕ ПРЕДЛОЖЕНИЕ

2.1. Компоновочная схема станка

Компоновочная формула станка имеет вид XYOZCV­, где:

X – поступательное движение стола вдоль оси X;

Y – поступательное движение стола вдоль оси Y;

O – обозначение станины станка, разделяет движения, совершаемые заготовкой слева и движения, совершаемые инструментом справа от этой буквы в формуле;

Z – поступательное движение инструментального шпинделя вдоль оси Z;

CV – вращение вертикального шпинделя.

Рис. 1. Компоновочная схема вертикально-сверлильного станка

2.2. Выбор компоновочной схемы привода главного движения

Существует два основных вида компоновочных схем приводов главного движения (рис. 2):

а) раздельный привод;

б) нераздельный (совмещенный) привод.

В раздельном приводе коробка скоростей и шпиндельная бабка выполнены в разных корпусах и связаны между собой ременной передачей или муфтой. В нераздельном приводе шпиндельная бабка совмещена с выходным валом коробки скоростей.

Рис. 2. Схемы приводов главного движения:

РП – ременная передача; КС – коробка скоростей;

ШБ – шпиндельная бабка

Нераздельный привод обладает большей компактностью и меньшей стоимостью. Однако он имеет недостаток, поскольку все колебания, вызванные зубчатыми передачами и тепло, которое образуется за счет трения в узлах коробки, передаются на шпиндель.

Выбираем нераздельную схему привода, в которой последний вал коробки скоростей является одновременно шпиндельным узлом станка.

2.3. Кинематическая схема станка

Рис. 3 Кинематическая схема станка 2Р135Ф2

2.4. Расчет основных технических характеристик станка

1) Минимальный диаметр обработки рассчитывается по формуле: 

                                   Dmin = k∙Dmax , мм,                                                             (1)

где коэффициент К выбирается в зависимости от типа станка:

                 k=0,25 – для станков токарной группы;

                 k=0,2 – для станков сверлильно-расточной группы;

                 k=0,15 – для фрезерных станков.

2) Диапазон частот вращения шпинделя рассчитывается по формулам:

,                                                         (2)

,                                                                 (3)

где размерности величин имеют следующий вид: .

Расчет:

                     Dmin = 0,2∙30 = 6 мм;

                       ;

                      .

              Таким образом, привод главного движения должен обеспечивать на шпинделе станка диапазон частот от 10  мин-1  до 2600  мин-1.

3. РАСЧЕТ КИНЕМАТИЧЕСКИХ ХАРАКТЕРИСТИК ПРИВОДА

3.1. Кинематический расчет коробки скоростей

3.1.1. Расчет числа ступеней коробки скоростей

1. Диапазон регулирования двигателя с постоянной мощностью:

.                             (4)

              2. Принимаем для диапазона регулирования двигателя с постоянным крутящим моментом максимальное рекомендуемое значение:  

3. Рассматривая коробку скоростей привода как дополнительную переборную группу передач, расширяющую диапазон регулирования, принимаем знаменатель геометрического ряда для коробки . Данное условие обеспечивает отсутствие провалов во всем диапазоне регулирования частоты вращения шпинделя .Принимаем:  .

              4. Диапазон регулирования привода с постоянной мощностью:

13.                                           (5)

              5. Расчетное число ступеней коробки скоростей:

.                          (6)

    Полученное значение округляем в большую сторону. Получаем   z = 4 .

              6. Пересчитываем значения диапазонов регулирования под принятое значение числа ступеней коробки скоростей  z = 4:

;                                          (7)

;                                      (8) 

.                             (9)

              7. Рассчитываем минимальную частоту вращения двигателя:

мин-1.                                           (10)

              8. Диапазон регулирования коробки скоростей: 

     или     .                 (11)

3.1.2. Разработка структурной сетки коробки скоростей

3.1.2.1. Варианты структурных сеток КС

Коробка скоростей с четырьмя ступенями может иметь следующую структуру:

а)  z4=21∙22

б) z4=22∙21

Рис. 3. Варианты структур коробки скоростей:  z4=2∙2

3.1.2.2. Выбор варианта структурной сетки КС

При выборе оптимального варианта структурной сетки руководствуемся следующими критериями:

Критерий 1.

Минимальная масса группы зубчатых передач имеет место при наименьшей разнице между их передаточными отношениями. Этим требованиям отвечает основная группа передач с характеристикой Х=1. Поэтому при проектировании КС наибольшее число передач располагают в основной группе, а в последней переборной группе число передач стремятся минимизировать.

Критерий 2.

Величина передаваемых крутящих моментов обратно-пропорциональна передаточным отношениям или частотам вращения зубчатых колес. С этих позиций наиболее выгодна структура, в которой максимальные передаточные отношения расположены в последней группе передач (у шпинделя). Этим условиям удовлетворяет нормальная множительная структура КС.

Данным критериям соответствует первый вариант структурной сетки. Второй вариант из дальнейшего рассмотрения исключаем.

3.1.3. Выбор передаточных отношений коробки скоростей

              При выборе передаточных отношений руководствуемся следующими положениями:

1. Передаточные отношения зубчатых передач должны укладываться в диапазон

0,25 ≤ i ≤ 2 .                                                       (12)

2. Для уменьшения радиальных размеров передач необходимо выравнивать размах максимальных и минимальных передаточных отношений в группе передач. Это достигается, если соблюдается условие: 

imax∙imin  ~ 1.                                                     (13)

В выбранной структурной сетке КС обозначим передаточные отношения через i1..i4:

Рис. 4. Выбранная структурная сетка КС

Запишем соотношения между передаточными отношениями, вытекающие из структурной сетки:

                                     (14)

Запишем уравнения баланса главного движения для всех частот:

                                                     (15)

Запишем характерные значения диапазона частот вращения двигателя:

nдmin = 60 мин-1; nдnom = 1000 мин-1; nдmax = 2000 мин-1         (16)

Выберем передаточные отношения зубчатых передач коробки скоростей такие, чтобы при изменении частоты вращения двигателя от 60 до 2000 мин-1 на шпинделе получались частоты от 10 до 2600 мин-1.

При частоте вращения двигателя nдmin частота вращения шпинделя n1= nшпmin. При частоте вращения двигателя nдmax частота вращения шпинделя n4=nшпmax . Уравнения баланса для предельных частот имеют вид:    

                                           (17)

Подставив в (17) предельные значения частот, получим.

                                            (18)

Примем предварительно iр=1.

Тогда для выбора передаточных отношений можно использовать следующие соотношения:

                                              (18)

Выбранные передаточные отношения приведены в табл. 2. 

Таблица 2

3.1.4. Выбор двигателя и передаточного отношения ременной передачи

Двигатель подбирается по двум критериям:

- по номинальной частоте вращения;

- по номинальной мощности.

В задании рекомендуется применить двигатель постоянного тока с регулируемой частотой вращения со следующими характеристиками:

1. Частоты вращения:  nдnom=1000 мин-1;  nдmax=2000 мин-1 ;

2. Максимальная мощность Nv=3 кВт.

Номинальная мощность двигателя рассчитывается по формуле:

,                                                                     (19)

где    Nv – максимальная мощность двигателя (по заданию);  

          =1…1,5 – коэффициент перегрузки;  

          =0,75…0,85 – коэффициент полезного действия привода.

              Примем:  =1,4;  =0,8. Тогда  N=3,0.

По приложению 2 (мет. указания, стр. 32) выбираем двигатель постоянного тока типа 2ПН132L мощностью 3,0 кВт  с номинальной частотой вращения 1000 мин-1.

Поскольку номинальная частота вращения двигателя совпала с заданной, то передаточное отношение ременной передачи не пересчитываем и оставляем iр=1.

3.1.5. Выбор чисел зубьев зубчатых колес

При выборе чисел зубьев учитываем следующие рекомендации:

1.       В одной группе передач устанавливаются колеса одного модуля и одного типа.

2.       Межосевое расстояние между валами определяется по формуле: , где m – модуль зубчатых колес;  z1 и z2  - числа зубьев соответственно ведущего и ведомого зубчатых колес. Поэтому при одинаковом модуле колес для всех зубчатых передач одной группы передач.

3.       Минимальное число зубьев зубчатых колес zmin=18. Сумма чисел зубьев зубчатой передачи должна быть не меньше 100.

Для выбора чисел зубьев воспользуемся специальными таблицами.

Результаты выбора чисел зубьев:

1)      Основная группа передач:  

сумма чисел зубьев s=101; i1 = 0,4 ≈ 29:72;  i2 = 0,8 ≈ 45:56;

2)      1-я переборная группа передач: 

сумма чисел зубьев  s=101; i3=0,4 ≈ 29:72; i4= 1,6 ≈ 62:39.

3.1.6. График частот вращения шпинделя

Для построения графика частот, рассчитаем частоты вращения всех валов привода. Для этого в уравнения баланса подставляем характерные частоты вращения двигателя (минимальную, номинальную и максимальную) и рассчитываем частоты на всех валах для четырех диапазонов регулирования и переводим их в логарифмическую шкалу. Результаты вычисления приведены в таблицах 4..6. Здесь в числителе приведены значения частот, а в знаменателе значения частот переведены в логарифмическую шкалу, в которой необходимо строить график. Они рассчитаны по формуле:

,                                       (20)

где  L – расстояние в миллиметрах шкалы графика;  X – частота, переводимая в логарифмическую шкалу; nmin – минимальная из частот вращения валов (nmin = 10 мин-1);  m – масштаб для построения графика (принято m = 30).

Таблица 3

Частоты вращения валов привода на 1-м диапазоне скоростей 

Таблица 4

Частоты вращения валов привода на 2-м диапазоне скоростей 

Таблица 5

Частоты вращения валов привода на 3-м диапазоне скоростей 

Таблица 6

Частоты вращения валов привода на 4-м диапазоне скоростей 

              График частот вращения приведен на рис. 5.

Рис. 5. График частот вращения шпинделя

3.1.7. График мощности привода

Двигатель постоянного тока имеет два диапазона регулирования частоты:

      c постоянным крутящим моментом;

      c постоянной мощностью.

Следовательно, на шпинделе также получаем две различные механические характеристики. График мощности приведен на рис. 6. Из него следует, что диапазон частот вращения, при котором на шпинделе поддерживается постоянная мощность, составляет 160 .. 2560 мин-1. При уменьшении частоты от 160 до 10 мин-1 мощность на шпинделе падает, что необходимо учитывать при назначении режима резания.

Рис. 6. График мощности привода

3.1.8. Кинематическая схема привода главного движения

Кинематическая схема коробки скоростей приведена на рис. 7.

Коробка скоростей содержит 3 вала и 4 зубчатых передачи. Для автоматического переключения передач применены электромагнитные муфты.

От двигателя вращение передается через ременную передачу на входной вал I коробки скоростей. КС содержит две группы передач.

Основная группа передач: валы I и II; передачи z1-z2; z3-z4.

Первая переборная группа передач: валы II и III; передачи z5-z6; z7-z8.

Рис. 7. Кинематическая схема коробки скоростей

4. РАСЧЕТ СИЛОВЫХ ХАРАКТЕРИСТИК ПРИВОДА

4.1. Расчет крутящего момента на шпинделе

Крутящий момент на шпинделе определяется по формуле:

, Н∙м,                                                              (21)

где   N – номинальная мощность привода;

         nрmin – расчетная частота вращения шпинделя, равная минимальной частоте вращения шпинделя при постоянной мощности.

                По графику мощности на шпинделе определяем:

n­­pmin = 160 мин-1.

  Н∙м.

     4.2. Расчет крутящих моментов на валах коробки скоростей

              Если известен крутящий момент на ведомом валу, то крутящий момент на ведущем валу рассчитывается по формуле:

,                                                             (22)

где   Мкр1 – крутящий момент на ведущем валу;

         Мкр2 – крутящий момент на ведомом валу;

          i – передаточное отношение с ведущего вала на ведомый вал;

          - коэффициент потерь (принимаем =0,97).

Расчет крутящих моментов на других валах выполняется по наиболее нагруженному состоянию коробки скоростей. Наибольшие крутящие моменты на валах КС имеют место при минимальной частоте вращения шпинделя. Поэтому, двигаясь от шпинделя к двигателю по цепи, образующей минимальную частоту вращения шпинделя, рассчитаем максимально возможные моменты на всех валах коробки скоростей.

Н∙м;

Н∙м;

Н∙м.

5. РАСЧЕТ И ВЫБОР ДЕТАЛЕЙ ПРИВОДА

5.1. Расчет валов коробки скоростей [1]

Расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям:

, где для валов из стали 45.

Быстроходный вал (I вал):

Определяем диаметр торца выходного конца вала:

Принимаем диаметр вала [ГОСТ 6636-69]

Промежуточный вал (II вал):

Принимаем диаметр вала [ГОСТ 6636-69]

Тихоходный вал (III вал):

Принимаем диаметр вала [ГОСТ 6636-69]

Диаметры валов:

Быстроходный вал (I вал):

, примем

, примем

Промежуточный вал (II вал):

Тихоходный вал (III вал):

, примем

, примем

Полученные диаметры валов округляются по ГОСТ 6636-69. Значения , , берутся из [1].

5.2. Расчет зубчатых передач [1]

Принимаем материал шестерен и колес - сталь 45 (улучшение) НВ = 248,5 Мпа.

Расчет модулей зубчатых передач выполняем по двум критериям:

- по прочности зуба на изгиб ;

- по усталости поверхностных слоев .

Из двух расчетных значений модуля выбирается наибольший  и округляется до стандартного значения.

, см

, см

где, и - допускаемые напряжения на изгиб и по усталостной прочности поверхностных слоев, Н/см2 ;

              - номинальная передаваемая мощность; - мощность электродвигателя, кВт;

              - к.п.д. передачи от двигателя до рассчитываемой шестерни, считая к.п.д. для одной зубчатой передачи равным ;

              n - минимальное число оборотов шестерни (ведущего зубчатого колеса), при котором передается полная мощность, об/мин;

              y - коэффициент формы зуба (y = (0,243…0,286)), y = 0,265;

              z - число зубьев шестерни;

              i - передаточное число, которое для понижающих передач принимается равным обратной величине от фактической;

              ; примем

              при симметричном расположении шестерни и колеса на жестких валах (иначе ); примем

              - диаметр шестерни;

              - коэффициент нагрузки;

              - коэффициент динамичности нагрузки, который учитывает ударные эффекты при входе зуба в зацепление за счет погрешности шага зубьев ( для колес класса точности 6);

- коэффициент концентрации нагрузки, учитывающий неравномерность давления по ширине зуба (); примем

- коэффициент режима ().

Расчет передачи основной группы (валы I и II):

=

где ;

              ;

              ;

              ;

              ;

об/мин;

МПА=25580 Н/см2,

где МПа;

              ;

              .

где ;

              ;

              ;

              ;

              ;

об/мин;

,

где ;

;

.             

Примем m­I-II = 2 мм.

Расчет передачи переборной группы (валы II и III):

=

где ;

              ;

              ;

              ;

              ;

об/мин;

МПА=25580 Н/см2,

где МПа;

              ;

              .

где ;

              ;

              ;

              ;

              ;

об/мин;

,

где ;

;

.

Примем m­II-III = 2,5 мм

Чтобы сделать конструкцию коробки скоростей более компактной, совместим оси входного (I) и выходного (III) валов; для чего в основной группе передач (валы I-II) назначим mI-II = m­II-III = 2,5 мм вместо 2 мм, т.е. такое же значение модуля, как и для переборной группы (валы II-III).

Соответственно межосевые расстояния:

Рассчитаем основные размеры зубчатых колес.

делительные диаметры:

диаметры окружностей вершин зубьев:

диаметры окружностей впадин зубьев:

ширина колес:

, [ГОСТ 6636-69]

ширина шестерен:

, [ГОСТ 6636-69]

5.4. Расчет ременной передачи [2]

Исходные данные:

- частота вращения двигателя nДnom = 1000 мин-1;

- передаваемая мощность = 3 кВт;

- крутящий момент Mкр = 31,5 Н∙м = 31500 Н∙м;

- передаточное отношение iрп = 1.

Диаметр шкивов:

Принимаем d1 = d2 = 125 мм. Ремень типа A. Число ремней z = 2.

Межосевое расстояние:

предварительно назначим a = 200 мм

Длина ремня:

Примем Lp=800 мм.

,

где:

Таким образом, расчет ременной передачи дал следующие результаты:

диаметр ведущего и ведомого шкивов d1 = d2 = 125 мм

межосевое расстояние a = 203,75 мм

ремень А-400 Т ГОСТ 1284.1-80

число ремней z = 2

5.5. Выбор электромагнитных муфт

По рассчитанным крутящим моментам подберем электромагнитные муфты [МУ, стр.21, рис. 13,14, таблица 8]

Ориентировочный выбор габарита муфты производится по  величине максимального передаваемого муфтой статического момента нагрузки Мсmax, действующего при установившемся режиме. При этом номинальный крутящий момент Мн выбранной муфты должен быть:

Мн  (1,1…1,6)Мсmax.

для I вала:

МнI  (1,1…1,6)∙31,5 = (34,65…50,4) Н∙м

для II вала:

МнII  (1,1…1,6)∙75,8 = (83,38…121,8) Н∙м

Таким значениям моментов соответствуют муфты 7 и 9 габаритов соответственно для I и II валов. Однако, в силу невозможности размещения муфт на I валу, разместим муфты основной группы передач также на II валу и используем при этом муфты 9 габарита Э1М 094-1А ГОСТ 21573-76 с диаметром шпоночного посадочного отверстия d = 35 мм. В связи с этим зададим новое значение диаметра II вала dбп = 35 мм.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В результате выполнения данной работы мы рассчитали и спроектировали автоматизированную коробку скоростей привода главного движения вертикально-сверлильного станка.

Основные результаты расчетов сведем в таблицы:

Таблица 7 -  результаты расчета валов

Таблица 8 – параметры зубчатых колес

Таблица 9 – параметры ременной передачи

Литература

1.      Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб пособие для техн. спец. вузов. – 5 изд., перераб. и доп. – М.: Высш. шк., 1998. – 477с.

2.      Чернавский С.А.  Курсовое проектирование деталей машин. М.: Машиностроение, 1988. 409 с.

3.      Методическое указание к выполнению курсового проекта.

4.      Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х томах.-5-е издание перераб. и доп. –М.: Машиностроение.

5.      Справочник технолога-машиностроителя. Т.2 / Под ред. А.Г. Косиловой, Р.К. Мещерякова. М.: Машиностроение, 1985. – 656 с.

6.      Проников А.С. Расчет и конструирование станков. – М.: Высшая школа, 1967. 431 с.

7.      Детали и механизмы металлорежущих станков. Т.1 / Под ред. Д.Н. Решетова. М.: Машиностроение, 1986. – 664 с.

29