Курсовая работа (т): Расчет привода станка 6Т12

Расчет привода станка 6Т12

ВВЕДЕНИЕ

Непрерывное совершенствование и развитие машиностроения связано с прогрессом станкостроения. Совершенствование современных станков должно обеспечить повышение скорости рабочих и вспомогательных движений при соответственном повышении мощности привода главного движения. Повышение скоростей рабочих и вспомогательных движений связано с дальнейшим совершенствованием привода станков, шпиндельных узлов, тяговых устройств и направляющих прямолинейного движения.

Модернизация станков - внесение в конструкцию частичных изменений и усовершенствований с целью повышения их технического уровня до уровня современных моделей или для решения конструкторско-технологических задач производства путем приспособления к более качественному выполнению определенного вида работ.

В данном курсовом проекте производится проектирование привода главного движения вертикально-фрезерного станка на основе базового станка модели 6Т12.

Данный курсовой проект является продолжением курсовой работы по дисциплине «Металлорежущие станки». В ходе выполнения курсового проекта на основе ранее полученных данных необходимо спроектировать привод главного движения и произвести расчёт зубчатых передач, валов, подшипников, произвести проектирование шпиндельного узла, рассчитать его на точность, жёсткость и виброустойчивость, выбрать тип и систему смазки.

1. РАСЧЕТ ТЕХНИЧЕСКИХ ХАРАКТЕРИСТИК СТАНКА

Вертикальные консольно-фрезерные станки предназначены для фрезерования всевозможных деталей из стали, чугуна и цветных металлов торцовыми, концевыми, цилиндрическими, радиусными и другими фрезами.

На станке 6Т12 можно обрабатывать вертикальные, горизонтальные и наклонные плоскости, пазы, углы, рамки, зубчатые колёса и т.п. Технологические возможности станка могут быть расширены с применением делительной головки, поворотного круглого стола, накладной универсальной головки и других приспособлений.

Станок предназначен для выполнения различных фрезерных работ в условиях индивидуального и серийного производства. В крупносерийном производстве станки могут успешно использоваться для выполнения работ операционного характера.

Техническая характеристика и жёсткость станка позволяют полностью использовать возможности быстрорежущего и твердосплавного инструмента.

Технические характеристики станка были определены в результате выполнения курсовой работы по дисциплине «Металлорежущие станки»:

число ступеней частоты вращения шпинделя Zn=14;

знаменатель геометрического ряда частот вращения шпинделя φn=1,41;

- максимальная частота вращения шпинделя nmax=1600 мин-1;

особенности привода главного движения: компоновка В; переключение блоками;

Технические характеристики

. Наибольшая масса обрабатываемой детали, кг 400

. Размеры рабочей поверхности стола (длинахширина), мм 1250х320

. Число Т-образных пазов 3

. Ширина Т-образных пазов, мм:

центрального  18Н8

крайнего  18Н12

. Расстояние между Т-образными пазами, мм 63

. Наибольшие перемещения стола, мм:

продольное  800

поперечное  320

поперечное  420

. Количество частот вращения шпинделя 14

. Пределы частот вращения шпинделя, мин 18-1600

. Количество подач 18

. Пределы подач, мм/мин:

продольных и поперечных  20-1000

вертикальных 6,3-355

. Скорость быстрого перемещения стола, м/мин

продольного и поперечного 4

вертикального  1,4

. Наименьшее и наибольшее расстояние от торца шпинделя до рабочей поверхности стола, мм  30-450

. Расстояние от оси шпинделя до вертикальных направляющих станины, мм  380

. Наибольший угол поворота шпиндельной головки, град ±45°

. Цена одного деления шкалы поворота головки, град 1

. Перемещение стола на одно деление лимба (продольное, поперечное, вертикальное), мм  0,05

. Перемещение стола на один оборот лимба, мм:

продольное  6

поперечное, вертикальное  2

. Ход гильзы шпинделя (вертикальный), мм 70

. Перемещение пиноли, мм:

на один оборот лимба  4

на одно деление лимба 0,05

. Наибольший допустимый диаметр фрезы при черновой

обработке, мм  160

. Наибольшее усилие резания при подаче стола, Н:

продольной  15000

поперечной  12000

вертикальной 5000

. Корректированный уровень звуковой мощности, дБА 98

. Габариты станка, мм:

длина 2280

ширина  1965

высота 2265

. Масса станка с электрооборудованием, кг  3250

Рисунок 1.1 - Кинематическая схема станка 6Т12

Рисунок 1.2 - График частот вращения шпинделя

Таблица 1.1 - Передаточные отношения и числа зубьев     коробки скоростей

Выбираем асинхронный электродвигатель 4А112М4У3 мощностью 5,5 кВт при частоте вращения 1445 мин-1 (синхронная частота 1500 мин-1) [2].

Крутящие моменты:

Тэ= Т1 =9550 Н×м;

Т2=Т1 Н×м;

Т3=Т2 Н×м;

Т4=Т3 Н×м;

Определяем расчетную частоту вращения шпинделя/р=nmin мин-1

По графику частот (рисунок 2.3) принимаем np=71 мин-1.

2. РАСЧЁТ ЭЛЕМЕНТОВПРИВОДА ГЛАВНОГО ДВИЖЕНИЯ

.1 Расчёт зубчатых передач

Рассчитаем самую нагруженную зубчатую передачу с передаточным отношением, i8=0,254. Данная передача является прямозубой и состоит из шестерни 1 с числом зубьев z1=17 и колеса 2 с числом зубьев z2=67. Соответственно при расчете параметрам шестерни приписываем индекс - 1, а параметрам колеса -2.

Принимаем материал колеса и шестерни: Сталь 25ХГМ, термообработка колеса и шестерни - нитроцементация с закалкой; твёрдость поверхности зубьев - HRC 56…60, сердцевины HRC 32…45 [1].

.1.1 Проектный расчёт цилиндрической зубчатой передачи на выносливость зубьев при изгибе

Расчет будем вести по методике приведенной в [3].

Модуль передачи (мм) должен удовлетворять условию:

                                          (2.1)

где km - вспомогательный коэффициент (km=13 - для прямозубых передач);

М1F=705,1 Н·м - исходный расчетный крутящий момент на шестерне;- коэффициент нагрузки на шестерни (kF=1,4);- коэффициент, учитывающий форму зуба (YF1=3,6);- число зубьев шестерни (z1=17);

ψbm - отношение ширины колеса b к модулю m (ψbm=10);

σFP1 - допускаемое напряжение для материала шестерни, МПа:

Допускаемое напряжение на изгиб:

                                            (2.2)

где  - предел выносливости материала зубьев,1000 МПа;-коэффициент режима нагружения и долговечности.

σFP=0,4·1000·1,25=500 МПа,

Принимаем m=5 мм.

Определим основные геометрические параметры передачи.

Делительные диаметры найдём по формуле:

,                                                         (2.3)

Межосевое расстояние передачи :

                                     (2.4)

Диаметры вершин зубьев:

                                                        (2.5)

Диаметры впадин зубьев:

                                                    (2.6)

Ширина венца:

                                                       (2.6)

Рекомендуется ширину венца принимать равной 6-10 модулям (меньше для подвижных колёс).

Принимаем

.1.2 Основные геометрические параметры зубчатых передач коробки скоростей

Рассчитаем для оставшихся передач модули по формуле (2.1), а также основные геометрические параметры передачи по формулам 2.3-2.6. Результаты расчётов сведём в таблицу 2.1.

Таблица 2.1- Геометрические параметры зубчатых колёс

Допуски межосевых расстояний определяем по формуле [3]:

                                   (2.7)

где -предельные отклонения межосевого расстояния цилиндрической зубчатой передачи по ГОСТ 1643-81, мм.

между I и II, II и II, валами:

∆=±(0,6…0,7)∙0,035=±(0,021….0,0245) мм,

принимаем ∆=±0,021 мм;

между III и IV, IV и V, V и VI валами:

∆=±(0,6…0,7)∙0,040=±(0,024….0,028) мм,

принимаем ∆=±0,025 мм;

.1.3 Проектный расчёт передачи на контактную выносливость зубьев

Исходя из заданного передаточного числа u (u≥1) и отношения ψbd рабочей ширины венца передачи bw к начальному диаметру шестерни dw1 определяем, соблюдается ли соотношение:

                                          (2.8)

где kd- вспомогательный коэффициент,kd=770 для прямозубых передач;коэффициент нагрузки; kH=1,3;- передаточное число (u≥ 1);

ψbd - отношение рабочей ширины венца передачи к начальному диаметру шестерни, ψbd=0,59.

Допускаемое контактное напряжение для прямозубых передач:

,                                           (2.9)

где σHlimb- базовый предел контактной выносливости поверхностей зубьев, σHlimb=1350 МПа;коэффициент безопасности, SH=1,2;

Условие выполняется, так как dw1=85>83,34 мм.

.1.4 Проверочный расчет на выносливость зубьев при изгибе

Удельная расчетная окружная сила (Н) [1]:

                  (2.10)

где Ft - расчётная окружная сила, Н;- ширина венца по основанию зуба, мм;- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, которая возникает вследствие колебаний масс колёс и ударов в зацеплении;b - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, которая возникает вследствие погрешностей изготовления колёс, упругих деформаций валов, зазорах в подшипниках;a - коэффициент, учитывающий при расчёте прямозубых передач распределение нагрузки между зубьями.

Коэффициенты: kFV=1; kFb=1,2; kFa=1.

Расчётное напряжение изгиба зубьев:

                                (2.11)