Разработка механической части привода главного движения управляемой машины мод. ИР500ПМФ4

Разработка механической части привода главного движения управляемой машины мод. ИР500ПМФ4

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ

ДОНСКОЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

Кафедра «РОБОТОТЕХНИКА И МЕХАТРОНИКА»

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

к курсовому проекту (работе) по «Механике управляемых машин»

на тему: Разработка механической части привода главного движения управляемой машины мод. ИР500ПМФ4

Автор проекта (работы): Вирченко А.И. группа УМ-41

Специальность: 220401 «Мехатроника»

Руководитель проекта (работы): доцент Череватенко В. А.

Ростов-на-Дону

г

СОДЕРЖАНИЕ

ВВЕДЕНИЕ

. Операционная карта механической обработки

.1 Траектория движения инструмента

. Кинематический расчет автоматической коробки передач

.1 Расчет чисел зубьев колес

. Выбор материала для изготовления зубчатых передач АКС

. Расчет закрытой зубчатой передачи

.1 Проверочный расчет зубчатых передач

. Расчет валов автоматической коробки скоростей

.1 Расчёт валов на статическую прочность

.2 Расчёт шпинделя на жёсткость

. Подбор подшипников

. Выбор и расчет шпоночных соединений

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

механическая обработка вал шпоночный

ВВЕДЕНИЕ

Автоматизация технологического процесса механической обработки имеет место в условиях крупносерийною и массового производства, где применяются станки-автоматы, заменившие универсальные и специализи­рованные станки. Автоматы управляются при помощи механических устройств, которые в условиях мелкосерийного и единичного производства нерентабельны ввиду их сложной переналадки. Возникла необходимость в средствах автоматизации, которые позволяли бы производить частую переналадку станков при обработке деталей малых партий или отдельных деталей. Эта задача решается применением станков с электронными систе­мами управления, которые называют станками с программным управлением.

Основным преимуществом таких станков является возможность их переналадки при переходе на обработку новой детали в весьма короткое время, при централизованной подготовке технологических программ. Программа позволяет проектировать системы дистанционного управления станками и создавать при этом легко переналаживаемые автоматические линии и участки комплексной обработки деталей. Если программа автома­тического действия станка не имеет непосредственной связи с его структу­рой, кинематикой и конструкцией, или выражена, в абстрактной форме при помощи кода (под которым понимается система символов, обусловливающая определенные действия, выраженные в виде цифр, букв, их комбинаций и т. д.), то такая система является принципиально отличной от применяемой на станках-автоматах и обладает большими потенциальными возможностями и эксплуатационными удобствами.

В настоящее время наблюдается тенденция на повышение уровня автоматизации производственных процессов. В производство все более внедряется автоматизированное оборудование, работающее без непосредственного участия человека или значительно облегчающее труд рабочего. Это позволяет значительно сократить трудоемкость производственного процесса, снизить себестоимость выпускаемой продукции, увеличить производительность труда. Поэтому главная задача инженеров - разработка автоматизированного оборудования, расчет его основных узлов и агрегатов, выявление наиболее оптимальных технических решений и внедрение их в производство.

В данном курсовом проекте выбран электродвигатель, определены передаточные отношения каждой ступени коробки, а также мощности, крутящие моменты, частоты вращения каждого вала. Рассчитаны модули для каждой передачи. Определены основные размеры зубчатых колес. Спроектированы передачи и проведен расчет наиболее нагруженного вала. Выбраны подшипники, а также выбраны и рассчитаны шпоночные и шлицевые соединения.

1. Операционная карта механической обработки

Заготовка поставляется на сверлильно-фрезерно-расточной горизонтальный станок с контурной системой программного управления ИР500ПМФ4 после фрезерной операции. Черновой проход - 4 мм на сторону, чистовой проход - 0,5 мм на сторону. Принимаем резец 25х25.

Дискретность принимаем:

По X - 0,005

По Z - 0,01

Таблица 1.1 - Режимы резания

Траектория движения инструмента

Рисунок 1.1.1 - Установка 1

Рисунок 1.1.2 - Установка 2 и проточка канавки

Текст управляющей программы:

%G27 T101 LF

N001 G10 X012600 Z015500 S041 M003 F70000 L131 LFZ010500 F03080 LFX007000 LFZ017000 LFG27 T102 LFG10 X012500 Z015500 S046 M003 F70000 L131 LFZ010500 F01620 LFX007000 LFZ017000 LFG27 T101 LFG10 X006200 Z015500 S026 M003 F70000 L131 LFX006600 Z015300 F04920 LFZ012000 F04630 LFX008600 Z009000 S043 F04710 LFZ007000 S042 F03610 LFX010600 LFZ005000 S024 F03660 LFX007000 LFZ017000 LFG27 T102 LFG10 X006100 Z015500 S048 M003 F70000 L131 LFX006500 Z015300 F03330 LFZ012000 F03130 LFX008500 Z009000 LFZ007000 S047 F02390 LFX010500 LFZ005000 S029 F01940 LFX007000 LFZ017000 LFG27 T103 LFG10 X014000 Z012000 S047 F70000 L31 LFX006500 F02390 LFX006000 LFX007000 LFZ017000 LFM005 LFM010 LF

N309 M002 LF

2. Кинематический расчет автоматической коробки передач

По режимам резания:= 308 об/мин; nmax = 1331 об/мин; Pmax = 3.8 кВт.

По согласию с руководителем курсовой работы, расширяем диапазон регулирования до ближайших стандартных значений. Принимаем:= 250 об/мин; nmax = 1600 об/мин, КПД привода ориентировчно выбираем 0.9.

Выбираем электродвигатель постоянного тока.дв = Pmax/η = 3.8/0.9 = 4.2 кВт.

Принимаем двигатель типа П-52: nном = 1000 об/мин; nmax = 2000 об/мин; Pдв = 4.5 кВт.

Диапазон регулирования двигателя равен:Д = nДmax/nДном = 2000/1000 = 2.

Диапазон регулирования частот вращения на шпинделе равен:Ш = nШmax/nШmin = 1600/250 = 6.4.

Опорная частота вращения шпинделя:= nШmin* = 250*1.86 = 465 об/мин.

Принимаем n0 = 400 об/мин.

Уточнённый диапазон регулирования частот вращения на шпинделе будет равен:ШN = nШmax/ n0 = 1600/400 = 4.

Число механических степеней коробки скоростей:≥ lg(RШN)/lg(RД) = lg4/lg2 = 2.

2.1 Определение чисел зубьев колёс зубчатых передач

Рисунок 2.1.1 - Кинематическая схема

График 2.1.1 - График частот вращения

Для кинематической схемы, условие соосности будет иметь вид:

+z3 = z4+z5

φ = 1.26/z3 = φ0 = 1/1+z3 = 1+1 = 2/z5 = 1/φ3 = 1/2+z5 = 1+2 = 3

= 6(наименьшее общее кратное)

= *1 = 3= *1 = 3= *1 = 2= *2 = 4

Так как количество зубьев слишком мало - умножаем полученные результаты на 20 и получаем количества зубьев:

= 60= 60= 40= 80/z2 = 1/ φ = 4/5

Так как z2 = 60, то z1 = 48

3. Выбор материала для изготовления зубчатых передач АКС

Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости, твёрдость шестерни назначается больше твёрдости колеса. Разность средних рабочих твёрдостей рабочих поверхностей шестерни и колеса в передачах с прямыми и винтовыми зубьями составляет 20-50 HB. Выбрав сталь для шестерни и колеса, необходимо рассчитать допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба.

В качестве материала для шестерни выбираем сталь 40ХН, для шестерни HB 220, для колеса HB 170.

Определим допускаемые контактные напряжения:

для шестерни [σН] = 1.8*HB+67 = 463 Н/мм

для колеса [σН] = 1.8*HB+67 = 373 Н/мм

Определим допускаемые напряжения изгиба:

для шестерни [σF] = 1.08*HB = 237,6 Н/мм

для колеса [σF] = 1.08*HB = 183,6 Н/мм

4. Расчёт закрытой зубчатой передачи

Межосевое расстояние находится по формуле:

aw ≥ Ka(i+1)

- коэффициент равный 49.5; 𝝍 - коэффициент ширины венца, равный 0.3; i - передаточное число зубчатой передачи; Т - крутящий момент на тихоходном валу; [σ] - допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом; KHB = 1.

Расчёт мощности на зубчатых передачах:

 = ηзб*Nдв*ηпк = 0.95*4.5*0.99 = 4.22 кВт = ηзб*N1*ηпк = 0.95*4.22*0.99 = 3.96 кВт = ηзб*N2*ηпк = 0.95*3.96*0.99 = 3.72 кВт

Расчёт передаточных чисел передач:

= z2/z1 = 60/48 = 1.25= z3/z2 = 60/60 = 1= z5/z4 = 80/40 = 2

Расчёт частот вращения зубчатых передач:

= 1000 об/мин= 800 об/мин=400 об/мин

Расчёт крутящих моментов:= 9550* = 40.3 Н*м= 9550* = 47.27 Н*м = 9550* = 88.81 Н*м

Расчёт межосевых расстояний зубчатых передач:

aw1 ≥ Ka(i1+1)**KHB = 49.5(1.25+1)* = 111.37*0.78 = 86.86 мм≥ Ka(i2+1)**KHB = 49.5(2+1)* = 148.5*0.98 = 145 мм

Округляем до aw1 = 87 мм.

Определяем модуль зацепления:

≥ ,

где Km - вспомогательный коэффициент, равный 6.8; d - делительный диаметр колеса; b - ширина венца колеса; [σ]F - допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом.

=  = 217.5/2.25 = 96 мм=  = 290/2 = 145 мм=  = 580/3 = 193 мм= φa*aw1 = 0.3*87 = 26.1 мм= φa*aw2 = 0.3*145 = 43,5 мм= φa*aw2 = 0.3*145 = 43,5 мм≥  = 548080/460028.16 = 1.19 мм≥  = 642872/1158057 = 0.55 мм≥  = 1207816/1541413.8 = 0.78 мм

Полученное значение модуля округляем до ближайшего значения из стандартного ряда чисел. Следовательно, m1 = m2 = m3 = 3 мм.

.1 Проверочный расчет зубчатых передач

Уточнение межосевого расстояния:

aWy1 =  = 162 мм=  = 180 мм

Геометрические параметры зубчатого колеса z1:

делительный диаметр= m*z1 = 3*48 = 144 мм

диаметр вершин зубьеввз = d+2m = 144+6 = 150 мм

диаметр впадин зубьеввп = d-2.4m = 144-7.2 = 136.8 мм

ширина венцадля z1 выбираем с учётом ширины венца z2 и ширины венца z4 для беспрепятственного переключения передачи и берём 200 мм.

Геометрические параметры зубчатого зацепления I зубчатой передачи:

Шестерня

Колесо

Делительный  диаметр

d = m*z2 = 3*60 = 180 мм

d = m*z3 = 3*60 = 180 мм

Диаметр  вершин зубьев

dвз = d+2m = 180+6 = 186 мм

dвз = d+2m = 180+6 = 186 мм

Диаметр  впадин зубьев

dвп = d-2.4m = 180-7.2 = 172.8 мм

dвп = d-2.4m = 180-7.2 = 172.8 мм

Ширина венца

b=aWy1*φa+2=162*0.3+2 = 50.6 мм

b=aWy1*φa=162*0.3= 48.6 мм

Геометрические параметры зубчатого зацепления II зубчатой передачи:

Проверочный расчёт зубчатых передач

Для первой зубчатой передачи:

Контактные напряжения:

σH = K*,

где окружная сила колёс=  =  = 707 Н- вспомогательный коэффициент, равный 436- коэффициент нагрузки зубьев, равный 1.27

σH = 436* = 436*0.52 = 226.72 МПа

Напряжение изгиба зубьев:

σF2 = 3.65* = 3.65*4.65 = 17 МПа

σF1 = σF2 *1.15 = 17*1.15 = 19.55 МПа

Для второй зубчатой передачи:

Контактные напряжения:

σH = K*,

где окружная сила колёс

=  =  = 525.2 Н

- вспомогательный коэффициент, равный 436- коэффициент нагрузки зубьев, равный 1.27

σH = 436* = 436*0.39 = 170.04 МПа

Напряжение изгиба зубьев:

σF2 = 3.65* = 3.65*3.6 = 13.14 МПа

σF1 = σF2 *1.15 = 13.14*1.15 = 15.11 МПа

Для третьей зубчатой передачи:

Контактные напряжения:

σH = K*,

где окружная сила колёс

=  =  = 1480 Н

- вспомогательный коэффициент, равный 436- коэффициент нагрузки зубьев, равный 1.27

σH = 436* = 436*0.93 = 405.5 МПа

Напряжение изгиба зубьев:

σF2 = 3.65* = 3.65*9.13 = 33.3 МПа

σF1 = σF2 *1.15 = 33.3*1.15 = 38.3МПа

5. Расчет валов автоматической коробки скоростей

Таблица сил, действующих в зубчатом зацеплении:

α - угол зацепления, принимаем равный 20,

Т - крутящий момент на валу,- делительный диаметр колеса.

Определяем минимально допустимый диаметр для сплошных валов:

dmin1 =  =  = 21 мм=  =  = 23 мм

где [τ] - допускаемое напряжение кручения. Для расчёта принимается равным 20 МПа.

Минимально допустимая площадь поперечного сечения для шпиндельного вала:

ш = π*(2/4 = 3.14*784/4 = 615 мм2

Шпиндельный вал следует рассматривать, как полый.

Конструктивно принимаем внутренний диаметр шпинделя равным 25 мм, внешний - 50 мм.

.1 Расчёт валов на статическую прочность

Быстроходный вал.

=  =  = 560 H= Ft1 *tgα = 560*0.36 = 201.6 H

Определяем опорные реакции:

=  =  = 280 Н=  =  = 100.8 Н=  =  = 280 Н=  =  = 100.8 Н

Находим эквивалентную нагрузку:

=  =  = 297.6 Н=  =  = 297.6 Н= 298 Н

Промежуточный вал

Силы, действующие в зацеплении передачи:

Ft1 = 560 H = 201.6 H= 525.2 H= 189 H

Определяем опорные реакции:

=  =  = -109.15 Н=  =  = -43.1 Н=  =  = 85.1 Н=  =  = 430.2 Н

Находим эквивалентную нагрузку:

=  =  = 117.35 Н=  =  = 438.53 Н= 439 Н

передача:

= 787.8 H= 283.6 H= 525.2 H= 189 H

Определяем опорные реакции:

=  =  = -215.26 Н=  =  = -77.53 Н=  =  = -57.77 Н=  =  = -17.06 Н

Находим эквивалентную нагрузку:

=  =  = 228.8 Н=  =  = 60.23 Н= 229 Н

передача:= 740 H= 266.4 H= 986.7 H= 355.2 H

Определяем опорные реакции:

=  =  = -93.72 Н=  =  = -33.74 Н=  =  = 340.42 Н=  =  = 122.54 Н

Находим эквивалентную нагрузку:

=  =  = 99.6 Н=  =  = 361.8 Н= 362 Н

Выбираем наибольшую эквивалентную нагрузку для промежуточного вала, равную 439 Н.

Шпиндельный вал

Силы, действующие в зацеплении передачи:

передача:

= 525.2 H= 189 H= 787.8 H= 283.6 H

Определяем опорные реакции:

=  =  = -261.54 Н=  =  = -94.1 Н=  =  = 524.15 Н=  =  = 188.7 Н

Находим эквивалентную нагрузку:

=  =  = 278 Н=  =  = 557 Н= 557 Н

передача:

= 986.7 H= 355.2 H= 740 H= 266.4 H

Определяем опорные реакции:

=  =  = -636.42 Н=  =  = -229.1 Н=  =  = 389.72 Н=  =  = 143.5 Н

Находим эквивалентную нагрузку:

=  =  = 676 Н=  =  = 415 Н= 676 Н

Выбираем наибольшую эквивалентную нагрузку для шпиндельного вала, равную 676 Н.

5.2 Расчёт шпинделя на жёсткость

Расчёт прогиба консольной части шпинделя:

Y =

E = 2.2*105, l = 345 мм, а = 120 мм, d = 25 мм, D = 50 мм= 0.05(D4-d4) = 0.05(6250000-390625) = 292968.75 мм4

С = 1/200 = 0.005

Ршп = Ft = 266.4 H

Px = 0.3*Pz = 269 H=  = 896.3 H

Y = [269*14400(345+120)-0.5*266.4*120*0.005(1- ] = 5.17*10-12[1801224000-0.00115820064] = 2.61*10-6 < 0.001

Прогиб не превышает допустимого значения, равного 0.001.

Расчёт угла наклона оси передней опоры шпинделя:

Θ =  = 0.0005 < 0.001

Угол наклона не превышает допустимого значения, равного 0.001.

Расчёт угла закручивания шпинделя:

φ =  =  = 2.61*10-6 < 0.001

σ = 8*106 - модуль упругости материала шпинделя,

= 0.1(D4-d4) = 585937.5 мм4

ω = 400 об/мин.

Угол закручивания не превышает допустимого значения, равного 0.001.

Схема 5.2.1 - Схема нагружения шпинделя

Расчётные воздействия не превышают допустимых - шпиндель сконструирован верно.

6. Подбор подшипников

Быстроходный вал:

Диаметр вала под подшипник 25 мм.

Re = 298 H

Cpac = Re*

где Ln=12000 час= 298* = 298*8.96 = 2670 Н

По справочнику выбираем подшипники радиальные шариковые 180505 ГОСТ 8882-75.= 25 мм, D = 52 мм, B = 18 мм, С = 14000

Промежуточный вал:

Диаметр вала под подшипник 25 мм.

= 439 H= 439* = 439*8.31 = 3648 Н

По справочнику выбираем подшипники радиальные шариковые 180505 ГОСТ 8882-75.= 25 мм, D = 52 мм, B = 18 мм, С = 14000

Шпиндельный вал:

Диаметр вала под подшипник 50 мм.

= 676 H= 676* = 676*6.6 = 4461 Н

По справочнику выбираем подшипники роликовые конические однорядные 2007110А ГОСТ 27365-87.

= 50 мм, D = 80 мм, B = 20 мм, С = 33600.

7. Выбор и расчёт шпоночных соединений

Шпонки выбираем по ГОСТ 23660-78.

Шпонки подбирают в зависимости от диаметра вала и проверяют на прочность по напряжению смятия:

σсм =

[σ]см = 100 МПа

= длина шпонки.

Быстроходный вал:

Шпонка для передачи крутящего момента от 1-го вала коробки скоростей к z1.

d=30, b=28, h=16, l=180, t1=10, t2=6.4= l-b = 180-8 = 152 мм

σсм =  = 2.94 МПа

Промежуточный вал:=30, b=28, h=16, l=116, t1=10, t2=6.4= l-b = 116-28 = 88 мм

σсм =  = 5.96 МПа

Шпиндельный вал:

Шпонки для передачи крутящего момента от зубчатых колес z3 и z5 к шпиндельному валу.

d=50, b=16, h=10,l=40, t1=6, t2=4.3= l-b = 40-16 = 24 мм

σсм =  = 37 МПа

Все шпонки прошли условия на смятие.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В результате проделанной работы был произведён расчёт автоматической коробки скоростей станка модели ИР500ПМФ4, выбор и расчёт параметров отдельных её элементов: зубчатых передач, подшипников качения, служащих опорами валов и зубчатых колёс.

Были разработаны кинематическая схема и чертёж коробки скоростей с указанием его основных элементов, а также деталировка разработанных деталей.

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИЧТОЧНИКОВ

1 Методические указания по выполнению курсовой работы по дисциплине «Механика управляемых машин». Метод. указания / ДГТУ, Ростов-на-Дону, 2004, 23 с. Составители: ст.преп. В.А. Череватенко, доц. к.т.н. Д.А. Носенков;

В.И. Гузеев, В.А. Батуев, И.В. Сурков, «Режимы резания для токарных и сверлильно-фрезерно-расточных станков с числовым программным управлением», Москва «Машиностроение» 2005;

Л.В. Курбаз, А.Г. Скойбеда, «Детали машин проектирования». Справочное учебно-методическое пособие, Москва: Высшая школа, 2005.- 309 с.