Расчет и проектирования узлов агрегатного сверлильного станка

Для предохранения  направляющих силовой головки от попадания на трущиеся поверхности грязи и твердых частиц на корпусе головки установлены четыре скребка. В корпусе скребка свободно перемешаются резина и войлок, расположенные в специальных обоймах и поджимаемые пружинами к направляющей плите. Скребок крепится винтами к корпусу головки. В силовых головках вертикального исполнения детали скребка располагаются в корпусе серьги грузовой цепи.

1.2.Расчет силовой головки

         Силовую головку проектируем для сверления отверстия диаметром d=8,5мм и глубиной L=28мм

Определим режимы обработки и усилия резания       

 Скорость  резания определим по формуле:

                          ; где

С_v=9,8; D=8,5; q=0,4; y=0,5; m=0,2; T=25; K_V=0,9; S=0,2.

 Отсюда

                         мм/мин.

Зная скорость резания найдём частоту вращения по формуле:

                          n= = об/мин.

Дальше определим  осевую силу и крутящий момент по формулам:

                         ; где

С_P=68; q=1; y=0,7; K_P=1,03.

                        ; где

С_м=0,0345; q=2; y=0,8;K_M=1.

Отсюда

                        Н.

                        Н/мм. 

1.3.Кинематический расчёт силовой головки 

Произведём расчёт эффективной мощности резания по формуле:

                           КВт.

Для определения  мощности электродвигателя необходимо знать КПД цепи главного движения. Принимаем его в пределах 0,7…0,85. h = 0,8

       

                                                  ,

                                            кВт.

    Принимаем электродвигатель с фланцевым креплением модели 4А80В4У3 мощностью N_д=1,5 кВт, синхронная частота вращения n=1415об/мин., масса 56,8 кг. 

    Основные  геометрические параметры:

    d= 22мм;

    d2= 200мм;

    d3= 130 мм;

    d4= 12 мм;

    d5= 165 мм;

    h2= 138 мм;

    l1= 50 мм;

    l4= 10 мм;

    L= 320 мм;

    n= 4 шт.

    

    Рисунок 1.5 Электродвигатель

         Определяем мощность на первом валу:

,

где - мощность электродвигателя;

- КПД подшипников качения;

      

Определяем мощность на втором валу:

,

где - КПД прямозубой зубчатой передачи,

     Зная  входную и выходную частоту вращения определим число зубьев зубчатой пары силовой головки:

     

. 
 

    Произведём  расчёт модуля зубчатых колёс:

    

    

         где σ_изг и σ_пов – допускаемые напряжения на изгиб и по усталости поверхностных слоев, Н/см². σ_изг=240 Н/см², σ_пов=880 Н/см².

    N – мощность на валу рассчитываемой шестерни, кВт

    n – число оборотов расщитуемой  шестерни, об/мин.

    у – коэффициент формы зуба (при  z=20-60 у=0,243-0,268);

    z – число зубьев шестерни

    i - передаточное число (принимается i≥1, т. е. для замедляющих передач берется величина обратная передаточному отношению).

    ψ – коэффициент ширины зубчатого колеса.

    ψ=

           где b – ширина шестерни, мм

          Принимаем ψ=6.

           k – коэффициент нагрузки который учитывает изменение нагрузки по сравнению с номинальной от действия различных факторов; k=1.

Для передачи I – II модуль из условия обеспечения изгибной прочности:

     мм

           Из условия обеспечения усталостной  прочности поверхностных слоев:

     мм

    Принимаем m = 1,5 мм 

    1.4.Определение параметров зубчатых колёс.

            К основным параметрам зубчатых  колес относятся модуль, межосевое  расстояние, ширина зубчатых колес,  диаметр делительной окружности, диаметр вершин зубьев и диаметр  впадин зубьев.

          Межосевое расстояние для расчитуемой  передачи определяется по формуле:

    a_W=

    a_W=

мм

          Диаметр делительной окружности  зубчатых колес определяется  по формуле:

    d_wi=mZ_i

    d_w1=1,5∙30=45мм

    d_w2=1,5∙50=75мм

          Диметр вершин зубьев :

    d_ai= d_wi+2m

    d_a1=45+2∙1,5=48мм

    d_a2=75+2∙1,5=78мм

          Диаметр впадин зубьев:

    d_fi= d_wi-2.5m

    d_f1=45-2,5∙1,5=41мм

    d_f2=75-2,5∙1,5=71мм

          Зная коэффициент ширины зубчатого  колеса ψ=6, определим ширину зубчатого  колеса:

    b_i= ψ∙m_i

    b₁=6∙1,5=9мм.

          Определяем параметры валов:

Зная  частоты вращения всех валов и  мощности на них определяем крутящие моменты на валах.

    М_кр=

            Где N – мощность на расчитуемом валу, кВт;

             n – частота вращения расчитуемого вала, об/мин.

    М_крI=

Н∙м

    М_крII=

Н∙м

            Диаметры валов определяем по  формуле:

    d=

            где [τ_к] – допускаемое касательное напряжение материала вала, МПа.

           Для материала вала (принимаем  сталь 45) для которой [τ_к] =20 МПа.

           Расчетный диаметр первого вала:

    d_I= мм

           

            Расчетный диаметр второго вала:

    d₂= мм 

            Принимаем следующие диаметры  валов: d_I=20мм, d_II=30мм.  

1.5.Уточненный расчет вала:

     Уточненный расчет выполняем для второго вала так как он является наиболее нагруженным, на втором валу наибольшее значение крутящего момента.

            Для проверочного расчета строим  эпюру нагружения этого вала.

          Определим силы действующие в  зубчатом зацеплении.

           Определяем окружную силу в  зацеплении по формуле:

    F_t=

         Определяем радиальную силу: 

    F_r=F_ttgα, 

        где α – угол профиля зубьев. α=20⁰

    F_r=405∙tg20⁰=147 H 

           Рассмотрим данную расчетную  схему вала в двух плоскостях: горизонтальной и вертикальной, в которых действуют радиальная и окружная силы. 

    

      Рисунок 1.6- Расчетная схема вала.

                 

      В вертикальной плоскости:

      

      

      

      В горизонтальной плоскости:

      

      Максимальные  реакции в опорах (наихудший вариант):

      

      Проверяем жесткость вала:

       , где

      d – средний диаметр вала = 30.

      Прогиб  в вертикальной плоскости:

      

      Прогиб  в горизонтальной плоскости:

      

      Суммарный максимальный возможный прогиб:

      

      Учитывая, что допускаемый прогиб

      

мм, где

      δ – допуск на размер = 0,015мм (см. чертеж);

      можно сделать вывод, что вал по своим прочности и жесткости позволяет делать отверстия. 

    1.6.Выбор элементов передающих крутящий момент 

            К элементам передающим крутящий  момент относят детали в соединениях зубчатых колес с валами, передающие крутящий момент.

           В качестве сединительных элементов  в соединении зубчатых колес  с валами принимаем шпоночные  соединения.

         Параметры шпонок и шлицев, установленных  на валах, имеют следующие значения: 

    На  первом валу:

    bxhxl=6x6x14мм, t₁=3,5мм.

    На  втором валу:

    bxhxl=8x7x18мм, t₁=4мм.

           Шпонки подлежат проверке на смятие, которая проводится по формуле:

    s_см = £ [s_см]

    где М_кр –крутящий момент на валу, принимается согласно таблицы 1.2;

          d – диаметр вала;

          h – высота шпонки;

          l_р – рабочая длина шпонки;

          [s_см] – допускаемые напряжения смятия для материала шпонки, для стали