модернизация круглопильного станка модели ц2д-7а

Принимаем электродвигательP=3 кВт,4A100S4У3=1500 мин -1Определяем общее передаточное число привода и производим разбивку по ступеням с учетом рекомендаций; [2, c. 8]где nдв - частота вращения электродвигателя, мин -1;nб - частота вращения барабана, мин -1;Принимаем U1 = 4 - передаточное число закрытой зубчатой передачи; - передаточное число цепной передачи;Определяем угловые скорости и частоты вращения на валах привода:nдв.=1500 мин -1 ;nI = nдв = 1500 мин -1 ; [1, c.291] мин -1 ;[1, c.291] мин -1 ;[1, c.291]c -1 ;[1, c.290] c -1 ; [1, c.291] c -1 ; [1, c.291] c -1 ; [1, c.291]Определяем требуемую мощность на валах привода:P=3 кВт;Вт; [1, c.290]Вт; [1, c.290]Вт; [1, c.290]Определяем вращающие моменты на валах привода:[1, c.291][1, c.291][1, c.291][1, c.291]Расчет цилиндрической передачи.Выбираем материал по средним механическим характеристикам: для шестерни сталь 45, термообработка - улучшение, твердость НВ=230- для колеса сталь 45, термообработка - улучшение, НВ=200 [1, с. 34, табл. 3.3]Определяем допускаемое контактное напряжение: [1, c. 33, ф. 3.9]где КHL = 1 - коэффициент долговечности[SH] = 1,15 – коэффициент безопасностиПринимаем допускаемое напряжение по колесу: МПаПринимаем коэффициент ширины венца:Определяем коэффициент нагрузки KHβ:Не смотря на симметричное расположение колес, коэффициент KHβ примем выше рекомендуемого, так как со стороны цепной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев.KHβ = 1,25 [1, c. 32, табл. 3.1]Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев: [1, c. 32, ф. 3.7] ммПринимаем ближайшее стандартное значениеммОпределяем нормальный модуль зацепления: ммПринимаем мм Принимаем предварительный угол наклона зубьевβ = 10ºОпределяем числа зубьев шестерни и колеса [1, с. 36-37]Принимаем Z1 = 28, тогда Уточняем значение угла наклона зубьевβ = 13º50′Определяем основные размеры шестерни и колеса- делительные диаметры; [1, c. 37, ф. 3.17]ммммПроверка: мм- диаметры вершин зубьевмммм-ширина колеса:мм-ширина шестерни:мм-коэффициент ширины шестерни по диаметру:-окружная скорость колес:м/сПри такой скорости принимаем 8-ую степень точностиОпределяем коэффициент нагрузки[1, c. 39]При , твердости НВ<350: KHβ = 1,15 [1, c. 39, табл. 3.5]KHα = 1,09 [1, c. 39, табл. 3.4]При скорости <м/с, для косозубых колес коэффициент KHν = 1,0 [1, c. 40, табл. 3.6]Проверяем контактное напряжение[1, c. 38, ф. 3.19] МПа МПа (± 5%) Определяем силы действующие в зацепленииОкружная [1, c. 51] H Радиальная[1, c. 158, ф. 8.3] H3.13.3 Осевая[1, c. 158, ф. 8.4] HПроверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба[1, c. 46, ф. 3.25]где YF - коэффициент учитывающий форму зуба и зависит от эквивалентного числа зубьевдля шестерни для колеса YF1 = 3,80 и YF2 = 3,61Определяем коэффициенты Yβ и KFα Определяем коэффициент нагрузки[1, c. 42]где KFβ = 1,07 и KFν = 1,1[1, c. 43, табл. 3.7, 3.8] МПаОпределяем допускаемое напряжение[1, c. 43, ф. 3.24]HB- для шестерни МПа- для колеса МпаОпределяем коэффициент безопасности[1, c. 43]где [1, c. 44, табл. 3.9] - для поковок и штамповокОпределяем допускаемые напряжения- для шестерни МПа- для колеса МПаНаходим отношения - для шестерни МПа- для колеса МПаДальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.Проверяем прочность зуба колесаσF = 91 МПа ≤ [σF] = 206 МПаУсловие прочности выполнено. Расчет цепной передачи Выбираем вращающий момент на ведущей звездочкеМПаОпределяем число зубьев - на ведущей звездочке: [1, c. 148]-на ведомой звездочке: Принимаем и Определяем расчетный коэффициент нагрузки[1, с. 149]где - динамический коэффициентkа = 1; kн = 1,25; kр = 1,25; kсм = 1,4; kп = 1.Определяем шаг однорядной цепи[1, c. 149, ф. 7.38]ммПринимаем по таблице 7.15 цепь ПР-19,05-31,8t=19,05 мм; Q=31,8; q=1,9 кг/м; AОП=105,8 мм2.Определяем скорость цепи[1, c. 149]м/сОпределяем окружное усилие цепи[1, c. 153]HПроверяем давление в шарнире[1, c. 150, ф. 7.39]МПа Уточняем допускаемое давлениеМПа [1, c. 150, табл. 7.18]Условие p≤[p] выполненоОпределяем усилие в цепи:- от провисания [1, c. 154]kf=1 – при вертикальном расположении цепиq=1,9 кг/м; aц=(30÷50)t=(30÷50)*19,05=762мм=0,762м [1, c. 148]Н- от центробежных сил [1, c. 154]НОпределяем расчетную нагрузку на валыНПроверяем коэффициент запаса прочности цепи[1, c. 151, ф. 7.40]Нормативный коэффициент [s] по табл. 7.19[s]=8,4Условие s≥[s] выполнено.Определяем основные размеры ведущей звездочки[1, c. 148, ф. 7.34][1, c. 148, ф. 7.35]где d1=11,91мм – диаметр ролика цепи (см. табл. 7.15)ммОпределяем основные размеры ступицы звездочкиммммПринимаем ммОпределяем толщину диска звездочкигде - расстояние между пластинами внутреннего звена (см. табл. 7.15)ммАналогично определяем размеры ведомой звездочки.3.5 Подбор подшипников Принимаем для ведущего вала подшипников средней серии табл. П6 [1]Принимаем подшипники радиально-упорные однорядные по ГОСТ 831-75. Тип подшипников 36306.Основные параметры: D=62 мм; B=17 мм; C=21,6 кН; C0=15,9кН.Проводим расчет опорных реакций и изгибающих моментовГоризонтальная плоскостьТак как окружная сила F действует на одинаковом расстоянии от опор, то опорные реакции будут равны: HПроверка: Вертикальная плоскость Н Н НПроверка: Находим моменты для построения эпюрГоризонтальная плоскостьМАлев=0МСлев=НА*41,5=525,5*41,5=21808,25 Н*ммМВпр=0МСпр=НВ*41,5=525,5*41,5=21808,25 Н*мм6.3.2 Вертикальная плоскостьМАлев=0МСлев=-VА*41,5=-142*41,5=-5893 H*ммМСлев=-VА*41,5-m=-142*41,5-4536=-10429 Н*ммМВпр=0МСпр=-VВ*41,5=-252*41,5=-10458 H*ммПроверяем подшипники на долговечностьОпределяем суммарные реакции опор FVHHОпределяем эквивалентную нагрузку FЭ[1, c. 212, ф. 9.3]где -радиальная нагрузка, Н- осевая нагрузка, Н-коэффициент, учитывающий вращение колес- коэффициент безопасности[1, c. 214, табл. 9.19]- температурный коэффициент[1, c. 214, табл. 9.20]Отношение [1, c. 212, табл. 9.18]Отношение X=0,45; Y=1,81 HОпределяем расчетную долговечность[1, c. 211, ф. 9.1] млн. об.[1, c. 211, ф. 9.2] ч Вертикальная плоскостьРисунок 5 – Эпюры ведущего валаПринимаем для ведомого вала подшипников легкой серии табл. П6 [1]Принимаем подшипники радиально-упорные однорядные по ГОСТ 831-75. Тип подшипников 36207.Основные параметры: D=72 мм; B=17 мм; C=30,8 кН; C0=17,8кН.Проводим расчет опорных реакций и изгибающих моментовГоризонтальная плоскость Н НПроверка: Вертикальная плоскость Н Н НПроверка: Находим моменты для построения эпюрГоризонтальная плоскостьМАлев=0МДлев=НА*41,5=525,5*41,5=21808,25 Н*ммМВлев=НА*83-Ft*41,5=525,5*83-1051*41,5=0МСпр=0МBпр=0Вертикальная плоскостьМАлев=0МДлев=VА*41,5=340*41,5=14110 H*ммМДлев=VА*41,5+m=340*41,5+18144=32254 Н*ммМВлев=VА*83+m+Fr*41,5=340*83+18144+394*41,5=62715 Н*ммМСпр=0МBпр=Fц*65,5=957*65,5=62683,5 Н*ммПроверяем подшипники на долговечностьОпределяем суммарные реакции опор FVHHОпределяем эквивалентную нагрузку FЭ[1, c. 212, ф. 9.3]где -радиальная нагрузка, Н- осевая нагрузка, Н-коэффициент, учитывающий вращение колес- коэффициент безопасности[1, c. 214, табл. 9.19]- температурный коэффициент[1, c. 214, табл. 9.20]Отношение [1, c. 212, табл. 9.18]Отношение X=1; Y=0 HОпределяем расчетную долговечность[1, c. 211, ф. 9.1] млн. об.[1, c. 211, ф. 9.2] чГоризонтальная плоскость Вертикальная плоскостьРисунок 5 – Эпюры ведомый вала3.6 Разработка механизма подачи материалаРис. 3.3.1 Схема подачи материала  Механизм подачи бревна состоит из двух приводных вальцов. Привод осуществлен через ременную передачу и редуктор и электродвигатель. Кинематическая схема станка с приставкойЛиния состоит из механизма приставки для создания плоскости с механизмом подачи, станка Ц2Д-7А. Вспомогательного стола, и вытяжки.Стол вспомогательный оборудован приводом, который состоит из двигателя , ременной передачи, роликов и цепной передачи, которая передает вращение от ведущего ролика на все остальныеВ механизм подачи с двигателя вращение передается через муфту и конический редуктор и ременную передачу на валик, валик соединен с остальными валиками, на которых установлен материал и движется в зону резки приставки.В приставке движение пилы передается аналогично, материал закреплен сверху с помощью направляющего роликом.Далее материал направляется в зону резка станка Ц2Д-7А, Движение подающего ролика и пилы аналогично.Рис.3.4.1 Кинематическая схема станка с приставкой Выводы.Целью данного проекта является модернизация круглопильного станка Ц2Д-7А, в ходе работы были спроектированы и сконструированы: - приставка к станку, подающий механизм, механизм резания. Повышена производительность и улучшено качество выпускаемых пиломатериалов. В ходе работы закреплены знания и навыки, полученные в ходе обучения.Литература.Ф.М. Манжос. Дереворежущие станки. М., Машиностроение 1980 г. 230с.А.Э. Грубе, В.И. Санев. Основы теории и расчета деревообрабатывающих станков, машин и автоматических линий.Лениздат., 1991 г 342 с.А.Л. Бершадский, Н.И. Цветков. Резание древесины. Киев, Высшая школа, 158 с.П.С. Афанасьев. Конструкции деревообрабатывающих станков.М., Машиностроение 1970 г 320 с.М.Д. Бавельский. Гидропневмоавтоматика деревообрабатывающего оборудования.М., Машиностроение 1986 гВ.В. Амалицкий, В.В. Амалицкий. Оборудование отрасли.М., Машиностроение 1979 гКузнецов. Атлас конструкций деревообрабатывающего оборудования.М., Машиностроение 1988 гЗотов. Подготовка и эксплуатация дереворежущего инструмента.М., Машиностроение 1990 гН.В. Маковский. Теория и конструкции деревообрабатывающих машин.М., Машиностроение 1983 г 360 с.http://pereosnastka.ru/articles/obreznye-stanki