Разработка агрегатного станка для обработки вала стабилизатора

Тип работы:
Дипломная
Предмет:
Производство и технологии


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

Введение

Современные металлорежущие станки — это весьма развитые машины, включающие большое число механизмов и использующие механические, электрические, гидравлические и другие методы осуществления движений и управления циклом.

Выполнение дипломного проекта — завершающий этап обучения студента в ВУЗе, позволяющий проверить умение студента применять полученные знания к решению инженерных задач, связанных с проектированием металлорежущих станков, автоматических линий, роботизированных участков и комплексов, инструментов и разработкой прогрессивных технологических процессов с использованием ЭВМ.

Основными задачами дипломного проектирования является проверка знаний общетехнических и специальных дисциплин, предусмотренных учебным планом, способности студента использовать полученные знания для решения практических задач, связанных с разработкой прогрессивных конструкций режущих инструментов и технологических процессов их изготовления, основанных на современных достижениях отечественной и зарубежной науки и техники; конструирование станочных и контрольных приспособлений, средств механизации и автоматизации; проведение научно-исследовательских работ и использованию их результатов в производстве; использование ЭВМ при проектировании конструкций и разработке технологических процессов.

1. Конструкторская часть

1.1 Обзор существующих конструкций широкоуниверсальных фрезерных станков отечественного и зарубежного производства

Обзор существующих конструкций фрезерных станков начнем с Дмитровского завода фрезерных станков.

Широкоуниверсальный консольно-фрезерный станок МОД. 6К81Ш и 6К82Ш

Предназначены для выполнения всех видов фрезерных работ, сверления, зенкерования и растачивания отверстий на деталях из черных и цветных металлов, их сплавов и пластмасс в условиях единичного, мелкосерийного и серийного производства. Наличие, наряду с горизонтальным, вертикального поворотного шпинделя, имеющего возможность установки под различными углами в двух взаимно перпендикулярных плоскостях, механизма зажима инструмента и ряда дополнительных приспособлений и принадлежностей позволяет существенно расширить технологические возможности станков.

Дополнительно поставляемые приспособления

1. Тиски станочные.

2. Стол поворотный круглый.

3. Накладная фрезерная головка.

4. Накладная долбёжная головка

Рисунок 2.1 Широкоуниверсальный консольно-фрезерный станок МОД. 6К81Ш

Широкоуниверсальный консольно-фрезерный станок мод. 6М81Ш-1 и 6М82Ш-1

Предназначены для выполнения всех видов фрезерных работ, сверления, зенкерования и растачивания отверстий на деталях из черных и цветных металлов, их сплавов и пластмасс в единичном, мелкосерийном и серийном производстве. Возможность обработки деталей в автоматическом цикле, наличие, наряду с горизонтальным. вертикального поворотного шпинделя, имеющего возможность установки под различными углами в двух взаимно перпендикулярных плоскостях, механизма зажима инструмента и ряда дополнительных приспособлений и принадлежностей позволяет существенно расширить технологические возможности станков.

Таблица 2.2 Широкоуниверсальный консольно-фрезерный станок мод. 6М81Ш-1 и 6М82Ш-1

Дополнительно поставляемые приспособления

1. Тиски станочные.

2. Стол поворотный круглый.

3. Накладная фрезерная головка

4. Накладная долбёжная головка

Рисунок 2.2 Широкоуниверсальный консольно-фрезерный станок мод. 6М81Ш-1 и 6М82Ш-1

Оборудование из Литвы

Станки фрезерные широкоуниверсальные.

67К25ПР — станок с ручным управлением и отсчетом по лимбам.

67К25ПФ1 — станок с ручным управлением и цифровой индикацией.

67К25ПФ2 — станок с системой позиционного ЧПУ и предназначен для обработки деталей по трем координатам.

67К25ПФЗ — станок с системой контурного ЧПУ «Не1аеппа1п» предназначен для обработки деталей любой конфигурации с одновременным перемещением по трем координатам. Оснащен автоматической коробкой передач.

Рисунок 2.3 Станки фрезерные широкоуниверсальные 67К25ПР, 67К25ПФ1

Оборудование из Болгарии

Станки фрезерные широкоуниверсальные FUV251M, FPU251M

Рисунок 2.4 Станки фрезерные широкоуниверсальные FUV251M, FPU251M

Фрезерные станки компонуются из унифицированных сборочных единиц, основными из которых являются: базовые корпусные узлы — станины, стойки, кронштейны; узлы главного движения и подачи — силовые головки, силовые столы, фрезерные, расточные, сверлильные бабки и другие устройства для перемещения обрабатываемых деталей — поворотные и прямолинейные делительные столы, транспортеры, манипуляторы. Кроме того, в конструкции фрезерных станков и автоматических линий входит группа специальных узлов, которые проектируются применительно к каждому станку, однако содержат значительную долю унифицированных элементов — отдельных подузлов, механизмов и деталей. К специальным узлам относятся зажимные приспособления с кондукторными плитами, многошпиндельные коробки, инструментальная оснастка, электро- и гидрооборудование, узлы смазки, охлаждение режущего инструмента и другие.

Серийный выпуск основных унифицированных сборочных единиц налажен на специализированных заводах по нормали машиностроения. В Республике Беларусь и ближнем зарубежье.

Оборудование из Республики Беларусь

Оршанский станкозавод «Красный борец» выпускает плоскошлифовальные и фрезерные станки различных моделей и их модификаций уже более 40-ка лет. Его известность шагнула далеко за пределы Беларуси. Станки, выпускаемые заводом, работают на всех континентах, практически во всех индустриально развитых странах.

Сегодня в масштабе Содружества Независимых Государств и республиканском производстве станкостроительный завод «Красный борец» является крупным изготовителем прецизионных оборудования. Завод располагает достаточной производственной базой для выпуска высококачественного прецизионного оборудования, отвечающего требованиям мирового рынка. Постоянное повышение технического уровня продукции, внедрение прогрессивных технологических процессов, обеспечивающих точность и долговечность работы станков, у потребителей стали надежным залогом успехов заводского коллектива. Продукция завода получила признание и высокую оценку на многих международных выставках, и соответствует европейским требованиям СЕ. Станки завода с 1961 г. поставляются на экспорт и работают в более чем 100 странах мира. Основными зарубежными торговыми партнерами завода являются: организации и фирмы Германии, Испании, Австралии, Франции, Норвегии, Египта, Италии, Турции, Финляндии, Чехии, Великобритании, США, Канады, Ирана, стран Балтии, Российской Федерации и другие.

Оршанский станкозавод «Красный борец» также освоил и серийно выпускает фрезерные станки и пресса различных моделей.

В 2000 году завод первым из станкостроительных предприятий Республики Беларусь успешно прошел аттестацию на соответствие станочного и кузнечно-прессового производства международному стандарту ISO-9001−96.

В настоящее время завод имеет сертификаты на соответствие станочного и кузнечно-прессового производства международным стандартам ISO-9001−2000 и ISO-9001−2001. Качество — ключ к успеху и конкурентоспособности — таков девиз завода.

Продукция Оршанского станкозавод «Красный борец» принимает активное участие в большинстве специализированных и международных выставках связанных с машиностроением и металлообработкой, где специалистами завода выявляется спрос на продукцию завода её конкурентоспособность, определяются дополнительные рынки сбыта, заключаются договора на продажу продукции завода проявившим интерес фирмам (потребителям).

Рисунок 1. Широкоуниверсальный консольно-фрезерный станок Орша-Ф32Ш.

1.2 Описание базовой модели станка, принципа работы

Широкоуниверсальный фрезерный станок Ф32Ш повышенного класса точности спроектированный и изготовленный на высоком техническом уровне.

Широкоуниверсальный фрезерный станок соответствует основным требованиям безопасности следующих Директив Европейского Нового Глобального Подхода: 98/37/EC, 73/23/EEC, 89/336/EEC, стандартам EN 13 128: 2001, EN 60 204−1: 1997, а также ГОСТ 12.2. 009−99, ГОСТ 7599–82, ГОСТ МЭК 60 204−1-2002.

Показатели надёжности и долговечности данного оборудования могут быть обеспечены только при условии выполнения правил транспортирования, хранения, монтажа, эксплуатации, технического обслуживания и ремонта, которые изложены в руководстве по эксплуатации.

Назначение: Станок предназначен для выполнения разного вида фрезерных работ на деталях из чугуна, стали или других металлических и неметаллических материалов цилиндрическими, торцевыми, концевыми, фасонными и другими фрезами с охлаждением или без охлаждения в условиях единичного, мелкосерийного и серийного производств.

1.3 Описание сборочных единиц станка

1.3.1 Станина

Станина представляет собой отливку коробчатой формы в расточках которой располагаются валы коробки скоростей привода горизонтального фрезерного шпинделя и сам горизонтальный шпиндель.

На передней стенке станины выполнены вертикальные прямоугольные направляющие перемещения консоли, а сверху — направляющие типа «ласточкин хвост» базирования и переустановки хобота (ползуна).

На правой стенке станины крепится электрошкаф, на левой — механизм переключения скоростей вращения горизонтального шпинделя, сзади — привод горизонтального шпинделя.

1.3.2 Основание

Основание представляет чугунную отливку и служит опорой станка. К верхней поверхности основания жёстко закреплена станина и опора вертикального винта. Внутренняя полость основания служит ванной для охлаждающей жидкости.

1.3.3 Хобот (Ползун)

Хобот и ползун представляют собой чугунную балку коробчатой формы, которая на направляющих типа «ласточкин хвост» может переустанавливаться по верхней плоскости станины.

Переустановка хобота или ползуна осуществляется реечной передачей, вал которой с шестерней смонтирован в расточке станины.

В передней части ползуна на конусных втулках установлена ось поворота широко универсальной фрезерной головки, которая может поворачиваться в двух плоскостях. Поворот осуществляется с помощью червячной передачи.

1.3.4 Механизм переключения

Механизм устанавливается на левой стенке станины и представляет собой чугунный корпус, в котором смонтированы две скалки с закрепленными вилками переключения зубчатых колес коробки скоростей. Переключение осуществляется поворотом двух рукояток, каждая из которых имеет два фиксированных положения, определяющих три ступени передач коробки скоростей привода горизонтального шпинделя.

Перед переключением рукоятки должны быть расфиксированы нажатием в направлении стенки станины, после чего рукоятки можно поворачивать во второе фиксированное положение.

Переключение каждой рукоятки может осуществляться только при условии, когда вторая рукоятка занимает вертикальное положение — таким образом выполнена блокировка, исключающая одновременное включение двух ступеней коробки скоростей.

1.3.5 Суппорт

Литой корпус суппорта несет сверху направляющие типа «ласточкин хвост» продольного перемещения стола, снизу — две П-образные направляющие поперечных перемещений суппорта. Справа снизу закреплен кронштейн, к которому крепятся гайки поперечной винтовой пары. Снизу суппорта, в опорах качения, размещена удлиненная шестерня, постоянно находящаяся в зацеплении, при поперечных перемещениях суппорта с выходным зубчатым колесом механизма продольных перемещений в консоли.

Удлиненная шестерня через кинематическую цепь, размещенную в расточках суппорта, связана с коническим зубчатым колесом привода вращения винта продольных перемещений стола.

На верхних платиках суппорта закреплен корпус с двумя гайками продольного перемещения стола. Гайки кинематически связаны между собой механизмом автоматической выборки люфта в винтовой передаче продольного перемещения стола при попутном фрезеровании.

При встречном фрезеровании, когда усилие резания противоположно направлению перемещения стола, сила резания и осевое усилие винта направлены в одну сторону и воспринимаются одной из гаек, которая передает это усилие через буртик и упорный подшипник на корпус. Трение резьбы винта в этой гайке стремится провернуть ее так, чтобы реечный механизм провернул вторую гайку в направлении, освобождающем ее резьбу от осевого контакта с резьбой винта — выбор люфта здесь не нужен, и вторая гайка освобождает винт от дополнительного трения.

При попутном фрезеровании, когда усилие резания совпадает с направлением перемещения стола, трение в резьбе проворачивает гайку, воспринимающую осевое усилие резания от винта и передающую его через упорный подшипник на торец корпуса, в направлении, при котором вторая гайка проворачивается навстречу вращению винта, прижимаясь своим буртом через упорный подшипник к торцу корпуса, при этом вторая гайка проворачивается до тех пор, пока ее резьба не начнет контактировать с резьбой винта, таким образом резьбовая часть винта оказывается как бы «запертой» между резьбовыми частями двух гаек, что и обеспечивает безлюфтовую работу винтовой передачи при попутном фрезеровании.

Зазоры в направляющих стола и боковые зазоры в П-образных направляющих суппорта регулируются клиньями. Снизу суппорта имеются рычаги и винтовые упоры с рукоятками зажима суппорта на направляющих консоли.

1.3.6 Стол

Стол представляет собой чугунную отливку, на верхней базовой плоскости которой выполнены Т-образные пазы крепления обрабатываемых деталей, а снизу — направляющие продольного перемещения стола типа «ласточкин хвост».

На нижней плоскости между направляющими установлен на опорах качения винт продольного перемещения стола.

1.3.7 Шпиндель

Шпиндель монтируется в гильзе на коническом роликовом подшипнике — передняя опора и двух замкнутых радиально-упорных подшипниках — задняя опора, воспринимающих осевые усилия.

Гильза со шпинделем устанавливается в расточке станины, а хвостовик шпинделя при помощи шпонки связан с выходным валом коробки скоростей.

1.3.8 Консоль

Консоль является базовым узлом механизмов подач станка и представляет собой литой чугунный корпус, который перемещается по вертикальным направляющим станины. На верхней поверхности консоли расположены поперечные направляющие, по которым перемещается суппорт.

К передней поверхности консоли прикреплён корпус с электродвигателем привода подач. Передача крутящего момента от электродвигателя к редуктору подач осуществляется через ременную передачу.

Редуктор подач представляет собой двухступенчатый редуктор с двумя встроенными электромагнитными муфтами, переключение которых меняет передаточное отношение и скорости перемещений по всем трем координатам. На первом валу редуктора устанавливается предохранительная муфта.

От редуктора подач вращение посредством зубчатых колес передается на:

— винт поперечной подачи с установленной на нем электромагнитной муфтой поперечной подачи;

— средний вал с установленной на нем электромагнитной муфтой продольной подачи, передающей вращение посредством зубчатых колес на удлиненную шестерню суппорта и далее на винт продольных перемещений стола;

— левый вал с установленной на нем электромагнитной муфтой вертикальной подачи, передающий вращение на редуктор подъема.

Редуктор подъема представляет собой двухступенчатый редуктор с конической и цилиндрической зубчатыми передачами, передающими вращение на винт вертикальных перемещений.

Автоматическая продольная, поперечная и вертикальная подачи осуществляются поочередно при включении соответствующих электромагнитных муфт.

Для осуществления ручной подачи необходимо вставить рукоятку в отверстие соответствующего лимба. Далее нажать до упора рукоятку вместе с лимбом, после чего вращением рукоятки возможно осуществить ручную подачу по желаемому направлению.

1.3.9 Головка фрезерная широкоуниверсальная

Корпус головки базируется на торец поворотного сектора с Т-образными пазами.

В расточках корпуса головки размещены:

— пиноль со шпинделем, установленным на высокоточных радиально-упорных шарикоподшипниках (три подшипника в передней опоре и два — в задней);

— вал и шлицевая втулка зубчатых передач трехступенчатой коробки скоростей;

— винт осевого перемещения пиноли;

— опоры конической зубчатой передачи ручного привода перемещения пиноли;

— опоры зубчато-червячного редуктора ручного привода поворота головки в плоскости, перпендикулярной оси горизонтального шпинделя;

— механизм переключения скоростей трехступенчатой коробки.

Сверху корпуса, на плите устанавливается электродвигатель привода фрезерного шпинделя и механизм зажима инструмента.

Привод фрезерного шпинделя осуществляется от электродвигателя с частотным регулированием через поликлиновую ременную передачу и трехступенчатую коробку скоростей.

Снизу головки крепится фланец с торцевым кольцевым Т-образным пазом для крепления накладной поворотной горизонтальной фрезерной головки.

1.3. 10 Механизм подъема

Механизм подъема представляет собой стойку, закрепленную на основании, в верхней части которой закреплена гайка с винтом вертикальных перемещений.

Верхний конец винта закреплен в ступице зубчатого колеса редуктора подъема консоли.

1.3. 11 Механизм зажима инструмента

Механизм состоит из захвата, осуществляющего захват головки винта конусной оправки с инструментом. В захват ввинчена тяга, которая с помощью пакета тарельчатых пружин осуществляет зажим инструмента.

Разжим инструмента происходит подачей масла в гидроцилиндр.

Перемещаясь, поршень гидроцилиндра толкает тягу с захватом, выталкивая (не полностью) конусную оправку из конусного отверстия шпинделя.

Для съема конусной оправки с инструментом из фрезерного шпинделя ее необходимо развернуть на 90, до совпадения лысок винтов конусной оправки с пазами захвата, затем вытащить оправку из шпинделя.

Возврат поршня и, соответственно, захвата в исходное положение происходит под воздействием пружин, при этом в исходном положении поршня (положение зажима инструмента) срабатывает конечный выключатель, по разрешающей команде которого становится возможным включение вращения фрезерного шпинделя.

Важно помнить, что разжим инструмента из шпинделя широкоуниверсальной фрезерной головки, возможен только в крайнем верхнем положении пиноли.

1.4 Кинематическая часть станка

Схема кинематическая принципиальная.

Привод горизонтального шпинделя осуществляется от электродвигателя М1.

Частота вращения шпинделей меняется изменением передаточного отношения коробки скоростей (3 ступени) и бесступенчато, регулированием частоты тока (скорости вращения электродвигателя главного привода) — внутри каждой ступени.

Вращение от электродвигателя передается на вал I с помощью ременной передачи 1−2 и далее по одной из трех пар зубчатых колес 3−4, 5−6 или 7−8 к шпинделю, Передача 7−8 сообщает движение шпинделю по цепи 11−10, 9−4.

Привод подач, включающий цепи рабочих подач и ускоренного хода, осуществляется от электродвигателя М2. Редуктор подач обеспечивает две ступени рабочих пода стола с бесступенчатым регулированием рабочих подач в пределах каждой ступени по координатам X, Y, Z.

Электродвигатель М2 с помощью ременной передачи 35−36 вращает вал V редуктора подач, на котором установлены предохранительная механическая и электромагнитная муфты. При включении последней движение передается через зубчатую пару 38−45 шестерне 44. При выключенной электромагнитной муфте на валу VI движение шестерне 44 передается по цепи 42−41, 39−40, 38−45 — осуществляется уменьшение величины подач за счет увеличения передаточного отношения редуктора.

Для передачи движения по координатам X, У, Z в каждой цепи установлены электромагнитные муфты.

Включение муфты на валу VII сообщает валу вращение и далее по цепи 51−52−32, 31−30, 29−28−27,26−25, на ходовой винт 18. который через гайки 22 осуществляет перемещение стола по координате X. Выборка люфта в паре винт-гайка производится рейками 24 и колесом 23.

Перемещение стола по координате Z осуществляется при включенной муфте на валу VIII по цепи 46−47, 48−49 на ходовой винт 50.

Перемещение стола по координате Y осуществляется при включенной муфте на ходовом винте 53 (вал IX), через зубчатую пару 44−37 на ходовой винт 53.

При включении механического перемещения стола начало движения происходит с выдержкой времени 2с.

Привод шпинделя головки фрезерной широкоуниверсальной станка модели Орша-Ф32Ш осуществляется от электродвигателя М3.

Вращение от электродвигателя М3 через ременную передачу 72−73 и зубчатую пару 75−77 передается на вал II. При перемещении зубчатого колеса 77 до сцепления с шестерней 76, шпиндель получает вращение по цепи 75−74, 76−77, а при сцеплении зубчатого колеса 78 с шестерней 79 — по цепи 75−74, 79−78. Шпиндель головки накладной фрезерной горизонтальной получает вращение от шпинделя головки фрезерной широкоуниверсальной посредством зубчатых колес 100−99.

Двойной поворот головки фрезерной широкоуниверсальной относительно ползуна осуществляется в одной плоскости при помощи червяка 67 и сектора зубчатого колеса 68, в другой — при помощи червячной пары 83−84 и зубчатых колес 85−66,

Рисунок 1.1 — Схема кинематическая

1.5 Основные технические данные и характеристики

Рисунок1. 2- Общий вид широкоуниверсального фрезерного станка Ф32Ш.

Таблица 1.1 Техническая характеристика станка

Наименование параметра

Орша-Ф32Ш

30; 31;

42; 43

52; 53

2 Показатели назначения

2.1 Показатели заготовки, обрабатываемой на станке

2.1.1 Предельные размеры устанавливаемой заготовки, мм:

— длина

— ширина

— высота при работе:

1) горизонтальным шпинделем

2) вертикальным шпинделем

2.1.2 Предельные размеры обрабатываемых поверхностей, мм, не менее:

— длина (при обработке цилиндрической фрезой диаметром 30 мм)

— ширина при работе:

1) горизонтальным шпинделем

(при обработке цилиндрической фрезой высотой 30 мм)

2) вертикальным шпинделем (при обработке цилиндрической фрезой)

— высота при работе горизонтальным шпинделем (при обработке торцевой фрезой диаметром 100мм)

2.1.3 Наибольшая масса устанавливаемой заготовки (с учётом массы закрепляющих элементов), кг

2.2 Показатели инструмента, устанавливаемого на станке

2.2.1 Наибольший допустимый диаметр фрезы при черновой обработке, мм:

— горизонтальный шпиндель

— вертикальный шпиндель

2.3 Показатели рабочих и установочных перемещений

1200

360

500

450

800

280

310

500

300

160

100

1200

360

500

450

1000

280

310

500

300

160

100

2.3.1 Перемещение стола на одно деление лимба, мм:

— продольное, X

— поперечное, Y

— вертикальное, Z

2.3.2 Перемещение стола на один

оборот лимба, мм:

— продольное, X

— поперечное, Y

— вертикальное, Z

2.3.3 Перемещение гильзы вертикального шпинделя, мм:

— на одно деление лимба

— на один оборот лимба

2.3.4 Цена одного деления шкалы поворота головок, град

2.4 Показатели основных и вспомогательных движений

2.4.1 Количество ступеней частот

вращения шпинделя:

— горизонтального

— вертикального

2.4.2 Способ регулирования частот вращения шпинделя в пределах каждой ступени

2.4.3 Пределы частот вращения

шпинделя, мин?№:

— горизонтального

— вертикального

2.4.4 Количество ступеней рабочих подач стола

2.4.5 Способ регулирования рабочих подач стола в пределах каж-

дой ступени

0,05

0,05

0,02

5,0

6,0

1,2

0,025

2,5

1

3

3

бессту-

пенча-

тый

25 —

2000

71-

2240

2

бесступенчатый

0,05

0,05

0,02

5,0

6,0

1,2

0,025

2,5

1

3

3

бессту-

пенча-

тый

25 —

2000

71-

2240

2

бесступенчатый

2.4.6 Пределы рабочих подач стола в

направлениях, мм/мин:

— продольном и поперечном

(X, Y)

— вертикальном (Z)

2.4.7 Ускоренное перемещение стола в направлениях, мм/мин:

— продольном и поперечном

(X, Y)

— вертикальном (Z)

2.5 Показатели силовой характеристики

2.5.1 Наибольший крутящий момент на шпинделе, кНм, не менее

— горизонтальном

— вертикальном

2.6 Показатели габарита и массы

2.6.1 Габаритные размеры станка, мм:

— длина

— ширина

— высота

2.6.2 Масса станка, кг, для исполнений:

2.7 Показатели технического совершенства

2.7.1 Частотное регулирование приводов фрезерных шпинделей и меха-

низма подач

2.7.2 Централизованная система смазки от отдельной станции с дополнительной функцией гидроразжима инструмента

2.7.3 Возможность применения гидрофицированных устройств с приводом от станции смазки

25 —

1250

6−320

3000

800

1,0

0,21

2454

1890

2425

3500

имеется

имеется

имеется

25 —

1250

6−320

3000

800

1,0

0,21

2454

2095

2425

3521

имеется

имеется

имеется

2.7.4 Оснащённость станка дополни

тельными устройствами и приспособлениями:

— стол поворотный круглый с ручным и механизированным приводами

— тиски станочные

— универсальная делительная головка

2.7.5 Класс точности станка по

ГОСТ 8–82

3 Характеристика электрооборудования

3.1 Род тока питающей сети

3.2 Частота тока питающей сети, Гц

3.3 Напряжение тока питающей

сети, В

3.4 Род тока электропривода

3.5 Напряжение силовой цепи, В

3.6 Род тока цепей управления

3.7 Напряжение цепей управления, В:

— переменного тока

— постоянного тока

3.8 Род тока цепей сигнализации

3.9 Напряжение цепей сигнализации, В

3. 10 Род тока цепи освещения

3. 11 Напряжение цепи освещения, В

3. 12 Количество электродвигателей в

станке, шт

3. 13 Электродвигатель привода главного движения шпинделей (горизонтального/вертикального):

— мощность, кВт

— частота вращения, мин?№

по требованию

заказчика

то же

П

переменный трёхфазный

50

380

переменный трёхфазный

380

переменный,

постоянный

110

24

постоянный

24

переменный

24

5

7,5 / 4,0

1500 / 1500

3. 14 Электродвигатель привода подач:

— мощность, кВт

— частота вращения, мин?№

3. 15 Электродвигатель привода

станции смазки:

— мощность, кВт

— частота вращения, мин?№

3. 16 Электродвигатель привода системы охлаждения:

— мощность, кВт

— частота вращения, мин?№

3. 17 Суммарная мощность электродвигателей, кВт

4 Характеристика смазочной системы

4.1 Вид смазочного материала

4.2 Рабочее давление в режимах, МПа:

— циркуляционная смазка

— дозированная смазка

4.3 Объём бака, л

4.4 Производительность насоса, л/мин

5 Характеристика охлаждения

5.1 Объём бака, л

5.2 Производительность электрона-соса на высоте Н=2м, л/мин

2,2

1500

0,55

1500

0,25

3000

14,50

минеральные масла, консис-тентная смазка

0,2 — 0,4

1,0 — 1,5

28

3

24

22

2. Расчет режимов резания при фрезеровании

Задаемся условиями обработки:

Материал режущего инструмента

фреза торцовая

Обрабатываемый материал

чугун

Размер стола станка (длина х ширину), мм

1400×320

Глубина фрезерования

t = 5 мм

Ширина фрезерования

В = 128 мм

Число зубьев

z = 16

Подача на зуб

Sz = 0,15 мм/зуб

Наибольший диаметр фрезы

D=160

Наибольшая ширина фрезерования

(3)

По табл. 26[1] находим наибольшую глубину резания

По табл. 26[1] находим наименьшую глубину резания

По таблицам 2 и 3[1] выбираем наибольшую подачу на зуб

при и.

Наименьшая скорость резания при фрезеровании:

, (5)

м/мин,

Наибольшая главная составляющая силы резания, Н рассчитывается по формуле из /2/

где Ср- постоянный коэффициент;

t- глубина резания;

Sz- подача на зуб;

B- ширина фрезерования;

z- число зубьев фрезы;

D-диаметр фрезы;

n-частота вращения фрезы;

Kмр- поправочный коэффициент Kмр=1;

— показатели степеней;

;; ;;;

;; ;;;

Наибольший крутящий момент на шпинделе ,

,

Наибольшая мощность, потребляемая на резание, кВт

,

где — наибольшая главная составляющая силы резания, Н;

— наименьшая скорость резания, м/мин.

kВт

Мощность электродвигателя главного движения

,

где — коэффициент повторно-кратковременной перегрузки электродвигателя;

— приближенный КПД.

кВт

По рассчитанной мощности подбираем электродвигатель серии АИР132S4 n=1500 мин-1, N=7,5 кВт, исполнение по степени защиты IP44, способ охлаждения ICA0141.

3. Кинематические расчеты

3.1 Кинематический расчет коробки скоростей горизонтального шпинделя

Исходные данные:

Z=3; n min= 25 мин-1;

Строим график частот вращения

Таблица 2. Механика главного движения шпинделя

Номера на переключателе

Способ

регулирования

Частота

вращения

шпинделя,

мин-1

Горизонтальный

шпиндель

Наибольший допустимый

крутящий

момент на

шпинделе,

Н•м

Эффективная

мощность

на

шпинделе,

кВт

1

2

3

4

5

6

7

8

Бесступенчато в пределах каждой ступени

25

40

52

1000

2. 6

4. 1

5. 3

68

80

95

110

125

915

780

657

567

499

6. 4

2

3

4

5

6

7

8

Бесступенчато в пределах каждой ступени

160

210

282

4. 6

6. 0

270

330

375

440

500

248

200

177

150

132

6. 8

2

3

4

5

6

7

8

Бесступенчато в пределах каждой ступени

620

840

72

4. 5

5. 8

1070

1300

1500

1750

2000

62

51

43

38

31

6. 8

Кинематическая схема привода представлена на рисунке 3.

Рисунок 3 — Кинематическая схема привода главного движения.

По графику частот вращения находим передаточное отношение всех передач

Для зубчатых передач:

;;; ;

Обозначение колеса

Передаточное число

Сумма зубьев передачи

Число зубьев колеса

1

2

3

4

0,466

88

28

60

28

1,948

115

76

39

0,324

102

25

77

0,794

100

56

44

4. Силовые расчеты и расчеты деталей на прочность

4.1 Определение расчетных нагрузок

Определение мощности на валах:

NД=7,5кВт;

N1=Nд·муф=7,5·0,99=7,425 кВт;

N2= N1·1·4 =7,425·0,99·0,95=6,983кВт;

N3= N2·1·3 =6,983·0,99·0,975=6,740кВт;

N4= N2·12·2·3=6,740·0,992·0,97·0,975=6,25кВт;

где = 0,99 — КПД пары подшипников качения,

=0,97 — КПД прямозубых цилиндрических колес,

= 0,975 — КПД косозубых цилиндрических колес,

= 0,95 — КПД клиноременной передачи.

Определяем частоту на валах при различном зацеплении зубчатых колес:

Определение крутящих моментов на валах:

T1= 9550· (N1/n1) =9550· (7,425/1440)=49,24 Нм;

T2= 9550· (N2/n2) =9550· (6,983/504)=132,32 Нм;

T3= 9550· (N3/n3) =9550· (6,74/163,64)=393,35 Нм;

T4= 9550· (N4/n4) =9550· (6,25/982,15)=60,77 Нм;

T4(1)= 9550· (N4/n4(1)) =9550· (6,25/59,99)=994,95 Нм;

T4(2)= 9550· (N4/n4(2)) =9550· (6,25/235,2)=253,77 Нм;

Результаты расчетов сводим в таблицу

Таблица 3- Расчетные нагрузки.

N Вала

Мощность на валу, кВт

Крутящий момент на валу, Нм

Частота вращения вала, мин-1

I

7,425

49,24

1440

II

6,983

132,32

504

III

6,74

393,35

163,64

IV

6,25

60,77

982,15

IV (1)

6,25

994,95

59,99

IV (2)

6,25

253,77

235,2

4.2 Расчёт поликлиноременной передачи

Исходные данные:

Передаваемая мощность р1 = 7,425кВт;

Частота вращения вала двигателя nэ = 1440 мин-1;

Частота вращения 2-го вала n =504 мин-1;

Передаточное число передачи up = nэ/n = 1440/504 = 2,857.

По рисунку 8. 21 [5] при моменте Т2=132,32 Нм на ведомом шкиве выбираем ремень сечения Л.

Диаметры шкивов (таблица 8. 17 [5]) D1, мм

D1= 70

Диаметр ведомого шкива D2, мм

D2= up D1 (120) [5]

D2 = 2,85 770 = 199,89 мм

По таб.8. 20[5] принимаем стандартные значения D2, мм

D2 =200

Рисунок 12. Сечение поликлинового ремня

Фактическое передаточное число up определяем по формуле

up= (121) [5]

где = 0,01 — коэффициент упругого скольжения.

up = = 2,886;

Скорость ремня V, м/с

V=D1nэ/(601 000) (122) [5]

V = 3,14 701 440/(601 000) = 5,28

Межосевое расстояние а, мм

2(D1+D2)а0,55(D1+D2)+h (123) [5]

2(70+200)а0,55(70+200) + 9,5

540а158(принимаем, а = 500мм)

Расчётная длина ремня L, мм таблица3. 1

L=2а+(D1+D2)+(D2-D1)2/4а (124) [5]

L = 2500 + (70+ 200) + (200−70)2/4500 = 1432,35

Ближайшая стандартная длина ремней таблица 8. 13 [5]

L = 1500 мм

Определение необходимого числа клиньев ремня рисунок 8. 22 [5]

Z=30

Условное обозначение ремня: 1500 Л 30 38−40 528−74 РТМ

Уточнённое межосевое расстояние а, мм по формуле

а= (125) [5]

а= =534

При надевании ремня минимальное межосевое расстояние аmin, мм

аmin=а-0,015L (126)

аmin = 534 — 0,151 500 = 512

Для компенсации вытяжки ремня максимальное межосевое расстояние аmax, мм

аmax=а+0,03L (127) [5]

аmax = 534+ 0,31 500 = 579

Угол обхвата таблица 9. 1

(128) [5]

= 165,40

Условие 1200 выполняется.

Усилие, действующее на вал:

Где для сечения ремня Л, таблица 8. 18 [5]

Ширина шкивов таблица 8. 17, рисунок 8. 18 [5]

4.3 Проектный расчет зубчатых передач

4.3.1 Выбор материалов и термообработки

В качестве материала для изготовления всех зубчатых колес принимаем сталь 20Х ГОСТ 4543–71, с термообработкой — цементация плюс закалка (35…40HRC). Обработка зубчатого венца т.в.ч. с последующим низким отпуском. (56…63НRC). Механические свойства материала:

— для колеса: =650 МПа, =400 МПа, 52HRC

— для шестерни: =850 МПа, =650 МПа, 60HRC

4.3.2 Определение допускаемых напряжений

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса определяем по формуле:

,

где, МПа — базовый предел контактной выносливости зубьев, определяемый для шестерни и колеса:

ш=17·HRC+200=17·60+200=1220 МПа

к=17·HRC+200=17·52+200=1084 МПа,

= 1,2 — коэффициент безопасности для зубчатых колес с поверхностным упрочнением зубьев,

— коэффициент долговечности,

KHL=

=30·НВ2. 4=30·5002. 4=8·107 — базовое число циклов нагружения,

=60·nт· - эквивалентное число циклов перемены напряжений, при:

nт= 25 мин-1- частота вращения тихоходного вала,

=L·365·Kгод·24·Ксут=5·365·0. 6·24·0. 3=7884ч — число часов работы передачи за расчетный срок службы,

где Кгод, Ксут — коэффициенты использования передачи в году и в сутках,

L, годы — срок службы;

=60·nт·=60·25·7884=1,18·107;

==1,37;

Тогда допускаемое контактное напряжение для колеса составит:

=1084·1,37/1.2 = 1237,56 МПа

Так как передача является косозубой, то дальнейший расчет будем производить по 1237,56 МПа

Допускаемые напряжения изгиба колеса и шестерни определяем по формуле:

где — базовый предел выносливости зубьев при изгибе, определяемый для шестерни и колеса:

= 0.8 — коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (для НВ> 350 и реверсивной передачи),

=·=1·2=2 — коэффициент безопасности,

где =2 — коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса и ответственность зубчатой передачи,

=1 — коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса,

— коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагружения (по аналогии с принимаем =1, при базовом числе циклов перемены напряжений = 4·106 — для стали).

Тогда допускаемые напряжения изгиба колеса составят:

=1220·0,8·½ = 488 МПа

=1084·0,8·½ = 433,6 МПа

4.3.3 Определение размеров передач и зубчатых колес

Ориентировочное значение делительного межосевого расстояния пары Z7-Z8, определяем по формуле:

;

где Ка=495,

КHB=1,06 — выбирается по графику [ ] в зависимости от

=

T3=393,35 H·м;

Определяем модуль, пологая его одинаковым для обеих пар колес:

m=2a/Z,

где Z- суммарное число зубьев колес,

a — межосевое расстояние,

m=(2·153,97)/102=3,01

По ГОСТ 9563–60 принимаем модуль m=3

Уточняем межосевое расстояние

а=m·Z/2

a=3·102/2=153мм.

Определяем размеры венцов колес при X1=X2=0.

Делительные диаметры:

d=m·Z/ cosв;

dZ7=m·Z7/cosв=3·25/11°15'35''=76,472 мм;

dZ8=m·Z8/ cosв =3·77/11°15'35''= 235,534 мм;

Диаметры вершин:

da=dZ+2m;

da7=dZ7+2m=76,472 +2·3=82,472 мм;

da8=dZ8+2m=235,534 +2·3=241,534 мм;

Диаметры впадин:

df=dZ-2,5m;

df7=dZ7−2,5m=76,472−2,5·3=68,972 мм;

df8=dZ8−2,5m=235,534−2,5·3=228,034 мм;

Ширина венцов колес:

;

мм;

принимаем ширину колеса bк =30мм;

ширину шестерни bш=35мм;

Аналогично определяем геометрические параметры остальных зубчатых передач этой же и последующих групп. Результаты расчетов сводим в таблицу.

Ориентировочное значение делительного межосевого расстояния пары Z3-Z4, Z9 определяем по формуле:

;

где Ка=495,

КHB=1,06 — выбирается по графику [ ] в зависимости от

=

T4(1)=994,95 H·м;

.

Определяем модуль, пологая его одинаковым для обеих пар колес:

m=2a/Z,

где Z- суммарное число зубьев колес,

a — межосевое расстояние,

m=(2·182,27)/88=4,14

По ГОСТ 9563–60 конструктивно принимаем модуль m=4

Уточняем межосевое расстояние

а=m· Z/2

a=4·88/2=176мм.

Определяем размеры венцов колес при X1=X2=0.

Делительные диаметры:

d=m·Z;

dZ3=m·Z3=4·28=112 мм;

dZ4=m·Z4=4·60=240 мм;

dZ9=m·Z9=4·28=112 мм;

Диаметры вершин:

da=dZ+2m;

da3=dZ3+2m=112+2·4=120 мм;

da4=dZ4+2m=240 +2·4=248мм;

da9=dZ9+2m=112+2·4=120мм.

Диаметры впадин:

df=dZ-2,5m;

df3=dZ3−2,5m=112−2,5·4=102 мм;

df4=dZ4−2,5m=240−2,5·4=230мм;

df9=dZ9−2,5m=112−2,5·4=102 мм.

Ширина венцов колес:

;

мм;

принимаем ширину колеса bк =35 мм;

ширину шестерни bш=40мм;

Ориентировочное значение делительного межосевого расстояния пары Z10-Z11 определяем по формуле:

;

где Ка=495,

КHB=1,06 — выбирается по графику [ ] в зависимости от

=;

T2=518,68 H·м;

.

Определяем модуль, пологая его одинаковым для обеих пар колес:

m=2a/Z

где Z- суммарное число зубьев колес,

a — межосевое расстояние,

m=(2·126,19)/100=2,52

По ГОСТ 9563–60 принимаем модуль m=3

Уточняем межосевое расстояние

а=m· Z/2

a=3·100/2=150 мм.

Определяем размеры венцов колес при X1=X2=0.

Делительные диаметры:

d=m·Z/ cosв;

dZ10=m·Z10/cosв=3·56/cos15°56'32''=174,72 мм;

dZ11=m·Z11/ cosв =3·44/ cos15°56'32''=137,28 мм;

Диаметры вершин:

da=dZ+2m;

da10=dZ10+2m=174,72+2·3=180,72 мм;

da11=dZ11+2m=137,28+2·3=143,28 мм;

Диаметры впадин:

df=dZ-2,5m;

df10=dZ10−2,5m=174,72−2,5·3=167,22 мм;

df11=dZ11−2,5m=137,28−2,5·3=129,78 мм;

Ширина венцов колес:

;

мм;

принимаем ширину колеса bк =30мм;

ширину шестерни bш=35 мм;

Таблица 5 — Размеры передач и валов.

Обозначение

Ширина венцов мм

Модуль мм

Число зубьев

Делительный диаметр мм

Диаметр вершин мм

Диаметр впадин мм

Z3

40

4

28

112

120

102

Z4

35

4

60

240

248

230

Z5

29

3

76

232,63

198,55

187,3

Z6

34

3

39

119,37

104,32

93,07

Z7

35

3

25

76,47

82,47

68,97

Z8

30

3

77

235,53

241,53

228,03

Z9

40

4

28

112

120

102

Z10

30

3

56

174,72

149,93

138,68

Z11

35

3

44

137,28

118,88

107,63

4.3.4 Проверочный расчет прямозубой передачи

Произведем проверочный расчет по контактным напряжениям и напряжениям изгиба для самой нагруженной передачи, которой является зубчатая пара Z5-Z6

а) Проверочный расчет на контактную выносливость

Расчетное контактное напряжение для зубчатого колеса:

=,

где =1,77cosв = 1,77·cos11°27' = 1,73 — (для косозубых зубчатых колес) коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления,

=275 МПа½ — (для стальных зубчатых колес) коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес,

= ==0. 76 — (для косозубых цилиндрических передач) коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий,

где=(1. 88−3. 2·(1/Z5+1/Z6))cosв=(1. 88−3. 2· (1/76 + 1/39))cos11°27'=1. 723 — коэффициент торцового перекрытия,

=2000/=2000·704,31/99,32=14 182,6Н — окружная сила на начальной окружности,

=···=1. 25·1. 04·1. 05·1,08=1,474 — коэффициент нагрузки,

где =1. 25 — коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку,

=1. 04 — коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении (в зависимости от окружной скорости: = 10,39 м/c и степени точности зацепления -7)

=1,05 — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца,

=1,08 — (для косозубых колес) Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями,

b = 34 мм — рабочая ширина венца зубчатой передачи,

d1= 99,32 мм — делительный диаметр шестерни,

U =1,948 — передаточное отношение.

== 718,32 МПа

То есть =1106,7 МПа < =1237,5 МПа — условие прочности на контактную выносливость соблюдается.

б) Проверочный расчет по напряжениям изгиба

Определим расчетное напряжение изгиба по формуле:

=

где = 3. 93 — коэффициент формы зуба (в зависимости от значения числа зубьев шестерни Z6=39,

= 3.7 — коэффициент формы зуба (в зависимости от значения числа зубьев колеса Z5= 76),

= 488 МПа — допускаемое напряжение изгиба для шестерни,

= 433,6 МПа — допускаемое напряжение изгиба для колеса,

определяем менее прочное звено:

/=488/3. 93=124,17

/=433,6/3. 7=117,18

расчет будем производить по колесу;

=1 — (предварительно) коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев,

=1-в/140=0,92 — (для косозубой передачи) коэффициент, учитывающий наклон зуба,

=2000·/=2000·46,43/193,55 =479,7Н — окружная сила на начальной окружности,

b =29 мм — рабочая ширина венца зубчатой передачи,

m = 2,5 мм -модуль зацепления,

=···=1. 25·1. 01·1. 2·1,35=2,045 — коэффициент нагрузки,

где =1. 25 — коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку,

=1. 01 — коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении (в зависимости от окружной скорости):

=0,253 м/c и степени точности зацепления -9)

=1.2 — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца (в зависимости от),

=1,35 — (для косозубых колес) коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями,

Таким образом:

== 46,05 МПа

То есть =46,05 МПа много меньше =433,6 МПа, следовательно условие соблюдается.

4.4 Расчет валов

4.4.1 Проектный расчет валов

Определим диаметры валов, мм, по формуле:

, (4. 44)

где — рассчитываемый диаметр — го вала, мм;

— крутящий момент на — том валу,;

— допускаемые напряжения на кручение, МПа.

Получим:

,

,

,

,

Округляем диаметры валов в соответствии с ГОСТ 1139–80:

,

,

,

,

Дальнейший расчет будем производить для IV — го вала, который является наиболее нагруженным.

Исходными данными для расчета будут являться:

диаметр вала;

крутящий момент на валу;

делительные диаметры зубчатых колес, находящихся в зацеплении;;

Определим силы, возникающие в зацеплении:

Окружные силы, , определяем по формуле [4, ч. 1, стр. 106]:

, (4. 45)

;

Радиальные силы, , определяем по формуле[4, ч. 1, стр. 106]:

, (4. 46)

где — угол зацепления.

;

Определим усилия, возникающие в опорах, для этого разложим реакции на горизонтальные и вертикальные составляющие. Тогда реакции опор от сил в вертикальной плоскости составят:

:

;

;

Рисунок 6 — Эпюры изгибающих и крутящих моментов

В горизонтальной плоскости:

:

;

;

По полученным значениям реакций опор и из эпюр изгибающих моментов в вертикальной и горизонтальной плоскостях определяем значения суммарных изгибающих моментов, , из выражения:

, (4. 47)

где — суммарный изгибающий момент,;

— изгибающие моменты в горизонтальной плоскости,;

— изгибающие моменты в вертикальной плоскости,.

Определим значение эквивалентного момента, :

; (4. 48)

Из построения эпюры суммарных крутящих моментов определяем, что наиболее опасным является сечение вала под колесом, где суммарный крутящий момент является максимальным. Дальнейший расчет вала будем производить по данному опасному сечению.

4.4.2 Расчет вала на усталостную прочность

Расчет будем производить по суммарному изгибающему и крутящему моментам в наиболее опасном сечении, где их значения составляют соответственно:, .

В качестве материала для изготовления вала примем сталь 45 ГОСТ 1050– — 88, с механическими свойствами в нормализованном состоянии:

=600 МПа, =355 МПа, 260…285 НВ.

Для обеспечения достаточной усталостной прочности, необходимо выполнение следующего условия [5, стр. 264]:

=, (4. 49)

где S — общий коэффициент запаса прочности,

[S]=1,5 — допустимый коэффициент запаса прочности.

Коэффициент запаса по нормальным напряжениям, определяется согласно источнику [5, стр. 264]:

=, (4. 50)

где — предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба, МПа, [5, стр. 264] для конструкционной стали:

МПа

Амплитуда цикла нормальных напряжений,, МПа, определяется по формуле [5, стр. 264]:

=; (4. 51)

.

Эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений,, [5, стр. 266, табл. 15. 1]:

Масштабный фактор, определяем из [5, стр. 265, рис. 15. 5]:

Коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности,, [5, стр. 265, рис. 15. 6]:

=0,93

Коэффициент, корректирующий влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости,, [5, стр. 264]:

Среднее напряжение цикла изменения нормальных напряжений,, МПа:

=0.

Коэффициент запаса по касательным напряжениям,, определяем по формуле [5, стр. 264]:

=, (4. 52)

где — предел выносливости стали при симметричном цикле кручения, МПа, согласно источнику [5, стр. 264]:

резание передача привод станок

МПа

Амплитуда цикла касательных напряжений, МПа, определяется по формуле [5, стр. 264]:

; (4. 53)

=.

Эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений,, [5, стр. 266, табл. 15. 1]:

Масштабный фактор для касательных напряжений,, [5, стр. 266, рис. 15. 5]:

=0,87.

Коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности,, [5, стр. 265, рис. 15. 6]:

Коэффициент, корректирующий влияние постоянной составляющей цикла касательных напряжений на сопротивление усталости,, определим из источника [5, стр. 264]:

=0,05

Среднее напряжение цикла изменения касательных напряжений,, МПа, определяется согласно источнику [5, стр. 264 ]:

==31,08 МПа.

Тогда:

=;

=.

Таким образом, общий коэффициент запаса прочности,:

=.

Таким образом, =2,25 > [S] = 1,5, то есть запас сопротивления усталости обеспечен.

Статическую прочность вала подсчитываем по эквивалентным напряжениям, МПа, которые определяются из выражения [5, стр. 265]:

=, (4. 54)

где — наибольшее напряжение изгиба в рассматриваемом сечении,

=; (4. 55)

=

Наибольшее напряжение кручения в рассматриваемом сечении,, МПа, определяется по формуле:

=; (4. 56)

=.

Тогда:

=.

Значение =45,1 МПа < =355 МПа, при этом коэффициент запаса составляет:

==.

Таким образом, статическая прочность вала обеспечена.

4.5 Выбор и расчет подшипников

Расчет подшипников для определения правильности их выбора проводим на примере подшипников наиболее нагруженного вала (IV).

Исходные данные:

— номинальный диаметр отверстия внутреннего кольца, мм;

— номинальный диаметр наружной цилиндрической поверхности наружного кольца, мм;

n = 60 мин-1 — расчетная частота вращения вала;

Ресурс Lh = 20 000 ч

Определим радиальные составляющие реакций опор, Н:

=, (4. 57)

где , — значения радиальной составляющей реакции опоры соответственно в горизонтальной и вертикальной плоскостях, Н. Тогда:

=;

;

=;

=.

Произведем расчет данного подшипника для опоры В данного вала. Осевая составляющая:

Определим значение следующего соотношения:

= (4. 58)

где V =1 — (при вращении внутреннего кольца по отношению к нагрузке) коэффициент вращения.

Так как =0,21<, то значения коэффициентов в формуле для эквивалентной динамической нагрузки составят: Y = 0, X=1.

Определим эквивалентную динамическую радиальную нагрузку, Н, из выражения [6, стр. 106,]:

, (4. 59)

kт=1 — температурный коэффициент;

kД — динамический коэффициент.

Для определения пригодности выбранного подшипника, определим расчетную динамическую грузоподъемность подшипника для данных условий нагружения и сравним со стандартной аналогичной грузоподъемностью выбранного подшипника.

Расчетная динамическая радиальная грузоподъемность, Н, [5, стр. 292]:

=, (4. 60)

где =3853,2 Н — эквивалентная динамическая радиальная нагрузка,

p = 3,33 — для шариковых подшипников,

= 20 000 ч — продолжительность работы подшипника (долговечность),

n =60 мин-1 -частота вращения вала, тогда

=.

То есть С =78 кН > =13,9 кН, что говорит о пригодности выбранного подшипника.

Таблица 5 — Подбор подшипников

N вала

Обозначение

подшипника

d,

мм

D,

мм

B,

мм

C,

Н

С0,

Н

Количество подшипников

1

110

50

80

16

21 600

13 200

4

2

109

45

75

16

21 200

12 200

2

3

109

45

75

16

21 200

12 200

2

4

1 000 918

90

125

18

32 900

23 500

4

4.6 Расчет шпоночного соединения

Передача крутящего момента с первого вала на второй, происходит с помощью зубчатого колеса Z, которое крепится на валу шпинделя с помощью призматической шпонки.

Диаметр вала для посадки зубчатого колеса составляет d = 90 мм, для которого по ГОСТ 23 360– — 78 выбираем призматическую шпонку с размерами:

Сечение шпонки

b=14мм — толщина шпонки,

h=9мм — высота шпонки,

K=3,8мм — выступ шпонки от шпоночного паза.

Длину шпонки примем = 250 мм

Материал шпонки сталь 45 ГОСТ 1050– — 88, с допускаемым напряжением смятия [] = 22…45 МПа.

Принимая нагружение шпонки по длине равномерным, произведем расчет на смятие. Условие прочности на смятии имеет вид

=< (118) [4]

где, Нм — наибольший допускаемый вращающий момент;

=90 мм — диаметр вала под установку шпонки;

K=3,8 мм — выступ шпонки от шпоночного паза;

L= 95 мм — рабочая длинна шпонки;

T=977,3 Нм — крутящий момент на 4-ом валу;

[] = 22…45 МПа — допускаемое напряжение смятия.

Тогда

= 0,5·90·3,8· 120·45·10−3=923,4 Нм,

т.е. =923,4 Нм < TV=977,3 Нм

Таким образом, условие прочности выполняется.

Рисунок 9 — Шпоночное соединение

4.7 Кинематический расчет коробки скоростей вертикального шпинделя

2 Расчет режимов резания при фрезеровании

Задаемся условиями обработки:

Материал режущего инструмента

фреза торцовая

Обрабатываемый материал

чугун

Размер стола станка (длина х ширину), мм

1400×320

Глубина фрезерования

t = 4 мм

Ширина фрезерования

В = 80 мм

Число зубьев

z = 16

Подача на зуб

Sz = 0,15 мм/зуб

Наибольший диаметр фрезы

D=100

Наибольшая ширина фрезерования

(3)

По табл. 26[1] находим наибольшую глубину резания

По таблицам 2 и 3[1] выбираем наибольшую подачу на зуб

при и.

Наименьшая скорость резания при фрезеровании:

, (5)

м/мин,

Наибольшая главная составляющая силы резания, Н рассчитывается по формуле из /2/

где Ср- постоянный коэффициент;

t- глубина резания;

Sz- подача на зуб;

B- ширина фрезерования;

z- число зубьев фрезы;

D-диаметр фрезы;

n-частота вращения фрезы;

Kмр- поправочный коэффициент Kмр=1;

— показатели степеней;

;; ;;;

;; ;;;

Наибольший крутящий момент на шпинделе ,

,

Наибольшая мощность, потребляемая на резание, кВт

,

где — наибольшая главная составляющая силы резания, Н;

— наименьшая скорость резания, м/мин.

kВт

Мощность электродвигателя главного движения

,

где — коэффициент повторно-кратковременной перегрузки электродвигателя;

— приближенный КПД.

кВт

По рассчитанной мощности подбираем электродвигатель серии АИР100L4 n=1500 мин-1, N=4,0 кВт, исполнение по степени защиты IP44, способ охлаждения ICA0141.

5. Кинематический расчет коробки скоростей головки фрезерной широкоуниверсальной

Исходные данные:

Z=3; n min= 71 мин-1;

Строим график частот вращения

Рисунок 2. График частот вращения шпинделя широкоуниверсальной фрезерной головки станка Орша-Ф32Ш

Таблица 2. Механика главного движения

Номера на пере-ключате-ле поз. 43

(см. рису-

нок 6. 5)

Способ

регули-

рования

Частота

вращения

шпинделя,

мин-1

Вертикальный

шпиндель

Наиболь-

ший до-

пустимый

крутящий

момент на

шпинделе,

Н•м

Эффектив-ная

мощность

на

шпинделе,

кВт

1

2

3

4

5

6

7

8

Бессту-пенчато в пределах каждой ступени

71

110

145

210

1. 5

2. 4

3. 2

190

230

260

310

360

186. 2

153

131. 2

114. 4

100

3. 65

4

5

6

7

8

Бессту-пенчато в пределах каждой ступени

450

580

670

800

900

75

61. 6

52. 7

46

40

3. 65

4

5

6

7

8

Бессту-пенчато в пределах каждой ступени

1210

1450

1670

1970

2240

31

25. 6

21. 9

19

16. 6

3. 88

Кинематическая схема привода представлена на рисунке 3.

Рисунок 3 — Кинематическая схема привода главного движения.

По графику частот вращения находим передаточное отношение всех передач

Для зубчатых передач:

;;;

Обозначение колеса

Передаточное число

Сумма зубьев передачи

Число зубьев колеса

1

2

3

4

0,681

116

47

69

0,230

96

18

78

0,574

96

35

61

6. Силовые расчеты и расчеты деталей на прочность

6.1 Определение расчетных нагрузок

Определение мощности на валах:

NД=4кВт;

N1= NД·4=4·0,95=3,8 кВт

N2=N1·1·3·=3,8·0,99·0,975·=3,668 кВт;

N3= N2·1·2 =3,668·0,99·0,97=3,522 кВт;

N4= N3·12·2 =3,522·0,992·0,97=3,348 кВт;

где = 0,99 — КПД пары подшипников качения,

=0,97 — КПД прямозубых цилиндрических колес,

= 0,975 — КПД косозубых цилиндрических колес,

= 0,95 — КПД клиноременной передачи.

Определяем частоту на валах при различном зацеплении зубчатых колес:

Определение крутящих моментов на валах:

T1= 9550· (N1/nд) =9550· (3,8/1070,89)=33,89 Нм;

T2= 9550· (N2/n1) =9550· (3,668/729,44)=48,02 Нм;

T3= 9550· (N3/n2) =9550· (3,522/168,33)=199,82 Нм;

T4= 9550· (N4/n3) =9550· (3,348/418,53)=76,39 Нм;

Результаты расчетов сводим в таблицу

Таблица 3- Расчетные нагрузки.

N Вала

Мощность на валу, кВт

Крутящий момент на валу, Нм

Частота вращения вала, мин-1

I

3,8

33,89

1070,89

II

3,668

48,02

729,44

III

3,522

199,82

168,33

IV

3,348

76,39

418,53

6.2 Расчёт поликлиноременной передачи

Исходные данные:

Передаваемая мощность р1 = 4 кВт;

Частота вращения вала двигателя nэ = 1410 мин-1;

Частота вращения 2-го вала n =1070 мин-1;

Передаточное число передачи up = nэ/n = 1410/1070,89 = 1,3167

По таблице 8.4 [5] при моменте Т2=33,89 Нм на ведомом шкиве выбираем ремни сечений Л и их размеры (рис. 12).

Диаметры шкивов (таблица 8. 10 [5]) D1, мм

D1= 134

Диаметр ведомого шкива D2, мм

D2= up D1 (120) [5]

D2 = 1,32 134 = 176,68 мм

По таб.8. 20[5] принимаем стандартные значения D2, мм

D2 =177

Рисунок 12. Сечение ремня

Фактическое передаточное число up определяем по формуле

up= (121) [5]

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой