Проектирование нового или модернизация существующего металлорежущего станка общего назначения

II участок 0 < X2 < 0,075 (обход ведем с противоположной стороны). My2=FyВ xX2=3716×0,075=278,7Hм.В горизонтальной плоскости: FхA=20 565 HFхВ=20 565−10 354=10211 HРасчет изгибающих моментов в горизонтальной плоскости: I участок 0 < X1 < 0,38.Mx1=FхAxX1 =20 565×0,38=7814,7 Hм. II участок 0 < X2 < 0,075. (обход ведем с противоположной стороны) Mx2 =FхВxX2 =10 211×0,075=765,82 Нм. Строим эпюру изгибающего момента. Строим эпюру крутящего момента. Определяем приведенный результирующий момент. НмВал на прочность рассчитываем по формуле:

где Мпр — приведенный момент в опасном сечении, Н· м; W — момент сопротивления в опасном сечении, мм3, рассчитываемый по формуле:

где d — наружный диаметр вала; d0 — внутренний диаметр полого вала. Тогда действующие напряжения изгиба в опасном сечении:

Из расчета видим, что полый шпиндель диаметром 65 мм, с внутренним диаметром 40 мм, изготовленный из стали 40Х выдержит прилагаемую нагрузку с запасом 20%.7Расчёт шпинделя на жесткость.

Расчётная схема шпинделя представлена на рисунке 5. Суммарный прогиб конца шпинделя (в точке c — месте резца) определяется по формуле, ммгде Н/мм2 — модуль упругости стали;

момент инерции сечения шпинделя в пролёте и на консоли, мм4; - внешняя нагрузка (тангенциальная сила резания), Н; - нагрузка на шпиндель от зубчатой передачи, Н; - расстояние между опорами, мм; - расстояния от места приложения нагрузки до опор, мм. Расчётная схема шпинделя.

Максимальная тангенциальная сила резания при точении была определена в первой части работы, так же как и скорость: v=25,4 м/мин;Pz=911 Н. Средний момент инерции определяется по формуле, мм4r=18 мм — радиус отверстия шпинделя, мм. ммгде — наружные радиусы первого, второго, …, k-го участков шпинделя, мм; - длины первого, второго, …, k-го участков шпинделя, мм. мм4Полученное значение прогиба сравнивается с допускаемыми значениямимм.

Условия на максимально допустимый прогиб выполняются. Определяется угол наклона упругой оси шпинделя в передней опоре, как наиболее ответственный и сравнивается с допустимыми значениями. Угол наклона в передней опоре (точка В), рад рад < рад.

Условие выполняется. Обоснование конструкции шпинделя, выбор материала выбор термообработки. Шпиндельный узел проектируемой коробки скоростей должен удовлетворять следующим требованиям:

допустимое биение шпинделя должно соответствовать государственным стандартам;

— жесткость переднего конца шпинделя должна быть больше 250 Н/мкм, допустимый угол поворота шпинделя в передней опоре 0,0001.

0,15 рад;

— допустимый нагрев наружного кольца подшипника для станка класса точности Н-70; В передней опоре устанавливаем более точные подшипники, т. к. передняя опора воспринимает большие нагрузки с целью обеспечения жесткости шпинделя. Шпиндель, жестко связанный с планшайбой, имеет в качестве опор двухрядные роликовые подшипники с коническим посадочным отверстием внутреннего кольца. Эти подшипники обладают такими качествами, как высокая точность, долговечность, жесткость, малый коэффициент трения, возможность регулирования радиального зазора, позволяющая доводить его до очень малых величин или даже создавать натяг, что обеспечивает необходимую точность и плавность вращения планшайбы. Для восприятия вертикальных усилий от массы обрабатываемых деталей и планшайбы, а также вертикальных составляющих сил резания служат плоские кольцевые направляющие с текстолитовыми накладками. Материал для шпинделя выбирают, исходя из требований обеспечить необходимую твердость и износостойкость его шеек и базирующих поверхностей, а также предотвратить малые деформации шпинделя с течением времени. Шпиндель станка изготавливают из стали 40Х с закалкой ответственных поверхностей до твердости 48.56HRC.Форма и размеры конца шпинделя по ГОСТ 25 557–82.8Расчет коробки подач.Рис.1 Кинематическая схема коробки подач. Определим мощность, воспринимаемую каждым из валов коробки подач по формуле:

где — мощность передаваемая на выходной вал XI;-коэффициент полезного действия участка кинематической цепи. Где 4кВтпредполагаемая мощность на выходном валу (по станку прототипу), 0,85-кпд цепи. Рассчитаем крутящие моменты на всех валах:

где — мощность на валах, кВт; - частота вращения валов, об/мин.Для XI вала частота вращения составит 100 об/ мин (по станку прототипу). Тогда для IXвала об/мин, для X вала Определим диаметры валов по допускаемому напряжению при кручении: где — крутящий момент на валу, Н· м; - допускаемое напряжение при кручении, По ГОСТ 12 080;66 принимаем мм. По ГОСТ 12 080;66 принимаем мм. По ГОСТ 12 080;66 принимаем мм. Примем модуль первой ступени равным m1=1,25, для второй ступени m2=1,75Так как количество зубьев и модули зубчатых колес и шестерен рассчитываемых передач схожи с передачами коробки скоростей станка-прототипа, то, аналогично для рассчитываемых передач выберем материал для шестерен и колес — сталь 40Х с закалкой ТВЧ до твердости HRC 50. После расчета модулей шестерен можно рассчитать межосевые расстояния и диаметры зубчатых колес. Рассчитаем межосевые расстояния по формуле:

где zc — сумма чисел зубчатых колес, входящих в зацепление. Определим основные размерные характеристики для всех зубчатых колес коробки скоростей для дальнейшего проектирования:

Делительный и начальный диаметр:

Далее, определим диаметры вершин зубьев по формуле:

Затем, определяем диаметры впадин зубьев:

Ширина зубчатого венца для каждой групповой передачи:

Смазочное масло подается через штуцеры в крышки коробки подач.

9 Порядок регулировки подшипников шпиндельного узла и промежуточных валов.

Величина зазора-натяга, как уже отмечалось, оказывает существенное влияние на работоспособность шпиндельных узлов: точность вращения шпинделя, жесткость шпиндельного узла, нагрев опор, долговечность подшипников. Выбор оптимального предварительного натяга и практическое его осуществление является одной из самых сложных проблем конструирования и производства шпиндельных узлов. Влияние предварительного натяга на работоспособность шпиндельных опор сводится к следующим основным моментам.

1. С увеличением предварительного натяга жесткость шпиндельных узлов увеличивается. Однако существует некоторое граничное значение величины предварительного натяга, при которой дальнейшее его увеличение не дает заметного увеличения жесткости. Более резко эта закономерность выражена у роликоподшипников, менее резко у шарикоподшипников.

2. Существуют оптимальные значения предварительного натяга, превышение которых влечет за собой ухудшение точности обработка.

3. Влияние величины зазора (натяга) на тепловыделение в опорах шпинделя не может быть охарактеризовано однозначно. Для роликоподшипников уменьшение зазора и увеличение предварительного натяга всегда влечет за собой возрастание момента трения и соответственно тепловыделения в опорах. У радиальноупорных и в особенности упорных шарикоподшипников характер зависимости более сложный. До определенного значения (в зависимости от размеров подшипника, величины и направления нагрузки) предварительный натяг способствует уменьшению потерь на трение (за счет устранения трения верчения и «гашения» смещения тел качения под действием центробежных сил). Дальнейшее увеличение натяга приводит к росту потерь на трение и, естественно, к нагреву опор. 4. Зависимость между величиной зазора — натяга и долговечностью подшипников не может быть оценена без учета воздействия внешней нагрузки. Чем больше величина нагрузки, тем при большем натяге достигается наивысшая долговечность. Однако при натягах, превышающих оптимальные (по долговечности), долговечность резко снижается.

5. С повышением точности подшипников допустимый (по условиям нагрева и долговечности) предварительный натяг увеличивается. Вместе с этим для обеспечения заданной жесткости в более точных подшипниках нужен меньший натяг, чем в подшипниках менее точных. Из приведенной качественной характеристики зависимости параметров работоспособности шпиндельного узла от величины предварительного натяга следует, что практически величина предварительного натяга может быть установлена лишь как компромисс между противоположными тенденциями. Выбор величины предварительного натяга осложняется еще тем, что конструктор назначает монтажное значение предварительного натяга, т. е. то значение, которое устанавливается во время монтажа и регулирования опор шпинделя. Во время работы в зависимости от величины и режима нагрузки, числа оборотов шпинделя, способа и режима смазки, вязкости смазки, условий охлаждения стенок корпуса шпиндельной бабки величина зазора-натяга резко изменяется и значительно отличается от установленной при монтаже. В связи с этим рекомендуемые ниже монтажные значения предварительного натяга носят ориентировочный характер и их следует уточнять при испытаниях прототипа и опытной партии станков. Универсальные способы оценки величины натяга по косвенным показателям. К ним, впервую очередь, относятся способы оценки натяга по нагреву опор и по моменту трения в опорах.

Способы весьма просты, но имеют низкую точность и на практике они используются в дополнение к другим методам и способам регулировки монтажных натягов в подшипниках. Регулировка зазора — натяга по нагреву опор. В процессе регулировочных работ контролируют избыточную температуру подшипников в зависимости от времени работы станка. Нагрев опор при длительной работе станка (в установившемся режиме) не должен превышать известных границ, но и не должен быть ниже определенного уровня. Если эти условия не выполняются — проводится дополнительная регулировка подшипников. Температуру подшипников измеряют с помощью термопар, устанавливаемых в отверстиях корпуса шпиндельной бабки так, чтобы онинепосредственно касались наружных колец подшипников, либо с помощью термометров, устанавливаемых в отверстиях в корпусе шпиндельной бабкизаполненных маслом для лучшей теплопередачи. Регулировка зазора-натяга по моменту трения. По результатам исследования правильно собранного и отрегулированного станка — прототипа устанавливают величину момента трения покоя или движения (при медленном вращении).

Измеряют момент трения с помощью рычага с грузом, гибкой тяги с пружинным динамометром или с помощью рычага и динамометра. Далее, в процессе регулировки подшипников шпиндельного узла ремонтируемого (собираемого) станка контролируют момент трения и добиваются чтобы его величина соответствовала значению полученному при испытаниях станка — прототипа.

10 Описание и расчет системы смазки шпиндельного узла и пгд в целом. Коробка скоростей и стол имеют централизованную систему смазки. Резервуаром для масла служит нижняя внутренняя полость станины. Из резервуара масло шестеренным насосом подается через магнитносетчатый фильтр по маслопроводу в коробку скоростей, стол и под круговые направляющие планшайбы. Подаваемое насосом масло поступает через прорези в трубках на зубчатые колеса, валы, подшипники коробок скоростей и подач, затем стекает обратно в масляный резервуар. Смазывание электромагнитных муфт, а также подшипников колес под муфтами осуществляется внутренним способом, через устройства осевого типа, центральное и радиальные отверстия, просверленные в валах. При недостаточном количестве поступления масла в систему смазки и падении давления на подвесном пульте управления должна загореться сигнальная лампочка красного цвета «Смазки нет». Эту световую сигнализацию обеспечивает реле контроля давления, находящееся в цепи маслопровода. Для смазки используем масло индустриальное 30 по ГОСТ 1707–51. Объем масла, которое должно быть залито в резервуар:

где:=60 мм — средний диаметр подшипника, ммB — ширина подшипника; К=0,004Отсюда: л. Периодичность смазки — 1 раз в 4 месяца. 11 Описание работы коробки скоростей и коробки подач.

Рисунок 7. Механизм переключения. Механизм переключение коробки скоростей конструктивно состоит из следующих элементов. Удержание в требуемом положении подвижного блока шестерен происходит при помощи вилки 1, которая крепится к тяге 5. Для переключения скорости необходимо сначала переставить вилку в другой паз, а затем передвинуть блок шестерен для зацепления с зубчатым колесом. На рисунке 7 представлена типовая конструкция механизма переключения. Чтобы зубчатое колесо на подвижном блоке шестерен зацепилось с шестеренкой на соседнем валу, тягу 5 перемещают с помощью рычага 4, который перемещается во фронтальной плоскости. Затем для перестановки в соседний паз поворачивают рычаг 3, затем снова рычагом 4 вилку 1 вводят в зацепление с блоком шестерен. Приводом для коробки скоростей служит двигатель станка.Выводы.

Машиностроению принадлежит ведущая роль среди других отраслей экономики, так как основные производственные процессы выполняют машины. Поэтому и технический уровень многих отраслей в значительной мере определяет уровень развития машиностроения. 2]Повышение эксплуатационных и качественных показателей, сокращение времени разработки и внедрения новых машин, повышение их надежности и долговечности — основные задачи конструкторов-машиностроителей.В данном курсовом проекте была разработана коробка скоростей токарно-револьверного станка, которая соответствует заданному качеству, при минимальных экономических затратах. Элементы коробки расположены компактно, что позволяет сэкономить расход металла и уменьшить габариты станка в целом. Коробка скоростей обеспечивает получение 12 частот вращения.

Литература

.

Ачеркан Н. С. Металлорежущие станки и станочные приспособления.А. А. Погонин. Кинематический расчет и надежность проектируемого металлорежущего станка. А. И. Кочергин. Конструирование и расчет металлорежущих станков и станочных комплексов. Р. А. Тихомиров, В. Н. Жарков.

Обоснование технических характеристик приводов металлорежущих станков. А. А. Погонин, И. В. Шрубченко, М. Н. Воронкова и др. Расчет и конструирование деталей и узлов металлообрабатывающих станков. Киркач Н. Ф., Баласанян Р. А. Расчет и проектирование деталей машин.

3-е изд. доп. и доработ.