Модернизация главного привода станка 1А616

Производственные процессы в большинстве отраслей народного хозяйства выполняют машины, и дальнейший рост материального благосостояния тесно связан с развитием машиностроения. Непрерывное совершенствование и развитие машиностроения связано с прогрессом станкостроения, поскольку металлорежущие станки с некоторыми другими видами технологических машин обеспечивают изготовление любых новых видов оборудования.

К важнейшим требованиям, предъявляемым к проектируемой машине, относятся экономичность в изготовлении и эксплуатации, удобство и безотказность обслуживания, надёжность и долговечность.

Для обеспечения этих требований детали должны удовлетворять ряду критериев, важнейшие среди которых — прочность, надёжность, износостойкость, жёсткость, виброустойчивость, теплостойкость, технологичность.

В данном курсовом проекте производится модернизация привода главного движения станка 1А616. В ходе выполнения курсового проекта определим назначение станка, особенности его конструкции, выполняемые им операции.

Необходимо произвести расчёт технических характеристик станка. Спроектировать привод главного движения и произвести его кинематический расчёт, расчёт зубчатых передач, валов, подшипников. Произвести проектирование шпиндельного узла, рассчитать его на жёсткость и виброустойчивость. Выбрать тип и систему смазки.

1. Расчёт технических характеристик станка

станок вал привод шпиндельный

Рассчитаем технические характеристики станка, для этого определим режимы резания, силу резания и мощность.

Исходными данными для определения максимальной силы резания и необходимой мощности привода будут:

— максимальный диаметр обрабатываемой детали D_max=320 мм,

— минимальный диаметр обрабатываемой детали

d_min= d_max/(4…8)=320/(4…8)=80…40 мм; принимаем d_min=40 мм,

— обрабатываемый материал Сталь 45, у_в=750 МПа;,

— инструментальный материал — твердый сплав, быстрорежущая сталь.

Для определения технических характеристик станка определим расчетную и максимальную скорости резания для точения и минимальную скорость резания при нарезании резьбы метчиком.

Расчет режимов резания и выбор поправочных коэффициентов производим по[1]:

Скорость резания определим по формуле:

(1.1)

где: Т — стойкость инструмента, мин

t — глубина резания, мм

s — подача, мм

К_v — общий поправочный коэффициент на скорость резания.

C_v — коэффициент скорости резания.

m, x, y — показатели степени.

Стойкость инструмента: Т=90 мин.

Глубина резания: t= 3,5 мм.

Подача: s=0,7 мм/об.

Значение коэффициента C_V и показателей степеней:

Cv=340; х=0,15; y=0,45; m=0,2;

Общий поправочный коэффициент, учитывающий фактические условия резания:

(1.2)

где K_MV =1,0 — поправочный коэффициент на обрабатываемый материал;

K_ИV =1,0 — поправочный коэффициент на инструментальный материал;

K_ПV =0,8 — поправочный коэффициент, учитывающий состояние поверхности заготовки.

Подставив числовые значения, получим:

Скорость резания:

Частоту вращения определим по формуле:

(1.3)

Тогда

Определим максимальную силу резания.

(1.4)

где: C_p — поправочный коэффициент;

x, y, v — показатели степени;

К_MP — поправочный коэффициент на качество обрабатываемого материала.

Значения коэффициентов и показателей степени по [1]:

Cp=300, x=0,9, y= 0,9, n=-0,15;

Коэффициент, учитывающий фактические условия обработки:

(1.5)

где — коэффициенты, учитывающие обрабатываемый материал, геометрию инструмента Подставив числовые значения, получим:

Эффективную мощность резания определяем по формуле:

(1.6)

Тогда:

2. Выбор оптимальной структуры привода

Мощность привода определяется по формуле:

(1.7)

где P_э — наибольшая эффективная мощность резания, кВт

— КПД привода главного движения.

Выбор электродвигателя произведём по наибольшей требуемой мощности 7,5 кВт. По заданию двигатель должен иметь двухступенчатое регулирование.

Выбираем асинхронный электродвигатель АИР132S4/S8У3 мощностью 7,5 при частотах вращения 730 и 1350 мин^-1 соответственно (синхронная частота 750/1500 мин^-1).

Электродвигатель АИР132S4/S8У3:

— мощность электродвигателя N_дв= 7,5 кВт;

— синхронная частота вращения n=750 мин^-1;

— номинальная частота вращения n=730 мин^-1;

— синхронная частота вращения n=1500 мин^-1;

— номинальная частота вращения n=1350 мин^-1;

— коэффициент полезного действия з=87,5%.

Приводы бывают нераздельными и раздельными. Нераздельный привод выполняется в виде комплекса коробки скоростей и шпиндельного узла, помещаемых в общий корпус. Такая конструкция компактна, но имеет неудовлетворительные динамические характеристики и теплостойкость, так как колебания и выделяемая в коробке теплота передаются на шпиндель. Раздельный привод состоит из коробки скоростей и шпиндельной бабки, выполненных в разных корпусах. Движение от последнего вала коробки скоростей поступает к шпиндельной бабке через ременную передачу. Для увеличения диапазона регулирования в шпиндельную бабку встраиваем перебор. Шпиндельный узел в раздельном приводе нагревается меньше. Колебания, возникающие в коробке скоростей, на шпиндельный узел не передаются.

Для компоновки приводов с автоматической коробкой скоростей (АКС) на основе электромагнитных муфт характерны большой диапазон регулирования частоты вращения шпинделя при постоянной мощности, высокая жесткость механической характеристики, высокий КПД, сравнительно низкая стоимость. При применении автоматической коробки скоростей регулирование частоты вращения возможно под нагрузкой. В моменты пуска, торможения, реверса, а также при прерывистом и неравномерном резании в приводе возникают динамические нагрузки. Их значение и характер зависят от структуры привода и его динамических свойств.

Исследование главных приводов токарных станков с автоматической коробкой скоростей показало, что при импульсном возмущении лучшим по критерию динамических нагрузок является привод, в котором имеются ременная передача между двигателем и входным валом АКС и ременная передача между выходным валом АКС и шпиндельной бабкой (ШБ). Из-за ограничений на максимальный диаметр шкива и число ремней рекомендуется применять узкие клиновые и поликлиновые ремни.

Исходя из вышесказанного, выбираем оптимальную структуру привода главного движения токарно-винторезного станка модели 1А616 показанную на рисунке 2.1

Рисунок 2.1 — Структура привода

3. Кинематический расчёт привода

У заводской модификации станка 1А616 максимальная частота вращения шпинделя: n_max=2240 мин^-1. Принимаем её за максимальную возможную для модернизированного станка. Расчётная минимальная частота вращения шпинделя: n_min=84 мин^-1

Знаменатель геометрического ряда для базового станка =1,26

По заданию z=16.

Составим структурную формулу привода.

Выбираем оптимальный вариант конструктивного исполнения по соотношению количества групповых передач и числа передач в каждой группе: вариант 16=2 · 2 · 2 · 2 — имеет большие радиальные размеры множительной структуры, больше групповых передач, меньше передач в группах.

Вариант 16=2₃· 3₁·2₂·2₈ даёт возможность получения частот вращения шпинделя с меньшими погрешностями, используя больший вариант вариаций сцепления зубчатых пар.

Принимаем исправленную множительную структуру с частичным наложением частот.

Рисунок 3.1 — Структурная сетка привода

Для знаменателя =1,26 выписываем стандартные частоты вращения шпинделя в таблицу 3.1

Таблица 3.1 — Частоты вращения шпинделя (стандартизованные)

Рисунок 3.2 — Кинематическая схема привода

Исходя из кинематической схемы привода, строим график частот

Рисунок 3.2 — График частот вращения шпинделя

Определяем фактические передаточные отношения для каждой передачи

i₁=630/730=0,86; i₁=1/i₁=1,16

i₂=400/630=0,635; i₂=1/i₂=1,57;

i₃=500/630=0,794; i₃=1/i₃=1,26;

i₄=630/630=1,0; i₄=1/i₄=1,57;

i₅=315/400=0,79; i₅=1/i₅=1,26;

i₆=800/630=1,26; i₆=1/i₆=0,78;

i₇=80/315=0,25; i₇=1/i₇=4;

i₈=630/400=1,575; i₈=1/i₈=0,634;

i₉=174/174=1,0; i₉=1/i₉=1;

Зная i₁=0,8, выберем из стандартного ряда диаметры шкивов:

d₁=135, тогда d₂=168.

i₁= d₁/d₂=135/168=0,8 (3.3)

Выбираем суммарное число зубьев Z_?=90 и определяем числа зубьев всех передач.

Результаты расчётов сведём в таблицу 3.2.

Таблица 3.2 — Передаточные отношения

Определяем фактические частоты и их отклонения от стандартных значений:

n_1ф = n_Э1 · iр_1ф · i_2ф · i_5ф · i_7ф · i_9ф=730· 0,8·0,636·0,8·0,25·1,0=78,2

n_2ф = n_Э1 · iр_1ф · i_3ф · i_5ф · i_7ф · i_9ф=730· 0,8·0,8·0,8·0,25·1,0=98,4

n_3ф = n_Э1 · iр_1ф · i_4ф · i_5ф · i_7ф · i_9ф=730· 0,8·1·0,8·0,25·1,0=122,8

n_4ф = n_Э1 · iр_1ф · i_3ф · i_6ф · i_7ф · i_9ф=730· 0,8·0,8·1,25·0,25·1,0=156

n_5ф = n_Э1 · iр_1ф · i_4ф · i_6ф · i_7ф · i_9ф=730· 0,8·1·1,25·0,25·1,0=196,5

n_6ф = n_Э2 · iр_1ф · i_4ф · i_5ф · i_7ф · i_9ф=1350· 0,8·1·0,8·0,25·1,0=246

n_7ф = n_Э2 · iр_1ф · i_3ф · i_6ф · i_7ф · i_9ф=1350· 0,8·0,8·1,25·0,25·1,0=309

n_8ф = n_Э2 · iр_1ф · i_4ф · i_6ф · i_7ф · i_9ф=1350· 0,8·1·1,25·0,25·1,0=397,5

n_9ф = n_Э1 · iр_1ф · i_2ф · i_5ф · i_8ф · i_9ф=730· 0,8·0,636·0,8·1,57·1,0=488,5

n_10ф = n_Э1 · iр_1ф · i_3ф · i_5ф · i_8ф · i_9ф=730· 0,8·0,8·0,8·1,57·1,0=616,8

n_11ф = n_Э1 · iр_1ф · i_4ф · i_5ф · i_8ф · i_9ф=730· 0,8·1·0,8·1,57·1,0=783,5

n_12ф = n_Э2 · iр_1ф · i_2ф · i_5ф · i_8ф · i_9ф=1350· 0,8·0,636·0,8·1,57·1,0=982,8

n_13ф = n_Э2 · iр_1ф · i_3ф · i_5ф · i_8ф · i_9ф=1350· 0,8·0,8·0,8·1,57·1,0=1218,2

n_14ф = n_Э2 · iр_1ф · i_4ф · i_5ф · i_8ф · i_9ф=1350· 0,8·1·0,8·1,57·1,0=1558,5

n_15ф = n_Э2 · iр_1ф · i_3ф · i_6ф · i_8ф · i_9ф=1350· 0,8·0,8·1,25·1,57·1,0=1995,6

n_16ф = n_Э2 · iр_1ф · i_4ф · i_6ф · i_8ф · i_9ф=1350· 0,8·1·1,25·1,57·1,0= 2439,5

Определим относительные отклонения фактических частот от стандартных.

(3.4)

Найденные относительные отклонения фактических частот не превышают []=2,6%. Так как погрешность отклонения всех фактических частот от стандартных не превысили допустимого значения, следовательно, числа зубьев подобраны верно.

Определяем расчетную частоту вращения шпинделя и строим расчетную цепь: (3.5)

мин^-1 (3.5)

По графику частот принимаем п_Р=250 мин^-1

Рассчитаем крутящие моменты на валах привода.

Крутящий момент на валу электродвигателя рассчитывается по формуле:

НHм (3.6)

где Т_I — крутящий момент на первом валу, НHм

N_э — мощность электродвигателя, кВт

n_э — частота вращения вала двигателя, мин^-1

— к.п.д. муфты, (=0,98).

НHм

Крутящий момент на каждом последующем валу рассчитывается по формуле:

(3.7)

где Т_i-1 — крутящий момент на предыдущем валу;

з_i — КПД передачи;

i_i — передаточное отношение между валами.

где — к.п.д. ременной передачи, (=0,96).

Общий к.п.д. привода ГД:

(3.8)

Теоретический наибольший расчетный момент на валу шпинделя:

НHм (3.9)

4. Расчёт элементов привода

Проектный расчёт цилиндрической зубчатой передачи на выносливость зубьев при изгибе Рассчитаем самую нагруженную зубчатую передачу с передаточным отношением i=0,25. Данная передача является прямозубой и состоит из шестерни 1 с числом зубьев z1 и колеса 2 с числом зубьев z2.

Соответственно при расчете параметрам шестерни приписываем индекс — 1, а параметрам колеса -2.

Материал колеса и шестерни: Сталь 25ХГМ, термообработка колеса и шестерни — нитроцементация с закалкой; твёрдость поверхности зубьев ;

HRCЭ 58…60, твёрдость сердцевины зубьев — HRCЭ 32…45.

Модуль передачи должен удовлетворять условию [2]:

(4.1)

где k_m — вспомогательный коэффициент; для прямозубых передач k_m=13;

M_1F — исходный расчетный крутящий момент на шестерне, M_1F=560 Н? м;

K_F — коэффициент нагрузки для шестерни; K_F=1,4;

z₁ — число зубьев шестерни; z₁=18;

Y_F1 — коэффициент, учитывающий форму зуба; Y_F1=4,1;

ш_bm — отношение ширины колеса b к модулю m;

Рекомендуется ширину венца принимать равной 6−10 модулям: ш_bm=8.

Допустимое напряжение при изгибе:

у_FP=0,4?у_Flimb?k_FL, (4.2)

где у_Flimb =1000 — предел выносливости материала зубьев, МПа.

k_FL — коэффициент режима нагружения и долговечности.

(4.3)

где m_F — показатель кривой усталости;

N_F0 — базовое число циклов перемены напряжений при изгибе;

N_FE — эквивалентное число циклов перемены напряжений.

Для зубчатых колёс, подвергаемых нитроцементации, принимают m_F=9 и N_F0=10⁷.

N_FE=60ntµ_Н=60 100 010⁴H0,125=7,510⁷, (4.4)

где n — частота вращения, мин^-1;

t =10⁴ — расчетный срок службы передачи, ч;

µ_Н=0,125 — для лёгкого режима нагружения.

Так как N_FE> N_F0, то принимаем k_FL=1.

у_FP=0,4?1000?1=400 МПа,

;

Принимаем m=5 мм.

Определим основные геометрические параметры передачи:

Делительные диаметры найдём по формуле:

d_i = mHz_i, (4.5)

d₁ =5H18=90 мм;

d₂ =5H72=360 мм.

Межосевое расстояние передачи а_W:

а_W= (4.6)

Диаметры вершин и диаметры впадин зубьев:

d_ai=d_i+2m, (4.7)

d_fi=d_i-2,5m, (4.8)

Подставив значения в формулы 4.7 и 4.8, получим:

Диаметры вершин зубьев:

d_a1=90+25=100 мм;

d_a2=360+25=370 мм;

Диаметры впадин зубьев:

d_f1=90−2,55=57,5 мм;

d_f2=360−2,55=347,5 мм;

Ширина венца:

b_i= m? ш_bm; (4.9)

Рекомендуется ширину венца принимать равной 6−10 модулям (меньше для подвижных колёс).

Принимаем

b₁= 5 ?8=40 мм

b₂= 5H10=50 мм.

Проектный расчёт передачи на контактную выносливость зубьев Начальный диаметр шестерни должен удовлетворять условию [2]:

(4.10)

где k_d — вспомогательный коэффициент, k_d=770 для прямозубых передач;

k_H — коэффициент нагрузки; k_H=1,4;

u — передаточное число (u? 1);

ш_bd — отношение рабочей ширины венца передачи к начальному диаметру шестерни, ш_bd=0,38;

Допускаемое контактное напряжение для прямозубых передач:

(4.11)

где у_Hlimb — базовый предел контактной выносливости поверхностей зубьев, у_Hlimb=1350 МПа;

S_H-коэффициент безопасности, S_H=1,2;

МПа;

мм;

Условие выполняется, так как d_w1=104>90 мм.

Проверочный расчет на выносливость зубьев при изгибе Удельная расчетная окружная сила (Н) [2]:

(4.12)

где F_t — расчётная окружная сила, Н;

b — ширина венца по основанию зуба, мм;

k_FV — коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, которая возникает вследствие колебаний масс колёс и ударов в зацеплении;

k_F — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, которая возникает вследствие погрешностей изготовления колёс, упругих деформаций валов, зазорах в подшипниках;

k_F — коэффициент, учитывающий при расчёте прямозубых передач распределение нагрузки между зубьями.

Коэффициенты: k_FV=1; k_F=1,25; k_F=1.

Расчётное напряжение изгиба зубьев:

(4.13)

где Y_F — коэффициент формы зуба, Y_F=4,1;

Y — коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев: Y=1;

Y — коэффициент, учитывающий наклон зуба, Y=1.

Подставив значения в формулу 4.13, получим:

Допускаемое напряжение при расчёте зубьев на выносливость при изгибе:

(4.14)

где _Flimb — длительный предел выносливости зубьев при изгибе;

k_Fg — коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зубьев, k_Fg=0,7;

k_Fa — коэффициент, учитывающий влияние упрочнения переходной поверхности зубьев в результате механической обработки k_Fa=1,3;

k_Fc — коэффициент, учитывающий особенности работы зубьев при передаче реверсивной нагрузки, k_Fc=1,0;

k_xF — коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса, k_xF=1,0;

k_FL — коэффициент режима нагружения и долговечности, k_FL=1,0;

Y_S — коэффициент, отражающий чувствительность материала к концентрации напряжений;

Y_R — коэффициент, учитывающий параметры шероховатости переходной поверхности зуба, Y_R=1,2;

S_F — коэффициент безопасности;

Коэффициент Y_S находим по формуле

Y_S=1,1m^-0,09=1,15^-0,09=0,95; (4.15)

Коэффициент безопасности находим по формуле:

где S'_F — коэффициент безопасности, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса и ответственность зубчатой передачи, S'_F =1,55;

S''_F — коэффициент, учитывающий способ получения заготовки, S''_F=1.

Подставив значения в формулу 4.16, получим:

.

Подставив значения в формулу 4.14, получим:

МПа.

В нашем случае _FP=670 МПа>_F1=318 МПа, т. е. проверка на выносливость зубьев при изгибе выполняется.

Расчёт передачи на контактную выносливость зубьев Удельную окружную силу находим по формуле [2]:

(4.17)

где F_t — расчётная окружная сила, Н;

b — ширина венца по основанию зуба, мм;

k_НV — коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении,

k_НV=1;

k_Н — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, k_Н=1,25;

k_Н — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

K_H=1+0,0025 (0,17N)⁴v+0,02 (N-6)^1,35, (4.18)

где N=7 — степень точности зубчатой передачи;

v — окружная скорость в зацеплении, м/с м/с;

K_H=1+0,0025 (0,17H7)⁴H4,71+0,02 (7−6)^1,35=1,04.

Подставив значения в формулу 4.1.16, получим:

Н.

Расчётное контактное напряжение находим по формуле:

(4.19)

где z_H — коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев в полюсе зацепления, z_H=1,76;

z_M — коэффициент, учитывающий механические свойства материала сопряжённых зубчатых колёс, для колёс из стали z_M=274;

z — коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;

Коэффициент z определяем в зависимости от коэффициентов торцевого и осевого перекрытия.

(4.20)

Так как передача прямозубая, то =0.

Принимаем z=0,88.

Подставив значения в формулу 4.19, получим:

МПа;

Допускаемое контактное напряжение для прямозубых передач:

(4.21)

где z_R — коэффициент, учитывающий параметр шероховатости поверхностей зубьев, z_R=1;

z_v — коэффициент, учитывающий окружную скорость v, z_v=1;

k_L — коэффициент, учитывающий влияние смазочного материала, k_L=1;

k_xH — коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса, k_xH=1;

k_HL — коэффициент режима нагружения и долговечности;

S_H — коэффициент безопасности;

_Hlimb — предел выносливости зубьев на контактную выносливость;

Коэффициент режима нагружения и долговечности k_HL определяется по формуле:

(4.22)

где m_H — показатель кривой усталости;

N_H0 — базовое число циклов перемены напряжений при изгибе N_F0=120H10⁶;

N_HE — эквивалентное число циклов перемены напряжений.

N_HE=60nt=60 100 010⁴H0,125=7510⁶, (4.23)

где n — частота вращения, мин^-1;

t =10⁴ — расчетный срок службы передачи, ч.

µ_Н=0,125 — для лёгкого режима нагружения.

Так как N_HE< N_H0, то принимаем по графику k_HL=1,2.

Подставив значения в формулу 4.21, получим:

МПа.

В нашем случае _HP=1350 МПа >_H=754 МПа, что удовлетворяет условию.

Для остальных передач:

Передача i₂

диаметры делительные: d₁=m· Z₁=2·35=70 мм;

d₂=m· Z₂=2·55=110 мм;

d_a1=d₁+2m=70+2· 2=74 мм;

d_a2=d₂+2m=110+2· 2=114 мм;

d_f1=d₁-2m (h_a+с)=70−2· 2· (1+0,25)=65 мм;

d_f2=d₂-2m (h_a+с)=110−2· 2· (1+0,25)=105 мм;

Ширина венца колеса:

b₂=ш_ba*a_W=0,25· 90=12,5 мм, принимаем 22 мм Ширина венца шестерни:

b₁=b₂+(5…10)=22+8=30 мм;

Передача i₄:

диаметры делительные: d₁=m· Z₁=2·45=90 мм;

d₂=m· Z₂=2·45=90 мм;

d_a1=d₁+2m=90+2· 2=94 мм;

d_a2=d₂+2m=90+2· 2=94 мм;

d_f1=d₁-2m (h_a+с)=90−2· 2· (1+0,25)=85 мм;

d_f2=d₂-2m (h_a+с)=90−2· 2· (1+0,25)=85 мм;

Ширина венца колеса:

b₂=ш_ba· a_W=0,25·90=22,5 мм, принимаем 22 мм Ширина венца шестерни:

b₁=b₂+(5…10)=22+8=30 мм;

Передача i₃, (i₅)

диаметры делительные: d₁=m· Z₁=2·40=80 мм;

d₂=m· Z₂=2·50=100 мм;

d_a1=d₁+2m=80+2· 2=84 мм;

d_a2=d₂+2m=10+2· 2=104 мм;

d_f1=d₁-2m (h_a+с)=80−2· 2· (1+0,25)=75 мм;

d_f2=d₂-2m (h_a+с)=100−2· 2·(1+0,25)=95 мм;

Ширина венца колеса:

b₂=ш_ba*a_W=0,25· 90=22,5 мм, принимаем 22 мм Ширина венца шестерни:

b₁=b₂+(5…10)=22+8=30 мм;

Передача i₈

диаметры делительные: d₁=m· Z₁=5·55=275 мм;

d₂=m· Z₂=5·35=175 мм;

d_a1=d₁+2m=275+2· 5=285 мм;

d_a2=d₂+2m=175+2· 5=185 мм;

d_f1=d₁-2m (h_a+с)=275−2· 5· (1+0,25)=262,5 мм;

d_f2=d₂-2m (h_a+с)=175−2· 5· (1+0,25)=162,5 мм;

Ширина венца колеса:

b₂=ш_ba*a_W=0,25· 225=56,25 мм, принимаем 58 мм Ширина венца шестерни:

b₁=b₂+(5…10)=58+8=64 мм;

Расчет ременной передачи

В зависимости от сечения ремня могут применяться следующие ременные передачи: плоскоременная, клиноременная, поликлиновая.

а) б) в) Рисунок 4.1 — Виды ременной передачи: а — плоскоременная, б — клиноременная, в-поликлиновая При применении поликлиновой ременной передачи уменьшается консольная нагрузка на вал, смягчаются динамические нагрузки и снижаются габариты передачи по сравнению с клиноременной передачей, поэтому принимаем поликлиновую передачу.

Задаемся расчетным диаметром ведущего и ведомого шкивов d₁=112 мм, d₂=140 мм, так как передаточное отношение и=0,8 в соответствии с требованиями ГОСТ 20 889.

Сечение ремня выбираем в зависимости от мощности, передаваемой ведущим шкивом, и его частоты вращения:

кВт, (4.24)

где Р_ном=7,5 кВт — номинальная мощность потребляемая приводом;

С_р=1,0 — коэффициент динамичности нагрузки и режима работы.

Принимаем сечение B.

Определяем линейную скорость ремня:

м/с (4.25)

Определяем рекомендуемое межцентровое расстояние для обыкновенной открытой передачи по формуле:

0,7 (d₁+d₂) < а < 2 (d1+d2) (4.26)

0,7 (112+140) < а < 2 (112+140)

Принимаем межцентровое расстояние а=300 мм Расчетная длина ремня:

(4.27)

Значение округляем до ближайшего большего стандартного по ГОСТ 1284.1 l=1000 мм.

Определим угол обхвата:

Число клиньев поликлинового ремня:

(4.28)

где [P_П] - допускаемая мощность передаваемая ремнями, кВт

[P_П]=[P₀]СС_lС_K =7,51,00,820,85=5,2 кВт, (4.29)

где [P₀]=7,5 — допускаемая приведенная мощность, передаваемая поликлиновым ремнем;

С_P=1,0 — коэффициент динамичности нагрузки и длительности работы;

С=1,0 — коэффициент угла обхвата;

С_l=0,82 — коэффициент, зависящий от длины ремня С_K=0,85 — коэффициент, учитывающий число ремней в комплекте

принимаем K=2

Сила предварительного натяжения поликлинового ремня:

(4.30)

H

Сила давления на вал:

Н где ₁=180^о — угол обхвата ремнем ведущего шкива.

Расчёт валов

Диаметры посадок подшипников на валы:

(4.31)

где Т-момент на соответствующем валу;

[t_к] - допускаемое напряжение на кручение, [t_к]=20…25;

мм Диаметр выходного конца электродвигателя d=38 мм.

Конструктивно принимаем d=38 мм.

мм Под посадку подшипников, обеспечивающих необходимую надёжность при работе ведомого вала, конструктивно принимаем d₂=d₃=35 мм.

Принимаем конструктивно d₃=35 мм Принимаем конструктивно d₅=55 мм Прочностной расчёт вала Наиболее опасным сечением вала V является шлицевой участок, на валу присутствует наибольший изгибающий момент. Концентраторами напряжений являются шлицы.

Рисунок 4.1 Схема приложения нагрузки

Определим окружную силу в зацеплении [4]:

Н, где d₁=mz₁=518=90 мм — делительный диаметр колеса;

Т₂=560 Нм — крутящий момент на колесе.

Радиальная сила:

Н, где =0 — угол зацепления.

По чертежу определяем места расположения сил и расстояние до точек их приложения, переносим их на рисунок.

l₁=160 мм; l₂=64 мм; l₃=86 мм;

М_А=F_t1l₁-R_B(l₁₊l₂)+F_ШК(l₁+l₂+l₃)=0,

М_B=-R_A(l₁+l₂) — F_tl₂+F_ШКl₃=0,

Откуда:

H

H

Проверка:

F_z=-F_шк+R_B-F_t-R_A=-2072+3441,4−803,5−565,9=0

Строим эпюры изгибающих и крутящих моментов (рисунок 4.2)

Рисунок 4.2 Эпюры изгибающего и крутящего моментов

Для опасного сечения определяем коэффициент запаса прочности по усталости S и сравниваем его с допускаемым значением [4]:

(4.32)

где S_у и S — коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям, определяемые по зависимостям [4]:

(4.33)

где у_-1 =410 МПа и _-1=240 МПа — пределы выносливости материала соответственно при изгибе и кручении;

у_a и _a — амплитуды напряжений цикла, МПа;

у_т и _т — средние напряжения цикла, МПа;

_у=0,2; =0,1 — коэффициенты характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла напряжений;

К_уD и К_D — коэффициенты, учитывающие влияние всех факторов на сопротивление усталости соответственно при изгибе и кручении

(4.34)

где К_у и К — эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

К_d — коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

К_F=1 — коэффициент влияния шероховатости поверхности;

К_V=2,8 — коэффициент влияния упрочнения Для концентратора напряжений определим коэффициенты К:

— шлицевый участок вала К_у=1,7;

К=2,65;

К_d=0,81

где М=178,8 Нмм — результирующий изгибающий момент;

М_К=54,2 Нмм — крутящий момент;

W — осевой момент сопротивления сечения вала, мм³;

W_К — полярный момент сопротивление сечения вала, мм³

мм³,

мм³

МПа;

МПа Запас прочности больше допустимого. Условие прочности выполняется

Расчёт подшипниковых узлов

Для рассчитываемого вала мы приняли шариковый радиально-упорный подшипник серии 36 211 ГОСТ 831–75 (D=55 мм, B=21 мм, Сr=58,4 кН).

Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчётной динамической грузоподъёмности с базовой, или базовой долговечности с требуемой по условиям:

C_rp? C_r или L_10h? L_h. (4.35)

Требуемая долговечность подшипника L_h = 8,4· 10³ по табл. 9.4.

Расчётная динамическая грузоподъёмность определяется по формуле:

(4.36)

где: R_E — эквивалентная динамическая нагрузка, Н;

щ — угловая скорость вала, с^-1;

m — показатель степени, m = 3.

R_E = V· R_r · K_б · K_т (4.37)

где: V — коэффициент вращения, V = 1 (при вращении внутреннего кольца подшипника);

R_r — суммарная реакция подшипника, R_r=3487 Н;

K_б — коэффициент безопасности, =1,15;

K_т — температурный коэффициент, = 1.

R_E = 1· 3487 · 1,15 · 1 = 4010 Н

кН

32 кН > 22,0 — условие C_rp? C_r выполняется.

Произведём расчёт подшипника на долговечность:

(4.38)

Расчёт подшипника на долговечность выполняется.

5. Обоснование выбора конструкции шпинделя и опор шпиндельных узлов

станок вал привод шпиндельный

Шпиндельный узел в соответствии с предъявляемыми к нему требованиями должен обеспечивать:

1. Точность вращения, оцениваемую радиальным и осевым биением переднего конца шпинделя.

2. Радиальную и осевую жесткость, определяемую по деформации шпинделя под нагрузкой.

3. Долговечность шпиндельных узлов, которая зависит от долговечности опор шпинделя, которая в свою очередь зависит от эффективности системы смазывания, уплотнений, частоты вращения и т. д.

Долговечность шпиндельных узлов не регламентирована, ее определяют по усталости, износу деталей подшипника или потере смазочных свойств масла.

4. Быстрое и точное закрепление заготовки в шпинделе станка.

5. Минимальные затраты на изготовление, сборку и эксплуатацию шпиндельного узла при удовлетворении всех остальных требований.

Необходимо обеспечить высокие динамические качества (виброустойчивость), которые определяются амплитудой колебаний переднего конца шпинделя и частотой собственных колебаний, а так же минимальные тепловыделения и температурные деформации шпиндельного узла, так как в данном узле шпиндель будет эксплуатироваться на высоких частотах вращения.

Конструкция шпиндельного узла зависит от типа и размера станка, класса его точности, предельных параметров процесса обработки (максимальной частоты вращения, эффективной мощности привода). Поэтому выбор конструкции будем производить по следующим факторам.

Конфигурация переднего конца шпинделя зависит от способа крепления заготовки. Точное центрирование и жесткое сопряжение оправки со шпинделем обеспечивается коническим соединением. Шпиндель станка имеет фланцевый передний конец, выполненный по ГОСТ 2570–58, обеспечивающий быстросменность установки планшайбы и надёжность крепления.

Тип приводного элемента зависит, в первую очередь, от частоты вращения, величины передаваемой силы, требований к плавности вращения, а так же от общей компоновки привода.

Таблица 5.1 Точность и быстроходность шпиндельных узлов на разных опорах

Исходя из таблицы принимаем опоры качения, которые имеют удовлетворительные скоростной параметр и параметр биения шпинделя.

Определяем класс точности шпиндельных подшипников в зависимости от класса точности станка. Класс точности станка нормальный, следовательно, класс точности подшипников в передней опоре — 5, в задней опоре — 5.

Шпиндель станка установлен на двух опорах:

— передняя опора — подшипник роликовый двухрядный радиальный № 3 182 116 d=80 мм, D=125 мм, В=34 мм,

— задняя опора — по схеме дуплекс О-образная, подшипник шариковый упорный № 8211 и подшипник радиально упорный № 46 211 d=55 мм, D=100 мм, В=21 мм.

Для смазывания обеих опор применяется пластический смазочный материал.

Приводной элемент шпинделя установлен на заднем конце, и передача крутящего момента передается через шлицы посредством поликлиновой передачи, что на больших скоростях обеспечивают плавное вращение шпинделя.

6. Расчёт шпиндельного узла

Выбор конструкции шпиндельного узла

Шпиндельный узел данного станка относится к группе узлов с высокой частотой вращения. В проектируемом шпиндельном узле могут использоваться следующие схемы опор шпиндельного узла (см. рисунок 6.1):

Рисунок 6.1 — Схемы опор шпиндельного узла

Схема а) воспринимает как радиальную нагрузку, так и осевую, в ней используются только радиально-упорные шарикоподшипники типа 36 000, 46 000 ГОСТ 831–75.

Схема б) воспринимает больше радиальную нагрузку чем осевую, и здесь используются три разнотипных подшипника.

Схемы в) и г) воспринимают больше осевую нагрузку, чем радиальную, здесь используются двухрядные роликовые подшипники с короткими цилиндрическими роликами типа 3 182 100 ГОСТ 7634–75, радиально-упорные шарикоподшипники типа 36 000, 46 000 ГОСТ 831–75 и упорные шарикоподшипники типа 8000 ГОСТ 6874–75, 3800 ГОСТ 7842–75.

В проектируемом приводе, возникают значительные радиальные и значительные осевые нагрузки и с учетом простоты регулирования натяга в подшипниках, будем в дальнейшем использовать схему опор шпиндельного наиболее простой и надежной конструкции.

Шпиндельный узел станка относится к группе узлов с высокой частотой вращения. Радиальную нагрузку на переднюю опору воспринимает радиальный роликовый двухрядный подшипник. В задней опоре установлены радиально упорный и упорный шариковые подшипники.

Для смазывания обеих опор применяется пластический смазочный материал.

Приводной элемент шпинделя установлен на заднем конце, и передача крутящего момента передается через шлицы посредством поликлиновой передачи, что на больших скоростях обеспечивают плавное вращение шпинделя.

Рисунок 6.2 — Схема шпиндельного узла

Определим конструктивные параметры шпинделя исходя из базового варианта исполнения и расчетов.

Диаметр передней опоры под подшипники: d = 80 мм

диаметр задней опоры: d = 55 мм

межопорное расстояние: l = 550 мм

вылет переднего конца шпинделя: a = 115 мм

Шпиндель изготовлен из стали 12ХН3А ГОСТ 4543–71 с поверхностным цементированием h=0,8…1,1 мм до НRC_э 55−83.

Расчёт шпиндельного узла на точность

При расчете шпиндельного узла на точность принимаем самый неблагоприятный случай, когда биение подшипников _А в передней опоре и _В в задней направлены в противоположные стороны.

Рисунок 6.3 — Схема расчета шпиндельного узла на точность

Тогда радиальное биение конца шпинделя

(6.1)

где — допуск на радиальное биение конца шпинделя, =10 мкм;

а — вылет конца шпинделя.

(6.2)

(6.3)

Следовательно точность шпиндельного узла обеспечивается.

При расчете шпиндельного узла на точность принимаем самый неблагоприятный случай, когда биение подшипников _А в передней опоре и _В в задней направлены в противоположные стороны.

Рисунок 6.4 — Схема расчета шпиндельного узла на точность

Расчет шпиндельного узла на жесткость

Расчет шпиндельного узла производим по.

Оценка радиальной жёсткости производится по прогибу конца шпинделя, происходящего за счёт упругой деформации (изгиба) шпинделя и податливости иго опор, а также по углу поворота упругой линии деформированного шпинделя в передней опоре.

Составим схему нагружения шпинделя рисунок 6.5.

Рисунок 6.5 — Схема нагружения шпиндельного узла

Максимально допустимые значения перечисленных параметров принимаются соответственно:

(6.4)

где — расстояние между опорами, =550 мм.

мм

рад

Составим схему нагружения шпинделя — рисунок 6.2

Прогиб шпинделя в горизонтальной и вертикальной плоскостях определим по формулам:

(6.5)

где j_a, j_в — жёсткость подшипников, Н/мм;

Е — модуль упругости материала шпинделя, Е=2,0 10⁵ МПа;

I₁, I₂ — момент инерции сечения шпинделя в пролёте между опорами и

передним концом шпинделя соответственно, мм⁴;

— коэффициент защемления в передней опоре, =0,7;

a — вылет переднего конца шпинделя.

(6.6)

Определим окружную силу в зацеплении:

Н (6.7)

где d=тz=275 мм — делительный диаметр колеса;

Т₇=537 Нм — крутящий момент на колесе.

Радиальная сила:

Н, (6.8)

(6.9)

Моменты инерции найдём по следующим формулам:

(6.10)

(6.11)

где d_срiн — средний наружный диаметр, мм,

d_срiв — средний внутренний диаметр, мм.

мм⁴

мм⁴

Передняя опора представляет собой роликовый радиальный двухрядный подшипник с короткими роликами диаметром d=80 мм. Радиальная жесткость j_A=800 Н/мкм (810⁵ Н/мм).

Задняя опора комплексная, состоящая из двух шариковых радиально-упорных подшипников, которые представляют собой две условные опоры. Сила предварительного натяга F_H=1140 H.

Радиальная жесткость комплексной опоры:

Н/мм, (6.12)

где j_a — осевая жесткость опоры, Н/мм;

=15 — угол контакта в подшипнике;

k₄ — коэффициент, характеризующий распределение нагрузки между

телами качения и зависит от соотношения между силой натяга и

радиальной нагрузкой в опоре k₄=0,62

(6.13)

(6.14)

где

Н/мм, (6.15)

где z=15 — число тел качения в подшипнике;

d_Ш=18 мм — диаметр шарика.

Н/мм

Н/мм

Получили радиальную жесткость опор:

— передней j_A=810⁵ Н/мм;

— задней j_B=3,510⁵ Н/мм.

Подставив численные значения в формулу 6.5 получим:

Рассчитаем углы поворота в передней опоре по формуле:

(6.16)

Получим:

<=0,002.

Следовательно, жесткость шпиндельного узла обеспечивается.

Расчет шпиндельного узла на виброустойчивость

Для этого необходимо рассчитать массу шпинделя:

m = V · с (6.17)

где: V — объём шпинделя, мм³;

с — плотность материала шпинделя с = 7800 кг/м³.

Тогда масса шпинделя:

m=3,67· 10^-3 · 7800=28,8 кг Определим собственную частоту колебаний шпинделя:

(6.18)

где: л — относительное расстояние между опорами л = l / a = 550 / 115 = 4,8;

г = 2,4 — приведенный коэффициент.

Определим граничные частоты вращения шпинделя, в пределах которых вибрации не будут возникать.

n₁ = 0,3 · щ_с = 0,3 · 439,7 = 131,9 Гц; n₂ = 3 · щ_с = 3 · 439,7 = 1319 Гц.

7. Выбор системы смазки

Смазочная система представляет собой совокупность устройств для подачи смазочного материала к трущимся поверхностям и возврата его в резервуар. В станке применена централизованная циркуляционная система подачи смазочного материала разбрызгиванием и струйным методом.

Рисунок 7.1 — Сема смазки станка Смазка основных узлов станка:

Смазка автоматической коробки скоростей.

В узлы с электромагнитными муфтами смазочный материал подводят для того, чтобы смазывать трущиеся поверхности их деталей, удалять продукты изнашивания и отводить теплоту, выделяющуюся вследствие потерь энергии в катушках и дисках муфт, а также в зубчатых передачах и подшипниках. Подвод масла к муфтам осуществляется внутренним способом через центральные отверстия, просверленные в валу, на котором находится муфта.

Подшипники, на которых установлены зубчатые колеса, связанные с муфтами, смазываются струей масла через радиальные отверстия, просверленные в валу. В соответствии с габаритами электромагнитных муфт, установленных в коробке скоростей Э1М07.2, Э1М08.2 и Э1М10.2 подача масла должна быть не менее 0,4…0,5 л/мин.

Масло применяемое для смазки должно быть чистым безкислотным, не должно содержать воды и твердых частиц. Механизмы коробки скоростей смазываются от специального насоса, подающего масло из специального резервуара. При работе станка масло, подающееся от насоса, разбрызгивается быстровращающимися колёсами и благодаря этому, подаётся на все рабочие поверхности механизма коробки скоростей В период эксплуатации станка необходимо следить за наличием смазочного материала в резервуаре недопуская падения его ниже 1/3 от уровня, обозначенного на маслоуказателе, а так же следить за работой маслонасосов по указателям.

Смазка шпиндельной бабки.

Смазка шестерен шпиндельной бабки производится разбрызгиванием из масляной ванны. Смазка опор шпинделя производится маслом, поступающим из резервуара, расположенного в верхней части корпуса, по трубкам, самотеком.

Подача масла в резервуар производится шестеренчатым насосом, смонтированным на передней стенке корпуса, на одной оси с выходным валиком цепи подач.

Заливка масла в корпус шпиндельной бабки производится через отверстие в крышке, закрытое пробкой; спуск отработанного масла — через пробку 9. Контроль уровня масла в шпиндельной бабке осуществляется по маслоуказателю 3.

Маслоуказатель 2 контролирует работу насоса.

Смазка коробки сменных шестерен.

Смазка сменных шестерен фитильная, осуществляется из резервуара 1, расположенного в верхней части кожуха.

Смазка коробки подач.

Смазка механизма коробки подач осуществляется из резервуара, расположенного в верхней части корпуса, прикрытого крышкой. Для заливки масло необходимо снять крышку 26, залить в резервуар масло по маслоуказателю 10 и поставить крышку на место.

Подача масла в резервуар производится шестеренчатым насосом, расположенным на правой стенке коробки подач.

Смазка фартука.

Смазка червячной передачи осуществляется при помощи масляной ванны. Заливка масла в корпус фартука производится через пробку 21, расположенную на каретке станка, слив отработанного масла — через пробку 7. Контроль уровня масла осуществляется по маслоуказателю 8. Смазка паразитной шестерни, передающей движение на винт поперечной подачи суппорта, осуществляется шприц-масленкой 4. Смазка мелкозубчатых муфт продольной и поперечной подачи, а также опоры реечной шестерни осуществляется маслом из резервуара, расположенного в верхней части фартука, через подводящие трубки.

Смазка суппорта и задней бабки производится вручную. Места смазок указаны на схеме смазки.

В качестве смазочного материала для смазки станка должно применяться масло индустриальное И-20А ГОСТ 20 799–75.

Таблица 7.1 — Карта смазки

1. Справочник технолога-машиностроителя. В 2-х т. / Под. ред. А. Г. Косиловой и Р. К. Мещерякова. — 4-е изд., перераб. и доп. — М.: Машиностроение, 1986.

2. Кочергин А. И. Конструирование и расчет металлорежущих станков и станочных комплексов. Курсовое проектирование. Учеб. пособие для вузов. — Мн.: Выш. шк., 1991.

3. Ф. М. Санюкевич Детали машин. Курсовое проектирование: — Брест: БГТУ, 2003 — 462 с.

4. Анурьев В. И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3 т. — 8-е изд., перераб. и доп. Под ред И. Н. Жестоковой. — М.: Машиностроение, 2001.

5. Черменский О. Н., Федотов Н. Н. Подшипники качения: Справочник-каталог. — М.: Машиностроение, 2003. — 576 с.

6. Глубокий В. И. Металлорежущие станки и промышленные роботы. Часть 1: Расчёт привода станка. Методическое пособие по курсовому проектированию. — Мн.: БПИ, 1984.

7. Металлорежущие станки: Учебник для машиностроительных втузов / Под ред. В. Э. Пуша. — М.: Машиностроение; 1985. — 256 с.

8. Маеров А. Г. Устройство, основы конструирования и расчёт металлообрабатывающих станков и автоматических линий: Учебное пособие для техникумов. — М.: Машиностроение, 1986;386 с.

9. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие для машиностроительных специальностей ВУЗов. — 4-е изд., перераб. и доп. — М.: Высшая школа, 1985.