Проектирование привода главного движения металлорежущего станка

Министерство образования и науки Российской Федерации федеральное государственное автономное образовательное учреждение высшего профессионального образования.

" Северный (Арктический) федеральный университет имени М.В. Ломоносова" .

филиал в г. Северодвинске Архангельской области Курсовая работа Проектирование привода главного движения металлорежущего станка металлорежущий станок привод вал Северодвинск Содержание.

1. Расчет режимов резания.

1.1 Расчет режимов резания при торцовом фрезеровании.

1.2 Расчет режимов резания при цилиндрическом фрезеровании.

1.3 Расчет режимов резания при работе прорезными и отрезными фрезами.

1.4 Расчет режимов резания при обработке концевой фрезой.

1.5 Расчет режимов резания при работе трехсторонней дисковой фрезой.

1.6 Свободная таблица режимов резания.

2. Кинематический расчёт привода.

2.1 Компоновка привода.

2.2 Разработка кинематической схемы (КС).

2.3 Построение графика частот вращения.

2.4 Определение передаточных отношений.

2.5 Определение чисел зубьев зубчатых колес.

3. Построение графика мощности и момента.

4. Силовые расчеты элементов привода.

4.1 Определение расчетного крутящего момента.

4.2 Выбор допускаемого контактного напряжения.

4.3 Расчет модуля зубчатых колес.

4.4 Определение размеров передач, скоростей и сил.

4.5 Проверочный расчет колес на усталостную прочность по контактным напряжениям.

5. Расчет ременной передачи.

6. Расчет валов на прочность и жесткость.

7. Выбор подшипников промежуточных валов.

8. Расчет шпиндельного узла.

8.1 Определение реакций в опорах.

8.2 Расчет радиальной жесткости передней опоры.

8.3 Расчет жесткости дуплекса радиально-упорных шарикоподшипников.

8.4 Расчет радиальной жесткости задней опоры.

8.5 Определение осевой жесткости шпинделя.

8.6 Проверка долговечности подшипников в шпиндельном узле.

8.7 Регулировка подшипников шпиндельного узла.

9. Расчет шлицевых соединений.

10. Выбор системы смазки.

10.1 Смазка зубчатых колес.

10.2 Смазка подшипников Список используемой литературы.

1. Расчет режимов резания Для расчета режимов резания воспользуемся.

1.1 Расчет режимов резания при торцовом фрезеровании.

Инструмент — торцовая фреза ГОСТ 22 085;76.

Марки инструментального материала:

Т5К10 для чернового фрезерования, Т15К6 для чистового фрезерования.

Скорость резания при фрезеровании:

(1.1).

— коэффициент, учитывающий качество обрабатываемого материала.

— коэффициент, учитывающий состояние обрабатываемого материала.

— коэффициент, учитывающий материал инструмента.

Значения всех коэффициентов и показателей степени приведены в таблице 1.

Таблица 1.

Скорость резания при черновом фрезеровании:

Скорость резания при чистовом фрезеровании:

Необходимое число оборотов шпинделя определяемое для чернового и чистового фрезерования в соответствии с паспортными данными станка и в соответствии с зависимостью:

(1.2).

для чернового фрезерования:

ближайшее значение соответствующее аналогу 679:

(1.3).

для чистового фрезерования:

ближайшее значение соответствующее аналогу 679:

Эффективная мощность резания:

(1.4).

— окруженная сила резания:

(1.5).

Значения коэффициента, показателей степени и поправочного коэффициента влияющего на качество обрабатываемого материала, приведены в таблице 2.

Таблица 2.

Для чернового фрезерования:

Для чистового фрезерования:

1.2 Расчет режимов резания при цилиндрическом фрезеровании.

Инструмент — торцовая фреза ГОСТ 3752–71.

Марки инструментального материала: P6M5.

Значения всех коэффициентов и показателей степени приведены в таблице 3.

Таблица 3.

Скорость резания:

Необходимое число оборотов шпинделя:

.

ближайшее значение соответствующее аналогу 679:

Значения коэффициента, показателей степени и поправочного коэффициента влияющего на качество обрабатываемого материала, приведены в таблице 4.

Таблица 4.

Окруженная сила резания:

Эффективная мощность резания:

1.3 Расчет режимов резания при работе прорезными и отрезными фрезами.

Инструмент — прорезная фреза ГОСТ 2679–73.

Марки инструментального материала: P6M5.

Значения всех коэффициентов и показателей степени приведены в таблице 5.

Таблица 5.

Скорость резания:

Необходимое число оборотов шпинделя:

ближайшее значение соответствующее аналогу 679:

Значения коэффициента, показателей степени и поправочного коэффициента влияющего на качество обрабатываемого материала, приведены в таблице 6.

Таблица 6.

Окруженная сила резания:

Эффективная мощность резания:

1.4 Расчет режимов резания при обработке концевой фрезой.

Инструмент — концевая фреза ГОСТ 17 025–71.

Марки инструментального материала: P6M5.

Рассмотрим 2 режима обработки: прорезка паза, обработка плоскостей (уступов).

Значения всех коэффициентов и показателей степени приведены в таблице 7.

Таблица 7.

При прорезке паза:

Скорость резания:

Необходимое число оборотов шпинделя:

ближайшее значение соответствующее аналогу 679:

Значения коэффициента, показателей степени и поправочного коэффициента влияющего на качество обрабатываемого материала, приведены в таблице 8.

Таблица 8.

Окруженная сила резания:

Эффективная мощность резания:

При обработке плоскости:

Скорость резания:

Необходимое число оборотов шпинделя:

ближайшее значение соответствующее аналогу 679:

Окруженная сила резания:

Эффективная мощность резания:

1.5 Расчет режимов резания при работе трехсторонней дисковой фрезой.

Инструмент — трехсторонняя фреза со вставными ножами ГОСТ 1669–78.

Марки инструментального материала: P6M5.

Значения всех коэффициентов и показателей степени приведены в таблице 9.

Таблица 9.

Скорость резания:

Необходимое число оборотов шпинделя:

ближайшее значение соответствующее аналогу 679:

Значения коэффициента, показателей степени и поправочного коэффициента влияющего на качество обрабатываемого материала, приведены в таблице 10.

Таблица 10.

Окруженная сила резания:

Эффективная мощность резания:

1.6 Свободная таблица режимов резания.

Предельные частоты режимов резания:.

Максимальная мощность резания:.

Выбор электродвигателя..

Мощность электродвигателя определяется с учётом наиболее нагруженного режима. Наиболее нагруженным режимом является черновое фрезерование, для которого необходима мощность N = 2,13 kBm..

Мощность электродвигателя определяется по формуле, в которой учтена возможность перегрузки двигателя на 25%:.

(2.1).

=2,6 кВт Согласно приложению 4, стр. 43, Принимаем двигатель двухскоростной 4А132S8/4У3 N = 3,2 /5,3 кВm, 750/ 1500 об/мин..

2. Кинематический расчёт привода Исходные данные.

1. Количество ступеней регулирования z=12.

2. Предельные значения частот вращения 150−1750 обмин..

3. Частота вращения ротора электродвигателя 7 501 500 обмин Целью кинематического расчёта является определение ряда частот вращения, числа зубьев, разработка кинематической схемы привода..

Определение знаменателя ряда частот вращения Диапазон регулирования:.

(3.1).

Знаменатель ряда найдем по формуле:.

Принимаем ближайшее значение стандартного знаменателя ряда ц=1.26..

Выписываем частоты вращения из этого ряда: 160, 200, 250, 315, 400, 500, 630,800, 1000, 1250, 1600,2000 обмин..

2.1 Компоновка привода Согласно заданию компоновка привода разделённая. В разделённом приводе шпиндельный узел и коробка скоростей размещаются в разных корпусах Рисунок 1 Схема общей компоновки привода.

2.2 Разработка кинематической схемы (КС) КС разрабатывается в соответствии со структурной формулой проектируемого привода, при этом учитывается компоновка станка..

Структурная формула привода: z = 2 • 1 • 3 •1• 2=12.

Рис. 2. Кинематическая схема привода.

2.3 Построение графика частот вращения Структурная сетка для ц=1.26 представлена на рисунке Рисунок 4. Структурная сетка при ц=1,26.

Рисунок 5. График частот вращения для ряда со знаменателем ц=1.26..

2.4 Определение передаточных отношений Из ГЧВ получаются следующие значения передаточных отношений:.

= 1,07.

= 0,8.

= 1,00.

= 1,25.

= 0,25.

2.5 Определение чисел зубьев зубчатых колес Расчет чисел зубьев ведется по группам передач. В пределах каждой группы передач сумма чисел зубьев сопряженных колес должна быть одинаковой (что имеет место при одном модуле) и по условию наименьших габаритов привода не должна превышать 120, т. е.:.

z _j + z?_j =? z = const.

? z? 100…130.

Примем z₁ =24;

z₄ = = = 30.

z₄ + z₁ =54.

= + = 54.

= 1.00; =; 2• = 54 > = = 27.

= + =54.

= 1.25; =1.25; 2.25 = 54 >= 24; =30.

Примем =20.

Z₁₀ = = = 80.

z_{4 +} z₁ =100.

= U₅ z_{7 +} z₉ =100.

= 1.00; z₇ = z₉; 2• z₉ =100 > z₇ = z₇ = 50.

Проверочный кинематический расчет.

Для этого составляют уравнения кинематического баланса для всех вариантов включения передач и подсчитывают фактические значения частот вращения шпинделя.

n_факт от минимального до максимального. Значения n_факт сопоставляют со значениями нормального ряда. Отклонения не должны превышать значения:

= ± 10 • (ц — 1) % (3.2).

В расчете числа зубьев не были округлены, поэтому отклонения будет равны 0, и проводит проверочный нет необходимости.

3. Построение графика мощности и момента Исходные данные:

1. Мощность электродвигателя N = 3,2/5,3 кВm.

2. Ряд частот вращения: 160; 200; 250; 315; 400; 500; 630; 800; 1000; 1250; 1600; 2000.

Включение электродвигателя на 750об/мин.

При данном включении на шпинделе могут быть получены следующие частоты вращения: 160; 200; 250; 630; 800; 1000.

Расчетное значение величины вращения:

n?_r = n?₁• (4.1).

n?_r = 160 •.

Принимаем n?_P = 250 об/мин и наносим на график.

Мощность шпинделе:

N?_p =? з (4.2).

где = 3.2 кВm.

з = 0,8 — коэффициент полезного действия привода.

N?_P =3,2 •0,8 = 2,56кВm.

Наносим N?_p = 2,56 кВm на график.

Наносим на график N? _z = N?_p = 2,56 кВm.

Расчетное значение крутящего момента:

M?_P =9550 • (4.3).

M?_P =9550 • = 97,8H•м.

Наносим M?_p = 97,8H • м на график.

Наносим M₁ = M?_P = 97,8H•м на график.

Мощность в т. N?₁ :

N?₁ = (4.4).

N?₁ = кВm.

Наносим N?₁ = 1,64 кВm на график.

Соединяем точки N? ₁ = 1,64 кВm и N?_P = 2,56 кВm.

Мощность в т. M?_z:

M?_z = 9550 •.

M?_z = 9550 =24,4 Н • м Наносим M?_z = 24.4 Н • м на график.

Соединяем точки M?_P = 99.32 Н • м и M?_z =24.4 Н • м Включение электродвигателя на 1500 об/мин.

При данном включении на шпинделе могут быть получены следующие частоты вращения 315; 400; 500; 1250; 1600; 2000.

Расчетное значение величины вращения:

n^?_p= n^?₁ • = 315 • = 583,3 об/мин (4.5).

Принимаем n^?_р = 500 об/мин и наносим на график.

Мощность на шпинделе:

N?_P = N?_ЭДВ ?з = 5,3? 0,8 = 4,24 кВm (4.6).

где N?_ЭДВ = 5,3 кВm.

N?_z = N?_P = 4,24 кВm_..

Расчетное значение крутящего момента:

M?_p = 9550 • = 9550 = 81Н • м (4.7).

M?₁ = M?_p = 81Н • м Мощность в т. N?₁ :.

N?₁ = = = 2,67 кВm. (4.8).

Соединяем точки N?₁ = 2,67 кВm и N?_P = 4,24 кВm_..

Мощность в т. M?_z: M?_z = 9550 • = 9550 • = 20,2H • м Соединяем точки = 81 Н • м и M?_z = 20,2 Н • м.

Полученный график мощности и момента приводится на чертеже.

Рисунок 6. График мощности и крутящего момента.

4. Силовые расчеты элементов привода.

4.1 Определение расчетного крутящего момента.

Расчетный крутящий момент на ведущем валу данной группы определяется по формуле:

= (5.1).

где = 1,0 — коэффициент перегрузки при резании (стр. 29, [2]).

= 1,2 — коэффициент перезагрузки при пуске, торможении или при ударном характере обработки (стр. 29, [2]).

= 3.2/ 5.3кВm — мощность электродвигателя.

з — КПД части привода, включая ведущий вал данной группы.

з — 0,99 — КПД подшипников качения.

з — 0,94 — КПД ременной передачи.

з — 0,97 — КПД зубчатого цилиндрического зацепления.

n — частота вращения вала, об/мин.

= = 48,6Н • м.

= = 42,7Н • м.

= = 54,2Н • м.

= = 196,7Н • м.

4.2 Выбор допускаемого контактного напряжения.

Контактное напряжение [] выбирается в зависимости от материала зубчатых колес:

[] = • (5.2).

Таблица 2.

где — базовый предел контактной выносливости (стр. 44, табл. 6, [12]).

= 180 • 50 + 1500 = 10 500 кг/ = 1,03 • H/.

= 1.10 -коэффициент безопасности (стр. 44, табл. 6[2]).

=1.00 — коэффициент долговечности (стр. 29, [2]).

[] = • 1,00 = 0,936 • H/.

4.3 Расчет модуля зубчатых колес.

Модуль рассчитывается отдельно для каждой одиночной передачи и для одной (наиболее нагруженной) передачи каждой группы..

m = • • (5.3).

где = 7700 (H/ - коэффициент для прямозубых стальных колес, учитывающий механические свойства материала и форму боковых поверхностей зубьев (стр. 28, [2]).

и — числа зубьев шестерни и колес передачи, имеющей передаточное отношение в группе.

= 1,2 — коэффициент, учитывающий влияние перекоса валов.

= 8 — коэффициент широты колес прямозубых колес и малой мощности привода.

[] = 0,936 • H/ - допускаемое контактное напряжение.

— крутящий момент на ведущем валу данной группы.

Для 1ой группы передач:

m = • = 0,0022 м = 2,2 мм Для 2ой группы передач:

m = • = 0,0024 м = 2,4 мм Значение модуля округляется до стандартных значений. Таким образом, получается:

Для 1ой группы передач: m = 2,5 мм Для 2ой группы передач: m = 2,5 мм Условие минимального габарита коробки скоростей.

После определения модуля зубчатых колес проверяется соблюдение основного условия минимального габарита коробки скоростей.

= m •? (5.4).

где = 270 мм — наибольший допустимый диаметр колеса.

— наибольший диаметр колеса в данной группе.

— наибольше число зубьев колеса в данной группе.

Таким образом, Для 1ой группы передач: = 2,5 • 30 = 75 мм ?

Для 2ой группы передач: = 2,5 • 80 = 200 мм ?

Условие минимального габарита коробки скоростей выполняется.

4.4 Определение размеров передач, скоростей и сил.

Размеры, скорости и силы передач Таблица 3.

4.5 Проверочный расчет колес на усталостную прочность по контактным напряжениям.

Проверочный расчет цилиндрических зубчатых колес на усталостную прочность состоит в определении фактического контактного напряжения по формуле:

= • • •? [] (5.5).

1,77, — коэффициент формы зуба;

= 27 • , — коэффициент, учитывающий механические свойства материала;

= 1, коэффициент влияния суммарной длины контактных линий.

где — удельная окружная сила, Н/м.

= • • (5.6).

= 1.1 — коэффициент, учитывающий влияние перекоса валов (стр. 44, табл. 5 [2]).

— коэффициент влияния динамической нагрузки.

= 1 + (5.7).

— окружное усилие в зацеплении, Н.

— рабочая ширина зубчатого венца, м.

— удельная окружная динамическая сила, Н/м.

• • V • • 9810 (5.8).

= 0,014 — коэффициент, учитывающий вид зубчатой передачи.

= 5,6 — коэффициент точности шага зубьев.

— межосевое расстояние, мм.

— диаметр шестерни, м.

— окружная скорость при расчетном нагружении, м/с.

Расчеты приведены в таблицах 4 и 5:

Таблица 4.

Таблица 5.

4.6 Проверочный расчет зубьев на усталостную прочность по напряжениям изгиба Расчет зубьев шестерни и колес цилиндрической передачи cоcтоит в определении фактического напряжения по формуле:

= • • •? [] (5.9).

где: — коэффициент формы зуба при числе зубьев:

при = 24 — = 3.99;

при = 20 — = 4.15;

= 1 — коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев.

= 1 — коэффициент наклона зуба.

= 0.016 — коэффициент влияния вида зубчатой передачи при расчете на изгиб.

— удельная расчетная окружная сила на изгиб, Н/м.

= • • (5.10).

— коэффициент, учитывающий распределение нагрузки на ширине венца.

= 1.15• (5.11).

= 1,1 — коэффициент, учитывающий влияние перекоса валов.

— коэффициент динамической нагрузки.

= 1 + (5.12).

где — удельная окружная динамическая сила, Н/м.

= 9810 (5.13).

— коэффициент точности шагов зубьев.

— межосевое расстояние, мм.

— окружная скорость при расчетном нагружении, м/с.

Определение допускаемого напряжения изгиба []:

[] = • (5.14).

где — базовый предел контактной выносливости при изгибе (стр. 44, табл. 6 [2]).

= 5500? 6000 кг/= (5.4 5.89) • H/= 5.6 • H/.

= 1,7 — коэффициент безопасности (стр. 44, табл. 6 [2]).

= 1,00 — коэффициент влияния реверсивной нагрузки (при односторонней нагрузке) (стр. 33, [2]).

[] = • = 3.29 • H/.

Расчеты приведены в таблицах 6 и 7:

Таблица 6.

Таблица 7.

5. Расчет ременной передачи Исходные данные: вращающий момент на валу.

Выбор ремня.

По справочным таблицам в зависимости от вращающего момента на валу выбираем ремень: сечение Б.

Диаметр ведущего шкива:

Диаметр ведомого шкива:

Линейная скорость ремня v, м/сек:

v= (6.1).

Определение межосевого расстояния:

Минимальное значение межосевого расстояния:

(6.2).

где, h=8,7 мм — высота ремня.

Принимаем а=500 мм.

Определяем длину ремня при принятом межосевом расстоянии а=500 мм Округляем до стандартного значения длины ремня: = 1400 мм Определяем фактическое межосевое расстояние:

(6.3).

Мощность передачи с одним ремнем:

N (6.4).

где — коэффициент угла охвата.

=1−0,003 (6.5).

где, а =180−60 (6.6).

=1- 0,003.

= 0,95 — коэффициент длины ремня.

= 1,0 — коэффициент, учитывающий условия работы.

= 1,34кВm — нормальная мощность передачи с одним ремнем .

кВm.

Число ремней в передаче.

Z= (6.7).

где — коэффициент, учитывающий число ремней в комплекте (после определения в первом приближении числа ремней Z, коэффициент =1 уточняется 3, а число ремней К уточняется во втором приближении).

Z=.

Второе приближение =0,84.

Z=.

Округляем до ближайшего целого большего числа: Z=5.

Нагрузка, передаваемая на вал:

F (6.8).

где — сила предварительного натяжения одного ремня, Н,.

=500 (6.9).

=0,18 — погонная масса ремня, кг/м.

=500.

(6.10).

а — межцентровое расстояние,.

Z — количество ремней.

F.

Таким образом, выбирается шкивы диаметром 140 мм и 150 мм с 5 клиновыми ремнями, которые передаются на вал нагрузку 673Н.

6. Расчет валов на прочность и жесткость Для расчета на прочность необходимо построить расчетные схемы и найти реакции опор.

Рис 5 Входной вал.

Fи F (7.1).

Определение опорных реакций.

R (7.2).

R.

R (7.3).

R.

Рис. 6 Второй вал Нахождение изгибающих моментов:

M — Изгибающий момент в опоре.

M — Изгибающий момент в шестерне.

M — Изгибающий момент в шестерне Суммарный момент:

M (7.4).

Результирующий момент:

M (7.5).

Допустимый по условиям прочности диаметр вала:

d= (7.6).

где = 85 МПа — допускаемые напряжения (табл.6, стр. 35,).

F и F (7.7).

Так как ось шпиндельного узла смещена на 45 градусов:

Тогда F (7.8).

F.

Определение опорных реакций.

R (7.9).

(7.10).

R (7.11).

(7.12).

Нахождение изгибающих моментов:

M — Изгибающий момент в опоре.

MИзгибающий момент в шестерне.

MИзгибающий момент в опоре.

MИзгибающий момент в шестерне Суммарный момент:

M (7.13).

Результирующий момент:

M (7.14).

Допустимый по условиям прочности диаметр вала:

d= (7.15).

где = 85МПа — допускаемые напряжения (табл. 6, стр. 35,).

Диаметры валов, полученные в результате расчета валов на прочность, увеличивают в 1,4−1,7 раза, что необходимо для дальнейшего расчета валов на жесткость.

Таким образом, принимаются следующие диаметры валов с учетом стандартных шлицевых соединений:

d,.

d.

Расчет валов на жесткость.

На жесткость рассчитывается вал № 1. Расчет заключается в определении прогиба в мессах расположения шестерен Y (для шестерни, расположенной в средней части пролета вала, это колесо № 1).

Рис. 7. Расчетная схема.

Прогиб в плоскости действия окружной силы:

Y (7.16).

Прогиб в плоскости действия радиальной силы:

Y (7.17).

Суммарный прогиб вала:

Y (7.18).

где P; P.

I = 0,05 — осевой момент инерции.

E = 2 — модуль продольной упругости.

а = 120мм.

b = 120мм.

Y.

Y.

Y.

Допускаемое значение прогиба Y.

Y (7.19).

Это условие выполняется, значит, диаметр вала рассчитан верно.

7. Выбор подшипников промежуточных валов Суммарные реакции в опорах:

Входной вал (значения взяты из п.7).

(8.1).

(8.2).

Промежуточный вал (значения взяты из п. 7).

(8.3).

(8.4).

Расчет долговечности подшипников:

Входной вал:

Выбираем подшипники по более нагруженной опоре 12.

():

Шариковый радиальный однорядный подшипник средней серии:

Подшипник 305 ГОСТ 8338–75.

Основные параметры подшипника:

d=25 мм, D=62 мм, B= 17 мм, С= 17,3 кН,.

Проверка долговечности подшипника.

Эквивалентная нагрузка на подшипник:

(8.5).

где, — коэффициент безопасности.

V = 1 — коэффициент, учитывающий вращение колес.

R = 1383Н — нагрузка на подшипник.

— температурный коэффициент.

Число оборотов подшипников за весь срок службы:

(8.6).

где, m = 3 — для шариковых подшипников.

Долговечность подшипников (в часах):

(8.7).

Промежуточный вал:

Выбираем подшипники по более нагруженной опоре 4 ():

шариковый радиальный однорядный подшипник средней серии:

Подшипник 306 ГОСТ 8338–75.

Основные параметры подшипника:

d = 30 мм, D = 73 мм, В = 19 мм, С = 21,6 кН,.

Проверка долговечности подшипника.

Эквивалентная нагрузка на подшипник:

(8.8).

где, =1,2 — коэффициент безопасности, стр. 118,[4].

V = 1 — коэффициент, учитывающий вращение колес.

R = 2372Н — нагрузка на подшипник.

— температурный коэффициент.

Число оборотов подшипников за весь срок службы:

(8.9).

где, m = 3 — для шариковых подшипников.

Долговечность подшипников (в часах):

(8.10).

Регулировка подшипников промежуточных валов обеспечивается за счет подшлифовки компенсирующих колец, которые устанавливаются по одному на вал. При этом должен обеспечиваться осевой люфт промежуточных валов не более 0,05 мм.

8. Расчет шпиндельного узла Определение максимальной силы резания (см. п.1).

При черновой обработке:

8.1 Определение реакций в опорах Рис. 9. Схема нагружения шпинделя.

Реакции опор:

(9.1).

(9.2).

(9.3).

Cуммарные реакции в опорах:

(9.4).

(9.5).

8.2 Расчет радиальной жесткости передней опоры Диаметр передней опоры определяется по формуле:

(9.6).

где = 150 000 (табл.3, стр. 11, [3]).

Принимается =80 мм Расчет радиальной жесткости двухрядного роликогоподшипника 3 182 116:

d = 80 мм, D = 125мм, b = 34 мм.

= 8595,0Н.

Радиальная податливость подшипника при натяге: е =0 -(стр. 39, рис. 7,).

Величина относительного зазора:

5 по табл. 11, (9.7).

Коэффициент податливости: (стр. 39, рис. 8,).

Податливость подшипника:

(9.8).

Податливость посадочных поверхностей:

(9.9).

где = 0,015мм/кг — коэффициент податливости.

Жесткость опоры:

(9.10).

Податливость опоры:

(9.11).

8.3 Расчет жесткости дуплекса радиально-упорных шарикоподшипников.

46 116:d=80 мм, D = 125 мм, B=22 мм, .

Сила осевого преднатяга:

(9.12).

=200кг Соотношение:

(9.13).

Коэффициент:(стр. 41, рис. 9,[3]).

Соотношение:

(9.14).

Вспомогательный коэффициент радиальной податливости: (стр. 41, рис. 10,[3]).

Податливость подшипника:

(9.15).

Податливость посадочных поверхностей:

(9.16).

где =0,015мм/кг — коэффициент податливости.

(9.17).

Жесткость опоры:

(9.18).

(9.19).

Податливость опоры:

(9.20).

8.4 Расчет радиальной жесткости задней опоры Расчет радиальной жесткости двухрядного роликоподшипника 3 182 111: d=55 мм, D = 90 мм, b=26 мм,.

Радиальная податливость подшипника при натяге (стр. 39, рис. 7, [3]).

— (9.21).

Величина относительного зазора: по табл. 11,.

(9.22).

Коэффициент податливости: (стр. 39, рис. 8, [3]).

Податливость подшипника:

(9.23).

Податливость посадочных поверхностей:

(9.24).

где =0,015мм/кг — коэффициент податливости.

(9.25).

Жесткость опоры:

(9.26).

(9.27).

Податливость опоры:

(9.28).

8.5 Определение осевой жесткости шпинделя Осевая жёсткость шпинделя узла существенно влияет на точность обработки и динамическую устойчивость металлорежущих станков. Осевая жесткость шпиндельного узла практически полностью определяется жесткостью подшипника качения.

В данной конструкции шпинделя используется в опоре два радиально-упорных шарикоподшипника 46 116 (O 80), установленные с преднатягом .

Соотношение:

(9.29).

По графику ([3], рис.1): осевая жесткость .

При установке в узле двух радиально-упорных шарикоподшипников с предварительным натягом осевая жесткость увеличивается в два раза.

Таким образом, осевая жесткость шпиндельного узла.

8.6 Проверка долговечности подшипников в шпиндельном узле Передняя опора: двухрядный роликоподшипник 3 182 116:d=80мм,.

d= 125мм, b=34мм, C = 87,10 кН,.

Эквивалентная нагрузка на подшипник:

(9.30).

где, — коэффициент безопасности, стр. 118,.

V =1 — коэффициент, учитывающий вращение колес.

R = 8565,0Н.

— температурный коэффициент.

Число оборотов подшипников за весь срок службы:

L= (9.31).

где, m = - для шариковых подшипников.

Долговечность подшипников (в часах):

(9.32).

Задняя опора: двухрядный роликоподшипник 3 182 111: d=55 мм, D = 90 мм, b=26 мм, C= 52,70кН, .

Эквивалентная нагрузка на подшипник:

(9.33).

где, — коэффициент безопасности, стр. 118,.

V =1 — коэффициент, учитывающий вращение колес.

R = 3671,0Н.

— температурный коэффициент.

Число оборотов подшипников за весь срок службы:

L= (9.34).

где, m = - для шариковых подшипников.

Долговечность подшипников (в часах):

(9.35).

Передняя опора: дукплекс радиально-упорных шарикоподшипников 46 116:

d=80мм, D= 125мм, В=22мм, , C = 42,30 кН,.

Эквивалентная нагрузка на подшипник:

(9.36).

где, — коэффициент безопасности, стр. 118,.

V = 1 — коэффициент, учитывающий вращение колес.

R = 8565,0 Н.

— температурный коэффициент.

Число оборотов подшипников за весь срок службы:

L= (9.37).

где, m = 3 — для шариковых подшипников.

Долговечность подшипников (в часах):

(9.38).

8.7 Регулировка подшипников шпиндельного узла В шпиндельном узле применены подшипник 3 182 116 — в передней опоре, 3 182 111 — в задней опоре. Подшипники устанавливаются с начальным зазором 5−10 мкм. (начальный зазор можно определить с помощью набора концевых мер). Необходимый рабочий зазор 0мкм. Регулировка зазора производится с помощью гайки через втулку. При закручивании гайки по конусу смещается внутреннее кольцо подшипника, тем самым обеспечивается необходимый рабочий зазор.

Необходимая величина смещения вычисляется по формуле:

Дальше этого значения кольцо подшипника перемещать нельзя, иначе возникает натяг.

После перемещения производится стопорение гайки.

Наружное кольцо подшипника, в свою очередь, фиксируется с помощью крышки, во избежание соскока кольца с роликов.

В передней опоре для восприятия осевых нагрузок устанавливается радиально-упорные подшипники 46 116. Натяг в подшипниках создается за счет разницы длин дистанционных втулок, устанавливаемые между наружными и внутренними кольцами.

Сила осевого преднатяга:, может быть получена предварительно на прессе.

9. Расчет шлицевых соединений.

Размеры сечений шлицов по ГОСТ 1139–58, (стр. 104 [4]):

Расчет шлицов ведется из условий прочности на смятие:

(10.1).

где, Т — вращающий момент на валу.

средний диаметр сечения:

(10.2).

z — число зубьев.

— высота поверхности контакта зубьев:

(10.3).

f — величина зазора.

l — рабочая длина шлица.

— коэффициент неравномерности нагружения.

— допускаемые напряжения смятия.

Расчет шлицевого соединения на входном валу: 6×21×25.

Т = 42 700Нвращающий момент на валу.

— средний диаметр сечения.

z= 6 — число зубьев.

— высота поверхности контакта зубьев:

f = 0,3 — величина зазора.

l = 47мм — рабочая длина шлица.

— коэффициент неравномерности нагружения.

условие прочности на смятие.

условие прочности на смятие выполняется.

Расчет шлицевого соединения на входном валу: 8×32×36.

Т=42 700Н— вращающий момент на валу.

— средний диаметр сечения.

z = 8 — число зубьев.

— высота поверхности контакта зубьев.

f= 0,4 — величина зазора.

l = 170мм — рабочая длина шлица.

— условие прочности на смятие выполняется.

Расчет шлицевого соединения на входном валу: 8×36×40.

Т=54 200Н— вращающий момент на валу.

— средний диаметр сечения.

z = 8 — число зубьев.

— высота поверхности контакта зубьев.

f= 0,4 — величина зазора.

l = 50мм — рабочая длина шлица.

условие прочности на смятие выполняется.

Расчет шлицевого соединения на входном валу: 10×58×68.

Т=196 700Н— вращающий момент на валу.

— средний диаметр сечения.

z = 10 — число зубьев.

— высота поверхности контакта зубьев.

f= 0,4 — величина зазора.

l = 100мм — рабочая длина шлица.

— условие прочности на смятие выполняется.

10. Выбор системы смазки.

10.1 Смазка зубчатых колес.

Для смазки зубчатых колес используем индустриальное И-20 по ГОСТ 9433–60 с вязкостью 17−23 при t=50С.

Вид смазкициркуляционный, в этом случае смазка непосредственно подводиться к трущим поверхностям, т. е. колесам, с помощью системы медных трубок и насосной станции. Циркуляционная система смазки включает в себя систему охлаждения смазки, которое может происходить естественным путем (в баке-отстойнике) или с помощью установки для искусственного охлаждения.

10.2 Смазка подшипников.

Смазка подшипников осуществляется также как и зубчатых колёс циркуляционного: масло индустриальное И-20 по ГОСТ 9433–60 с вязкостью 17−23сст при t=50С.

Ввиду того, что станок имеет достаточно высокую быстроходность, в целях избежания вытекания смазки через сквозные крышки предусмотрены лабиринтные уплотнения и манжеты.

Список используемой литературы.

1. Косилова А. Г., Мещеряков Р. К. Справочник технолога-машиностроителя. В 2-х т. Т.2. — 4-е изд., перераб. и доп. — М.: Машиностроение, 1986.

2. Чугринов А. А. Расчет главного привода металлорежущих станков. — «Металлорежущие станки» — изд. ЛКИ.- 1988.

3. 3. Чугринов А. А. Шпиндельные узлы металлорежущих станков. — Учебное пособие.- Северодвинск: РИО Севмашвтуза — 1998.

4. Чернавский С. А., Ицкович Г. М., Боков К. Н. — Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов — М.: Машиностроение, 1979.

5. Анурьев В. И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3-х т. Т.2. — 6 изд., перераб. и доп. — М.: Машиностроение, 1982.

6. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. — Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для студ. техн. спец. вузов — 8-е изд., перераб. и доп. — М.: Издательский центр «Академия», 2003.

7. Тарзиманов Г. А. — Проектирование маталлорежущих станков. — 3-е изд., перераб и доп. — М.: Машиностроение, 1980.