Показатели
|
Обозначение
столов
|
|
1УЕ4534
|
1УЕ4535
|
Ход
стола, мм
|
250;
400; 630
|
250;
400; 630;1000
|
Максимальное
усилие подачи, Рмах, Н
|
2500
|
4000
|
Допустимый
момент от равнодействующей силы относительно ходового винта, МкГм
|
630
|
1250
|
Расстояние
от точки приложения равнодействующей до оси ходового винта при Ртах, L, мм
|
250
|
320
|
Пределы
подач, мм/мин
|
10,28…85,7
35,9…300 99,8…832
|
Скорость
ускоренных перемещений, м/мин
|
6;
12
|
6;
12
|
Максимальная
мощность электродвигателя привода главного движения, кВт
|
5,5
|
11
|
Размеры,
мм: L
|
1685;
1835; 2065
|
1885;
2035; 2265;2635
|
В
|
400
|
500
|
H
|
320
|
360
|
Масса
стола, кг
|
500;
540; 600
|
675;
710; 780; 840
|
|
|
|
|
С учётом того, что в данном станке применяются унифицированные
силовые столы строим кинематическую схему станка.
Рисунок 2.4 Кинематическая схема силового стола.
3. Расчёт элементов привода
Зубчатые колёса и шкивы были рассчитаны в
дополнительной библиотеки графической системы КОМПАС 5.11. Результаты расчётов
приведены в приложении.
Определяем крутящие моменты на валах
Вал 1:
Вал 2:
Вал 3:
Расчёт произведём для второго вала,
на котром находятся зубчатое колесо и шкив.
Ориентировочно диаметры валов
определяем из соотношения [2]:
,
где Т-момент на соответствующем валу
мм
Диаметры валов необходимо
согласовать с диаметрами внутренних колец подшипников.
Рисунок 3.1 Вал шпиндельной бабки.
Предварительно выбираем подшипники
роликовые конические однорядные ГОСТ 333-79 средней серии.
3.2 Силовой расчет вала
Рисунок 3.2 Схема приложения
нагрузки.
Определим окружную силу в зацеплении
[4]:
Н,
где d1=m×z1=5×27=135 мм -
делительный диаметр колеса;
Т2=54,24 Н×м - крутящий
момент на колесе.
Радиальная сила:
Н,
где a=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;
SМА=Ft1×l1-RB×(
l1+l2)+FШК(l1+l2+l3)=0,
SМB=-RA(l1+l2)-Ft×l2+FШКl3=0,
Откуда:
H
H
Проверка:
SFz=-Fшк+RB-Ft-RA=-2072+3441,4-803,5-565,9=0
Строим эпюры изгибающих и крутящих
моментов (рисунок 3.3)
Рисунок 3.3 Эпюры изгибающего и
крутящего моментов.
3.3 Расчет вала на сопротивление
усталости
Наиболее опасное сечение вала
расположено под подшипником, согласно построенным эпюрам, наибольший изгибающий
момент. Концентраторами напряжений являются: шпоночный паз и посадка подшипника
на вал.
Для опасного сечения определяем
коэффициент запаса прочности по усталости S и сравниваем его с допускаемым
значением [4]:
где Sσ и St - коэффициенты запаса по
нормальным и касательным напряжениям, определяемые по зависимостям [4]:
,
где σ-1=410 МПа и
t-1=240 МПа -
пределы выносливости материала соответственно при изгибе и кручении;
σa и ta - амплитуды напряжений
цикла, МПа;
σт и tт - средние напряжения цикла,
МПа;
yσ=0,2; yt=0,1 - коэффициенты
характеризующие чувствительность материалак асимметрии цикла напряжений;
КσD и КtD - коэффициенты, учитывающие
влияние всех факторов на сопротивление усталости соответственно при изгибе и
кручении
,
где Кσ и Кt - эффективные коэффициенты
концентрации напряжений;
Кd - коэффициент влияния абсолютных
размеров поперечного сечения;
КF=1 - коэффициент влияния
шероховатости поверхности;
КV=1,4 - коэффициент влияния упрочнения
Для каждого концентратора напряжений
определим коэффициенты К:
шпоночный паз
Кσ=2,2; Кt=2,0; Кd=0,7
- место по посадку
В расчет принимаем тот концентратор,
у которого больше , таким
концентратором является место по подшипник.
,
где М=178200 Н×мм -
результирующий изгибающий момент;
МК=54200 Н×мм -
крутящий момент;- осевой момент сопротивления сечения вала, мм3;К - полярный
момент сопротивление сечения вала, мм3
мм3,
мм3
МПа;
МПа
Запас прочности больше допустимого
3.4 Расчет вала на статическую
прочность
Проверка статической прочности
проводится по условию [4]:
, МПа,
где σЕ -
эквивалентное напряжение;
[s]=0,8sT=0,8×750=600 МПа
- предельное допускаемое напряжение;
МПа £ [s]=600 МПа
Условие прочности выполняется
вал привод станок
прочность
3.5 Проверочный расчет подшипников
по динамической грузоподъемности
Сопоставим расчетную динамическую
грузоподъемность Срасч с базовой С:
Срасч £ С
Для радиальных подшипников условие
имеет вид [4]:
,
где Сr расч - расчетная радиальная
грузоподъемность, Н;
Рr - эквивалентная радиальная
динамическая нагрузка, Н;
р=3,33 - для роликовых подшипников;
п=2500 мин-1 - частота вращения
внутреннего кольца подшипника;=12×104 ч - требуемая долговечность подшипника;
а23=0,7;
КНЕ=0,18 - коэффициент режима
нагрузки;
Сr=78 кН - базовая радиальная
динамическая грузоподъемность.
=VXRrKБКТ, Н;
где V=1 - коэффициент вращения;
Х=0,56 - коэффициент радиальной
нагрузки;=3441,4 H - наибольшая радиальная нагрузка действующая на подшипник;
КБ=1,4 - коэффициент безопасности;
КТ=1 - температурный коэффициент.
=1×0,56×3441,4×1,4×1=2697,7 Н
кН £ Сr=78 кН
Проверку на статическую
грузоподъемность не проводим, так как подшипники не работают на частотах ниже
10 мин-1.
4. Выбор конструкции шпиндельного
узла
При выборе схемы шпиндельного узла
учитываем параметр быстроходности dn и класс точности станка.
= 130*1000 = 1,3*105мм мин-1;
С учётом этих требований выбираем
следующую схему шпиндельного узла:
Рисунок 4.1 Схема шпиндельного узла.
При конструирование шпиндельного
узла, а именно при выборе расположения приводного элемента, учтём тот факт, что
проектируемый станок имеет класс точности П. Поэтому применяем схему разгрузки
шпинделя, которая изображена на рисунке 4.1. При этом приводной элемент,
которым является зубчатое колесо, и пневмоцилиндр (корпус пневмоцилиндра не
вращается, вращается шток) расположены на конце шпинделя, но сил от этих
элементов, которые могли бы вызвать прогиб шпинделя нет, так как вся их масса
не сосредоточена на шпинделе, а распределена на корпус передней бабки.
Рисунок 4.1 Разгруженная конструкция
шпиндельного узла.
5. Расчёт шпиндельного узла
.1 Расчет шпиндельного узла на
жесткость
Станок класса точности П. Допуск на
обрабатываемый размер ∆д=46 мкм. Допускаемое радиальное биение переднего
конца шпинделя должно быть [3]:
[∆]£∆д/3=46/3=15,3
мкм
Изобразим схему нагружения шпинделя,
заменив подшипники опорами.
Рисунок 5.1 Схема нагружения
шпинделя.
Вычислим радиальное перемещение
переднего конца шпинделя [2]:
,
где d1 - перемещение, вызванное изгибом тела
шпинделя;
d2
- перемещение, вызванное податливостью опор;
d3
- сдвиг, вызванный защимляющим моментом.
Шпиндель не нагружен силами от
привода, на него действует только сила резания P=136,2 Н, a=95мм, l=430мм. [2]:
где Е=2,1×105 МПа -
модуль упругости материала шпинделя;
e=0,5
- коэффициент защимления в передней опоре;- среднее значение осевого момента
инерции сечения консоли, мм4;- среднее значение осевого момента инерции сечения
шпинделя в пролете мужду опорами, мм4;и jB - радиальная жёсткость передней и
задней опор;=1,4*109 Н/м;=0,3*109 Н/м;
=8*104МПа - модуль сдвига материала
шпинделя;
- площадь сечения переднего конца
шпинделя;
- площадь сечения межопорной части
шпинделя.
Определим осевые моменты инерции:
м4,
где R2=0,065 м - радиус шпинделя в
передней опоре;=0,03 м - радиус отверстия в шпинделе.
м4,
где R1 , R2- наружный и внутренний
радиусы шпинделя в задней опоре, м.
∆ = d = 6 мкм £ [∆]=15,3
мкм
.2 Расчёт шпиндельного узла на
точность
В результате этого расчета выберем
класс точности подшипников шпинделя в зависимости от его допускаемого
радиального биения Δ=0,1
мкм.
Предположим наиболее неблагоприятный
случай, когда биения подшипников ΔА в передней опоре и ΔВ в задней
направлены в противоположные стороны (рисунок 5.2).
Рисунок 5.2 Схема к расчёту
шпиндельного узла на точность.
Радиальное биение конца шпинделя:
где = 95,5 мм;
=197,5 мм.
Приняв:
Получим :
.3 Расчет шпинделя на
виброустойчивость
Приближенный расчет собственной
частоты шпинделя, не имеющего больших сосредоточенных масс, можно проводить по
формуле [3]:
, с-1,
где - момент инерции переднего конца
ШУ;
кг - масса ШУ;
- относительное расстояние между
опорами;
Сравним частоту собственных
колебаний с частотой вынужденных колебаний f, с целью исключения резонанса. Эти
частоты должны отличаться не менее чем на 30%.
Частоты вынужденных колебаний
определим по формуле:
;
, .
6. Назначение системы смазки станка
Система смазки станка должна
обеспечивать непрерывную или периодическую подачу к трущимся поверхностям
смазочного материала в количестве, достаточном для того, чтобы между этими поверхностями
сохранялась по возможности непрерывная плёнка смазки и чтобы температура этих
поверхностей была в установленных пределах. Смазка способствует уменьшению
трения, потерь энергии, износа и нагрева трущихся поверхностей, увеличению
долговечности станка, плавности и бесшумности работы передач, повышению КПД,
длительному сохранению точности.
В данном станке, в проектируемом
приводе главного движения, для смазывания передней и задней опор в корпусе
шпиндельной бабки установлены маслёнки, в которые закладывается пластичный
смазочный материал (литиевый или барий-литиевый смазочный материал). Для
смазывания редукторов силовых столов применяется индустриальное масло И-30Л или
И-40Л ГОСТ 20799-75.
Применяется минимальное смазывание
малыми дозами смазочного материала, способного работать при высокой частоте
вращения подшипника. Под действием центробежных сил лишний смазочный материал
вытесняется с дорожек качения в предусмотренную для него полость. На дорожках
качения остаётся всего несколько кубических миллиметров масла, обеспечивающего
предельную быстроходность подшипников, которая только на 30-35% ниже
быстроходности при использовании жидкого смазочного материала.
7. Выбор системы управления станка
В проектируемом станке в качестве
блока управления установлена кнопочная станция (поз. 17).
При нажатии кнопки “Зажим” первой
срабатывает пиноль, затем передний патрон поз. 21, а потом задний патрон поз.
22. После этого закрывается ограждение до срабатывания конечного выключателя.
Затем нажать кнопку “Цикл” -
происходит последовательная обработка детали резцами, закреплёнными в
резцедержателях поз. 4, горизонтального силового стола поз. 65, закреплённого
на станине. После того как горизонтальный силовой стол вернётся в исходное
положение, начинает свой цикл вертикальный силовой стол поз. 68, закреплённый
на колонне поз. 2 со своим резцедержателем поз. 5. После быстрой подачи и
рабочей подачи вертикальный силовой стол возвращается в исходное положение, что
даёт команду колодочному тормозу (шпиндель останавливается). Управление циклом
работы силовых столов осуществляется бесконтактными путевыми переключателями,
установленными на направляющей плите, и упорами в виде пластин, закреплённых на
столе.
Открыть ограждение и нажать кнопку
“Разжим”. Одновременно передний и задний патрон разжимают деталь (контроль реле
давления разжима) после чего пиноль возвращается в исходное положение.
Заключение
В данном курсовом проекте на основе
базового специального токарного полуавтомата БС 790 мы модернизировали привод
главного движения.
Предложенный вариант
усовершенствования передней бабки более прогрессивен и совершенен. Новый привод
позволяет вести обработку ступенчатых поверхностей с постоянной скоростью
резания, что в свою очередь повышает производительность станка, подобрать самые
оптимальные режимы резания.
Таким образом, в ходе выполнения
курсового проекта закрепили теоретические знания, ознакомились со специальной
технической литературой, научились самостоятельно проектировать узлы станков.
Литература
1
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.
Кочергин
А.И. Конструирование и расчет металлорежущих станков и станочных комплексов. Курсовое
проектирование. Учебное пособие для ВУЗов. - Мн.: Вышэйшая школа, 1991.
Металлорежущие
станки: Учебник для машиностроительных ВТУЗов/Под ред. В. Э. Пуша. - М.:
Машиностроение, 1985.
Санюкевич
Ф.М. Детали машин. Курсовое проектирование: Учебное пособие - Брест: БГТУ,
2003.
Справочник
технолога-машиностроителя./Под. ред. А. Г. Косиловой и Р. К. Мещерякова.
М.:Машиностроение, 1972.
Шейнблит
А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие.-2-е изд. перераб.
и доп. - Калининград: Янтар. Сказ, 1999.