Расчет привода станка 6Т12

Расчет привода станка 6Т12

ВВЕДЕНИЕ

Непрерывное совершенствование и развитие машиностроения связано с прогрессом станкостроения. Совершенствование современных станков должно обеспечить повышение скорости рабочих и вспомогательных движений при соответственном повышении мощности привода главного движения. Повышение скоростей рабочих и вспомогательных движений связано с дальнейшим совершенствованием привода станков, шпиндельных узлов, тяговых устройств и направляющих прямолинейного движения.

Модернизация станков - внесение в конструкцию частичных изменений и усовершенствований с целью повышения их технического уровня до уровня современных моделей или для решения конструкторско-технологических задач производства путем приспособления к более качественному выполнению определенного вида работ.

В данном курсовом проекте производится проектирование привода главного движения вертикально-фрезерного станка на основе базового станка модели 6Т12.

Данный курсовой проект является продолжением курсовой работы по дисциплине «Металлорежущие станки». В ходе выполнения курсового проекта на основе ранее полученных данных необходимо спроектировать привод главного движения и произвести расчёт зубчатых передач, валов, подшипников, произвести проектирование шпиндельного узла, рассчитать его на точность, жёсткость и виброустойчивость, выбрать тип и систему смазки.

1. РАСЧЕТ ТЕХНИЧЕСКИХ ХАРАКТЕРИСТИК СТАНКА

Вертикальные консольно-фрезерные станки предназначены для фрезерования всевозможных деталей из стали, чугуна и цветных металлов торцовыми, концевыми, цилиндрическими, радиусными и другими фрезами.

На станке 6Т12 можно обрабатывать вертикальные, горизонтальные и наклонные плоскости, пазы, углы, рамки, зубчатые колёса и т.п. Технологические возможности станка могут быть расширены с применением делительной головки, поворотного круглого стола, накладной универсальной головки и других приспособлений.

Станок предназначен для выполнения различных фрезерных работ в условиях индивидуального и серийного производства. В крупносерийном производстве станки могут успешно использоваться для выполнения работ операционного характера.

Техническая характеристика и жёсткость станка позволяют полностью использовать возможности быстрорежущего и твердосплавного инструмента.

Технические характеристики станка были определены в результате выполнения курсовой работы по дисциплине «Металлорежущие станки»:

число ступеней частоты вращения шпинделя Zn=14;

знаменатель геометрического ряда частот вращения шпинделя φn=1,41;

- максимальная частота вращения шпинделя nmax=1600 мин-1;

особенности привода главного движения: компоновка В; переключение блоками;

Технические характеристики

. Наибольшая масса обрабатываемой детали, кг 400

. Размеры рабочей поверхности стола (длинахширина), мм 1250х320

. Число Т-образных пазов 3

. Ширина Т-образных пазов, мм:

центрального  18Н8

крайнего  18Н12

. Расстояние между Т-образными пазами, мм 63

. Наибольшие перемещения стола, мм:

продольное  800

поперечное  320

поперечное  420

. Количество частот вращения шпинделя 14

. Пределы частот вращения шпинделя, мин 18-1600

. Количество подач 18

. Пределы подач, мм/мин:

продольных и поперечных  20-1000

вертикальных 6,3-355

. Скорость быстрого перемещения стола, м/мин

продольного и поперечного 4

вертикального  1,4

. Наименьшее и наибольшее расстояние от торца шпинделя до рабочей поверхности стола, мм  30-450

. Расстояние от оси шпинделя до вертикальных направляющих станины, мм  380

. Наибольший угол поворота шпиндельной головки, град ±45°

. Цена одного деления шкалы поворота головки, град 1

. Перемещение стола на одно деление лимба (продольное, поперечное, вертикальное), мм  0,05

. Перемещение стола на один оборот лимба, мм:

продольное  6

поперечное, вертикальное  2

. Ход гильзы шпинделя (вертикальный), мм 70

. Перемещение пиноли, мм:

на один оборот лимба  4

на одно деление лимба 0,05

. Наибольший допустимый диаметр фрезы при черновой

обработке, мм  160

. Наибольшее усилие резания при подаче стола, Н:

продольной  15000

поперечной  12000

вертикальной 5000

. Корректированный уровень звуковой мощности, дБА 98

. Габариты станка, мм:

длина 2280

ширина  1965

высота 2265

. Масса станка с электрооборудованием, кг  3250

Рисунок 1.1 - Кинематическая схема станка 6Т12

Рисунок 1.2 - График частот вращения шпинделя

Таблица 1.1 - Передаточные отношения и числа зубьев     коробки скоростей

Выбираем асинхронный электродвигатель 4А112М4У3 мощностью 5,5 кВт при частоте вращения 1445 мин-1 (синхронная частота 1500 мин-1) [2].

Крутящие моменты:

Тэ= Т1 =9550 Н×м;

Т2=Т1 Н×м;

Т3=Т2 Н×м;

Т4=Т3 Н×м;

Определяем расчетную частоту вращения шпинделя/р=nmin мин-1

По графику частот (рисунок 2.3) принимаем np=71 мин-1.

2. РАСЧЁТ ЭЛЕМЕНТОВПРИВОДА ГЛАВНОГО ДВИЖЕНИЯ

.1 Расчёт зубчатых передач

Рассчитаем самую нагруженную зубчатую передачу с передаточным отношением, i8=0,254. Данная передача является прямозубой и состоит из шестерни 1 с числом зубьев z1=17 и колеса 2 с числом зубьев z2=67. Соответственно при расчете параметрам шестерни приписываем индекс - 1, а параметрам колеса -2.

Принимаем материал колеса и шестерни: Сталь 25ХГМ, термообработка колеса и шестерни - нитроцементация с закалкой; твёрдость поверхности зубьев - HRC 56…60, сердцевины HRC 32…45 [1].

.1.1 Проектный расчёт цилиндрической зубчатой передачи на выносливость зубьев при изгибе

Расчет будем вести по методике приведенной в [3].

Модуль передачи (мм) должен удовлетворять условию:

                                          (2.1)

где km - вспомогательный коэффициент (km=13 - для прямозубых передач);

М1F=705,1 Н·м - исходный расчетный крутящий момент на шестерне;- коэффициент нагрузки на шестерни (kF=1,4);- коэффициент, учитывающий форму зуба (YF1=3,6);- число зубьев шестерни (z1=17);

ψbm - отношение ширины колеса b к модулю m (ψbm=10);

σFP1 - допускаемое напряжение для материала шестерни, МПа:

Допускаемое напряжение на изгиб:

                                            (2.2)

где  - предел выносливости материала зубьев,1000 МПа;-коэффициент режима нагружения и долговечности.

σFP=0,4·1000·1,25=500 МПа,

Принимаем m=5 мм.

Определим основные геометрические параметры передачи.

Делительные диаметры найдём по формуле:

,                                                         (2.3)

Межосевое расстояние передачи :

                                     (2.4)

Диаметры вершин зубьев:

                                                        (2.5)

Диаметры впадин зубьев:

                                                    (2.6)

Ширина венца:

                                                       (2.6)

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

Принимаем

.1.2 Основные геометрические параметры зубчатых передач коробки скоростей

Рассчитаем для оставшихся передач модули по формуле (2.1), а также основные геометрические параметры передачи по формулам 2.3-2.6. Результаты расчётов сведём в таблицу 2.1.

Таблица 2.1- Геометрические параметры зубчатых колёс

Допуски межосевых расстояний определяем по формуле [3]:

                                   (2.7)

где -предельные отклонения межосевого расстояния цилиндрической зубчатой передачи по ГОСТ 1643-81, мм.

между I и II, II и II, валами:

∆=±(0,6…0,7)∙0,035=±(0,021….0,0245) мм,

принимаем ∆=±0,021 мм;

между III и IV, IV и V, V и VI валами:

∆=±(0,6…0,7)∙0,040=±(0,024….0,028) мм,

принимаем ∆=±0,025 мм;

.1.3 Проектный расчёт передачи на контактную выносливость зубьев

Исходя из заданного передаточного числа u (u≥1) и отношения ψbd рабочей ширины венца передачи bw к начальному диаметру шестерни dw1 определяем, соблюдается ли соотношение:

                                          (2.8)

где kd- вспомогательный коэффициент,kd=770 для прямозубых передач;коэффициент нагрузки; kH=1,3;- передаточное число (u≥ 1);

ψbd - отношение рабочей ширины венца передачи к начальному диаметру шестерни, ψbd=0,59.

Допускаемое контактное напряжение для прямозубых передач:

,                                           (2.9)

где σHlimb- базовый предел контактной выносливости поверхностей зубьев, σHlimb=1350 МПа;коэффициент безопасности, SH=1,2;

Условие выполняется, так как dw1=85>83,34 мм.

.1.4 Проверочный расчет на выносливость зубьев при изгибе

Удельная расчетная окружная сила (Н) [1]:

                  (2.10)

где Ft - расчётная окружная сила, Н;- ширина венца по основанию зуба, мм;- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, которая возникает вследствие колебаний масс колёс и ударов в зацеплении;b - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, которая возникает вследствие погрешностей изготовления колёс, упругих деформаций валов, зазорах в подшипниках;a - коэффициент, учитывающий при расчёте прямозубых передач распределение нагрузки между зубьями.

Коэффициенты: kFV=1; kFb=1,2; kFa=1.

Расчётное напряжение изгиба зубьев:

                                (2.11)

где YF - коэффициент формы зуба, YF=3,6;e - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев: Ye=1;b - коэффициент, учитывающий наклон зуба, Yb=1.

Подставив значения в формулу 2.11 получим:

Допускаемое напряжение при расчёте зубьев на выносливость при изгибе:

,              (2.12)

где sFlimb - длительный предел выносливости зубьев при изгибе;- коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зубьев, kFg=1,1;

kFα - коэффициент, учитывающий влияние упрочнения переходной поверхности зубьев в результате механической обработки, kFα=1,2;- коэффициент, учитывающий особенности работы зубьев при передаче реверсивной нагрузки, kFc=0,75;- коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса, kxF=1,0;- коэффициент режима нагружения и долговечности, kFL=1,0;- коэффициент, отражающий чувствительность материала к концентрации напряжений;- коэффициент, учитывающий параметры шероховатости переходной поверхности зуба, YR=1,2;- коэффициент безопасности.

Коэффициент YS находим по формуле:

   (2.13)

Коэффициент безопасности находим по формуле:

,                                               (2.14)

где S’F- коэффициент безопасности, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса и ответственность зубчатой передачи, S’F=1,55;’’F- коэффициент, учитывающий способ получения заготовки,S’’F=1.

Подставив значения в формулу 2.14, получим:

.

Подставив значения в формулу 2.12, получим:

В нашем случае sFP=729,7 МПа>sF1=МПа, т.е. проверка на выносливость зубьев при изгибе выполняется.

2.1.5 Расчёт передачи на контактную выносливость зубьев

Удельную окружную силу находим по формуле [1]:

              (2.15)

где Ft - расчётная окружная сила, Н;- ширина венца по основанию зуба, мм;НV - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, kНV=1;Нb - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, kНb=1,2;Нa - коэффициент, учитывающий при расчёте косозубых передач распределение нагрузки между зубьями, kНa=1,0.

Подставив значения в формулу 2.15, получим:

Расчётное контактное напряжение находим по формуле:

                            (2.16)

где zH - коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев в полюсе зацепления, zH=1,76;- коэффициент, учитывающий механические свойства материала сопряжённых зубчатых колёс, для колёс из стали zM=274;e - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий.

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

   (2.17)

Так как передача прямозубая, то =0.

Принимаем ze=0,9.

Подставив значения в формулу 2.16, получим:

Допускаемое контактное напряжение для прямозубых передач:

                               (2.18)

где zR - коэффициент, учитывающий параметр шероховатости поверхностей зубьев, zR=1;- коэффициент, учитывающий окружную скорость v, zv=1;- коэффициент, учитывающий влияние смазочного материала, kL=1;- коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса, kxH=1;- коэффициент режима нагружения и долговечности;- коэффициент безопасности;

sHlimb- предел выносливости зубьев на контактную выносливость;

Коэффициент режима нагружения и долговечности kHL определяется по формуле:

, (2.19)

где mH - показатель кривой усталости;- базовое число циклов перемены напряжений при изгибе (NH0=120×106);- эквивалентное число циклов перемены напряжений.

=60×n×t=60×280×104×0,125=21×106, (2.20)

где n - частота вращения, мин-1;=104 - расчетный срок службы передачи, ч.

µН=0,125 - для лёгкого режима нагружения.

Подставив значения в формулу 2.18, получим:

В нашем случае sHP=1361,3 МПа >sH= МПа, что удовлетворяет условию.

.2 Расчет валов

.2.1 Проектный расчёт диаметров валов и предварительный выбор подшипников

Диаметр первого вала принимаем по выходному валу двигателя: d1=32 мм.

Ориентировочно диаметры валов определяем из соотношения [6]:

                                                    (2.21)

где: Т - крутящий момент на валу, Н·мм.

[τ]k - допускаемое напряжение на кручение, [τ]k = 15…25МПа.

Диаметры валов необходимо согласовать с диаметрами внутренних колец подшипников, размерами муфты и шлицев.

В качестве расчётного вала мы принимаем вал V, так как он наиболее нагружен.

В качестве материала изготовления всех валов выбираем сталь 40Х.

Рис. 2.2 Схема нагружения вала

Для определения реакций в подшипниках будем рассматривать вал, как балку, нагруженную силами, действующими на колеса.

Определим силы, действующие в зубчатом зацеплении.

Окружная сила на делительном цилиндре в торцовом сечении:

,                   (2.22)

где d5 - делительный диаметр колеса, мм

Радиальная сила:

, (2.23)

где a - угол исходного контура, a=200.

Подставив численные значения в формулы 2.22 и 2.23, получим:

 Н, Н

 Н,  Н

 Н

Разложим силы, действующие на вал на две взаимно перпендикулярные плоскости ZOX и ZOY, и определим реакции в опорах.

Для этого составим уравнения равновесия сил.

Плоскость ZOY:

∑ MА:

∑ MВ:  

;

Проверка:

∑ Y: ;

Плоскость ZOХ:

∑ MА: ;

∑ MВ: ;

Проверка:

∑ Y: ;

Суммарные реакции опор от сил в зацеплении:

Н;

.

Строим эпюры изгибающих моментов, действующих на вал, в плоскостях ZOX и ZOY, рисунок 2.3.

Рис. 2.3 Эпюры изгибающих моментов

Определяем суммарный изгибающий момент в наиболее нагруженной точке:

Н·м.

 Н·м

Проверочный расчёт вала на прочность

Цель расчёта - определить коэффициенты запаса прочности в опасных сечениях вала и сравнить их с допускаемыми.

Расчёт проводим для сечения вала В на месте посадки подшипников, т.к. в данном сечение приложен больший изгибающий момент М=779,9 Н·м.

Расчёт проводим по методике изложенной в [4].

Проверочный расчёт валов на прочность выполняем на совместное действие изгиба и кручения по условию.

вертикальный фрезерный станок привод

S³[S]=1,3...1,5;    (2.24)

где S - коэффициент запаса прочности;

[S]- допускаемый коэффициент запаса прочности;

Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, при котором амплитуда напряжений sа равна расчётным напряжениям изгиба sИ:

,             (2.25)

где М - суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении, Н×м;НЕТТО - осевой момент сопротивления сечения вала, мм3;

Найдём осевой момент инерции:

,                 (2.26)

где d-диаметр вала.

Подставив значения, находим осевой момент инерции:

 мм3.

Касательные напряжения изменяются по циклу, при котором амплитуда tа равна половине расчётных напряжений кручения tк:

,            (2.27)

где МК - крутящий момент, Н×м;rНЕТТО - полярный момент инерции сопротивления сечения вала, мм3;

Найдём полярный момент инерции:

,                      (2.28)

Подставив значения, находим полярный момент инерции:

 мм3,

Рассчитаем касательные и нормальные напряжения:

 МПа;

МПа;

Определим коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчётного сечения вала:

,                              (2.29)

,                               (2.30)

где Кs и Кt - эффективные коэффициенты концентрации напряжений,

Кs=2,05, Кt=1,9;

Кd - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения,

Кd=0,75;

КF - коэффициент влияния шероховатости, КF=1,0;

Подставив значения в формулы 2.29, 2.30, получим:

;

;

Определим пределы выносливости в расчётном сечении вала:

,             (2.31)

,            (2.32)

где s-1 и t-1 - пределы выносливости гладких образцов при симметричном

цикле изгиба и кручения, s-1=400 МПа, t-1=190 МПа

Подставив значения в формулы 2.31, 2.32 получим:

 МПа;

 МПа.

Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

,                           (2.33)

,                                  (2.34)

Подставив значения в формулы 2.33, 2.34 получим:

;

.

Определим общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

,                                     (2.35)

Подставив значения, получаем:

,7 > 1,5; S > [S]

Проверочный расчёт вала на прочность в опасном сечении выполняется.

.3 Расчёт подшипников

Для рассчитываемого вала выбираем шариковые радиальные однорядные ГОСТ 8338-75. Серия 212, d = 60 мм, D=110 мм, B=22 мм, Cr=52 кН, Cr0=31 кН.

Проверим пригодность подшипников 109 в опоре А т.к. реакция в данной опоре наибольшая и равна Rr=Rа=8608 Н.

Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчётной динамической грузоподъёмности с базовой, или базовой долговечности с требуемой по условиям [4]:

Crp ≤ Cr или L10h ≥ Lh,                   (2.36)

Требуемая долговечность подшипника Lh = 20· 103ч

Расчётная динамическая грузоподъёмность определяется по формуле:

,       (2.37)

где: Pr - радиальная эквивалентная нагрузка, Н;- частота вращения одного из колец подшипника (n=71), мин-1;

р - показатель степени, р = 3;- коэффициент режима нагрузки (KHE=1);

а23 - коэффициент, характеризующий совместное влияние на ресурс подшипника качения металла колец, тел качения и условий эксплуатации (а23=0,75);

Рr = V·X· RrA·Kб ·Kт, (2.39)

где     V - коэффициент вращения, V=1;-радиальная действующие на подшипник;б - коэффициент безопасности, Kб =1,2 (металлорежущие станки);т - температурный коэффициент, Kт = 1, (tнагрподшипника <60ºС);,Y- коэффициенты радиальной и осевой нагрузок, X=0,44;Y=2,30;=1·0,44·8608·1,2 ·1=4545 Н;

Н.

,3 кН < 52 кН - условие Crp ≤ Cr выполняется.

Произведём расчёт подшипника на долговечность:

                 (2.40)

Расчёт подшипника на долговечность выполняется.

Выбранный подшипник обеспечивает основные эксплуатационные требования.

3. ОБОСНОВАНИЕ И ВЫБОР КОНСТРУКЦИИ ШПИНДЕЛЯ

Шпиндельный узел станка состоит из шпинделя, его опор, приводного элемента. В шпинделе выделяют передний конец и межопорный участок.

На шпиндель действуют нагрузки, вызываемые силами резания, силами в приводе, а также центробежными силами, возникающими от неуравновешенности вращающихся деталей самого шпиндельного узла.

Проектирование шпиндельного узла включает:

выбор типа привода;

выбор опор и устройств для их смазывания и защиты от загрязнений;

определение диаметра шпинделя и расстояния между опорами;

разработку конструкции всех элементов.

Привод шпинделя осуществляем от зубчатой передачи, так как данные передачи имеют небольшие габариты, просты в изготовлении и имеют сравнительно невысокую стоимость.

Исходя из мощности привода N=5,5 кВт рекомендуемый диаметр шпинделя в передней опоре фрезерного станка d=80…120 мм [4].

Принимаем d=120 мм, учитывая большое значение крутящего момента на шпинделе.

Параметр быстроходности:

∙nmax = 120∙1600=1,92∙105 мм∙мин-1,

где d - диаметр шпинделя в передней опоре, мм;- максимальная частота вращения шпинделя, мин-1.

Рассмотрим типовые компоновки шпиндельных узлов (рисунок 3.1) [4].

) Шпиндельные узлы с двухрядным роликовым подшипником типа 3182100К и двумя упорными шариковыми подшипниками (рисунок 3.1, а) применяют в средних и тяжелых токарных, фрезерных и фрезерно-расточных станках. В передней опоре первый подшипник предназначен для восприятия радиальной нагрузки, второй - для осевой. Диаметр шпинделя в передней опоре d = 60...200 мм. Узел характеризуется относительно невысокой быстроходностью: dnmах= (1,4...1,8) ∙105 мм.мин-1.

) Шпиндельные узлы с двухрядным роликовым подшипником типа 3182100К и двумя радиально-упорными шариковыми подшипниками типа 36200К (рисунок 3.1, б) применяют в средних и тяжелых токарных и фрезерных станках, изготавливаемых крупными партиями. Диаметр передней шейки шпинделя - d =60…200 мм, характеристика быстроходности dnmах= (1,5…3) ∙105 мм'мин-1.

Исходя из параметра быстроходности d∙nmax, а также ориентируясь на компоновку базового станка, принимаем компоновку шпиндельного узла, представленную на рисунке 3.1б: в передней опоре устанавливаем двухрядный роликовый подшипник с короткими цилиндрическими роликами серии 3182124К, в задней опоре - два радиально-упорных шарикоподшипника типа 46124К по схеме дуплекс Х-образная, Данная схема используется в тяжёлых условиях работы при больших радиальных и осевых нагрузках, таких которые возникают на фрезерных станках.

Рисунок 3.1 - Варианты компоновки опор шпиндельного узла

Параметры радиального подшипника передней опоры 3182124К: диаметр отверстия d=120 мм, диаметр наружного кольца D=180 мм, ширина В = 46 мм, грузоподъёмность динамическая Cr = 204 кН, статическая Сro = 204 кН, предельная частота вращения n = 3200 мин-1.

Параметры подшипников задней опоры 46124К: диаметр отверстия d=120 мм, диаметр наружного кольца D=180 мм, ширина В = 28 мм, грузоподъёмность динамическая Cr = 75 кН, статическая Сro = 80 кН, предельная частота вращения n = 4800 мин-1.

Так как класс точности станка нормальный, то предварительно принимаем класс точности подшипников в передней опоре - 5, в задней - 5.

Вылет переднего конца шпинделя принимаем равным а= 70 мм. Межопорное расстояние снимаем с чертежа шпиндельного узла l=350 мм.

По критерию биения переднего конца шпинделя должно выполняться условие [1]:

≥ 2,5a,  (3.1)

> 2,5 70=175 мм - условие выполняется.

Для обеспечения работоспособности шпиндельных подшипников необходимо следующее соотношение между диаметром d шпинделя и межопорным расстоянием l [1]:

 (3.2)

В нашем случае:

Передний конец шпинделя фрезерного станка служит для базирования и закрепления режущего инструмента. Точное центрирование и жёсткое сопряжение инструмента или оправки со шпинделем обеспечиваются коническим соединением.

Концы шпинделей фрезерных станков выполняют по ГОСТ 24644-81 с конусностью 7:24. Принимаем по ГОСТ 24644-81 передний конец шпинделя с конусом 55 исполнение 5.

В качестве материала шпинделя принимаем сталь 40Х с закалкой ответственных поверхностей до твёрдости 48…56 HRC с использованием индукционного нагрева.

4. РАСЧЕТ ШПИНДЕЛЬНОГО УЗЛА

.1 Расчет шпиндельного узла на точность

В результате этого расчёта выбирают класс точности подшипников шпинделя в зависимости от его допускаемого радиального биения Δ.

Предполагаем наиболее неблагоприятный случай, когда биения подшипников ΔА в передней опоре и ΔВ в задней опоре направлены в противоположные стороны (рисунок 4.1).

Рисунок 4.1 - Схема к расчету шпиндельного узла на точность

При этом радиальное биение конца шпинделя [2]:

;  (4.1)

Приняв  

где  - допустимое радиальное биение подшипников (по ГОСТ 17734-88 для станка класса точности Н принимаем Δ=20 мкм), =350 мм; a=70 мм;

получим

=  мм; (4.2)

==0,003 мм; (4.3)

Принимаем класс точности подшипников:

в передней опоре - 5;

в задней опоре - 5.

.2 Расчет шпиндельного узла на жёсткость

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

По ГОСТ 17734-88 для станка класса точности Н принимаем δ = 0,02 мм,  рад.

На шпиндель действуют силы резания, шпиндель разгружен от сил в зубчатом зацеплении.

Ширина стола станка BСТ=400 мм. Максимальный диаметр фрезы:=

Принимаем Dmax=160 мм.

Составляющие силы резания PZ и PY определим для наихудших условий обработки: черновое фрезерование торцовой фрезой с Dmax=160 мм.

Скорость резания при фрезеровании определяется по формуле [6]:

 (4.4)

где: D - диаметр фрезы, мм;

Т - стойкость инструмента, мин;- глубина резания, мм;- подача на один зуб, мм;- число зубьев фрезы;

В - ширина фрезерования, мм;

КV - общий поправочный коэффициент на скорость резания; - коэффициент скорости резания;, x, y, q, u, p - показатели степени.

Для чернового фрезерования торцовыми фрезами с твердосплавными пластинами принимаем подачу на зуб sz=0,1 мм.

Оборотная подача определяется по формуле:

=sz∙z=0,1∙12=1,2 мм/об (4.5)

Значения коэффициента CV и показателей степени определяем по таблицам для обработки стали [6]: CV=332, m=0,2, x=0,1, y=0,4, q=0,2, u=0,2, p=0.

При диаметре фрезы D=160 мм принимаем стойкость фрезы Т=180 мин.

Общий поправочный коэффициент, учитывающий фактические условия резания определяется по формуле:

= KMV ∙KПV ∙KИV, (4.6)

где KMV - поправочный коэффициент на обрабатываемый материал; ИV - поправочный коэффициент на инструментальный материал;ПV - поправочный коэффициент, учитывающий состояние поверхности заготовки.

Для стали коэффициент KMV рассчитывается по формуле:

,  (4.7)

где nV - показатель степени;

σВ - предел прочности, МПа.

Для обработки заготовок с коркой KПV=0,8.

При обработке стали твёрдым сплавом Т15К6 KИV=1.

Тогда KV= 1,2 ∙0,8 ∙1=0,96.

Тогда скорость резания:

м/мин.

Принимаем стандартную частоту вращения n=400 мин-1, т.е. действительная скорость резания V= 201 м/мин.

Окружная сила резания при фрезеровании определяется по формуле:

 (4.8)

Поправочный коэффициент на качество обрабатываемого материала КMP определим по формуле:

, (4.9)

Значения коэффициента CР и показателей степени: CР=825, x=1, y=0,75, q=1,3, u=1,1, w=0,2.

Тогда окружная сила равна:

Н

Исходя из опытных данных соотношение между составляющими силы резания Py:Pz=1:2 [6]. Тогда Py=Pz/2=2062 Н.

Тогда суммарная сила резания:

 (4.10)

Изобразим схему нагружения шпинделя, заменив подшипники опорами (рисунок 4.2).

Рисунок 4.2 - Схема нагружения шпинделя

Определим реакции, возникающие в подшипниковых опорах.

Составим уравнение моментов относительно опоры В:

SМВ= RA×l-P∑×(l+a)=0,

Составим уравнение равновесия на вертикальную ось Z:

SF=RB +RA -P∑ =0= P∑-RA=4611-5533=-922 H.

Передняя опора представляет собой роликовый радиальный двухрядный подшипник с короткими роликами диаметром d=120 мм. Радиальная жесткость jA=1600 Н/мкм (16×105 Н/мм).

Задняя опора комплексная, состоящая из двух шариковых радиально-упорных подшипников, которые представляют собой две условные опоры. Сила предварительного натяга FH=890 H [1].

Определим жёсткость задней опоры.

Осевая жесткость комплексной опоры [1]:

 (4.11)

где FН - сила натяга, Н;=3 - коэффициент, учитывающий компоновку опор.

, (4.12)

где z=15 - число тел качения в подшипнике;

a - фактический угол контакта в подшипнике, изменяющийся под действием предварительного натяга, град;Ш=20 - диаметр шарика, мм.

Тогда осевая жесткость опоры:

Радиальная жесткость комплексной опоры:

, Н/мм, (4.13)

где ja - осевая жесткость опоры, Н/мм;- коэффициент, характеризующий распределение нагрузки между телами качения и зависит от соотношения между силой натяга и радиальной нагрузкой в опоре:

Принимаем k4=0,71.

Тогда

 Н/мм.

Радиальное перемещение переднего конца шпинделя определяется по формуле [1]:

d=d1 +d2 +d3 +d4, мм (4.14)

где d1 - перемещение, вызванное изгибом тела шпинделя, мм;

d2 - перемещение, вызванное податливостью опор, мм;

d3 - сдвиг, вызванный защемляющим моментом, мм.

d4 - перемещение, вызванное податливостью контакта между кольцами подшипника и поверхностями шпинделя и корпуса, мм.

Так как составляющая d4 имеет небольшое значение, в расчётах её учитывать не будем.

Так как приводной элемент расположен между передней и задней опорами шпинделя, упругое перемещение переднего конца шпинделя с учетом защемляющего момента в передней опоре определяется по формуле [1]:

 (4.15)

где Е=2,1×105 МПа - модуль упругости материала шпинделя;

Определим осевые моменты инерции:

мм4, (4.16)

где d2=120 мм - диаметр шпинделя в передней опоре;=65 мм - диаметр отверстия в шпинделе.

 мм4, (4.17)

где d1, d2- наружный и внутренний диаметры шпинделя в задней опоре, мм.

d = 6 мкм £ [d]=20 мкм - условие выполняется.

Угол поворота в передней опоре

 (4.18)

θА=0,000018 рад < [θА] =0,001 рад.

Следовательно, жесткость шпиндельного узла обеспечивается.

.3 Расчет шпинделя на виброустойчивость

Приближенный расчет собственной частоты шпинделя, не имеющего больших сосредоточенных масс, можно проводить по формуле [7]:

, с-1, (4.19)

где m - масса шпинделя, кг;

- относительное расстояние между опорами:

- коэффициент, зависящий от l.

Определим массу шпинделя:

где d - диаметр шпинделя, мм;- диаметр отверстия в шпинделе, мм;- длина шпинделя, мм;

ρ - плотность материала шпинделя, кг/м3.

Гц.

ωс=490 Гц > [ωс]=250 Гц [7]

Следовательно, полученная частота собственных колебаний удовлетворяет требованиям к данному типу станков.

5. НАЗНАЧЕНИЕ СИСТЕМЫ СМАЗЫВАНИЯ СТАНКА

Внимательное отношение к смазке, нормальная работа систем смазки являются гарантией безотказной работы станка и его долговечности.

На станке имеются две изолированные централизованные системы смазки:

зубчатых колёс, подшипников коробки скоростей и элементов коробки переключения скоростей;

зубчатых колёс, подшипников коробки подач, консоли, салазок, направляющих консоли, салазок и стола.

Схема расположения точек смазки показана на рисунке 5.1.

Рисунок 5.1 - Схема смазки станка

Масляный резервуар и насос смазки коробки скоростей находятся в станине. Масло в резервуар заливается через крышку 5 до середины маслоуказателя 9. При необходимости уровень масла должен пополняться. Слив масла производится через патрубок 6.

Контроль за работой системы смазки коробки скоростей осуществляется маслоуказателем 7.

Масляный резервуар и насос смазки узлов, обеспечивающих движение подачи, расположены в консоли. Масло в резервуар заливается через угольник 2 до середины маслоуказателя 1. Превышать этот уровень не рекомендуется: заливка выше середины маслоуказателя может привести к подтекам масла из консоли и коробки подач. Кроме того, при переполненном резервуаре масло через рейки затекает в корпус коробки переключения, что может привести к порче конечного выключателя кратковременного включения двигателя подач. При снижении уровня масла до нижней точки маслоуказателя необходимо пополнять резервуар. Слив масла из консоли производится через пробку 3 в нижней части консоли с левой стороны. Контроль за работой системы смазки коробки подач и консоли осуществляется маслоуказателем 10.

Работа системы смазки считается удовлетворительной, если масло каплями вытекает из подводящей трубки; наличие струйки или заполнение ниши указателя маслом свидетельствует о хорошей работе масляной системы.

Направляющие стола, салазок, консоли и механизмы привода продольного хода, расположенные в салахках, смазываются периодически от насоса, расположенного в консоли. Масло для смазки этих узлов поступает из резервуара консоли. Смазка напраляющих консоли осуществляется от кнопки 11, а смазка направляющих салазок, стола и механизмов привода продольного хода - от кнопки 12.

Достаточность смазки оценивается по наличию масла на направляющих.

Смазка должна производиться с учётом степени загрузки станка, как правило, перед работой (ориентировочно два раза в смену при длительности 15-20 сек).

Смазка подшипников концевых опор (точки 4) винта продольной подачи производится шприцеванием.

В таблице 5.1 указан перечень элементов системы и точек смазки.

Таблица 5.1 - Перечень элементов системы смазки

6. ОБОСНОВАНИЕ ВЫБОРА ОРГАНОВ УПРАВЛЕНИЯ КОРОБКИ СКОРОСТЕЙ

Переключение частот вращения осуществляется с помощью четырех двувенцовых передвижных блоков зубчатых колёс.

Централизованное селективное управление чаще всего осуществляется от двух органов управления (двух рукояточное управление), реже - от одного, имеющего несколько степеней свободы.

Селективное управление коробкой скоростей вертикально-фрезерного станка в рассматриваемом примере (рисунок 6.1) осуществлен поворотным лимбом 1 и рукояткой 28. Для переключении скоростей необходимо рукоятку 28 повернуть на себя по стрелке а. При этом зубчатый сектор 25 передвинет рейку 7, а вместе с ней вилку 24, полый вал 23 и селективные диски 21 и 22 вправо. При этом селективные диски выйдут из контакта с пальцами 20, помещенными в отверстиях реек 11 и 18.

Рисунок 6.1 - Двух рукояточный селективный механизм переключения частот вращения шпинделя

После этого нужно повернуть лимб 1 до совпадения требуемой цифры частоты вращения шпинделя, из числа нанесенных на конической части лимба, со стрелкой в, неподвижно закрепленной на корпусе 4 механизма. Лимб 1 соединен с кольцом 2, которое закреплено на конце валика 6. Последний жестко соединен с конической шестерней 8, которая входит в зацеплении с коническим колесом 10, связанным посредством направляющей шпонки с валом 23. Следовательно, при вращении лимба 1 происходит также вращение селективных дисков, которые займут определенное положение относительно пальцев 20 реечных толкателей 11 и 18 в соответствии с выбранной скоростью. Шарик 5 под действием пружины 3 зафиксирует установленное положение селективных дисков.

Селективные диски 21 и 22 имеют отверстия С, расположенные по окружности в определенном порядке. Каждой частоте вращения шпинделя соответствует свое расположение отверстий в дисках. При повороте дисков 21 и 22 происходит выбор необходимой частоты вращения, при этом против пальцев 20 реечных толкателей 18 и 11 на диске располагается необходимая для данной скорости комбинация отверстий.

Поворот рукоятки 28 по стрелке б, вызовет перемещения селективных дисков в вправлении стрелки д, диск 21 упрется в палец 20 одного из толкателей 18 или 11, переместит толкатели, повернув при этом зацепляющуюся с ним шестерню 17, одновременно с шестерней 17 повернется сидящая с ней на одной оси шестерня 16, в связи с чем переместится реечная балка с переводной вилкой 15. Вилка 15 входит в кольцевой паз блока шестерен 14 и при своем движении перемещает блок вдоль вала 13, производя переключение скорости.

Если блок 14, как показано на схеме, находится в крайнем левом положении, толкатель 11 выдвинется вперед, а толкатель 18 будет находиться в заднем крайнем положении.

Дня переключения блока в крайнее правое положение на селективных дисках против толкателя 18 должно быть расположено сквозное отверстие, а против толкателя 11 отверстия не будет. Тогда при перемещении дисков в направлении стрелки д, торец диска 21 упрется и цилиндрический палец толкателя 11 и переместит блок 14 в крайнее заднее положение. При этом палец 20 толкателя 18 войдет в находящиеся против него отверстия в дисках 21 и 22

Для переключении блока шестерен в среднее положение против обоих толкателей должны находится отверстия диска 21, а диск 22 против пальцев толкателей отверстий иметь не будет. Тогда при перемещении дисков палец толкателя 11 сначала войдет в отверстие в диске 21 и только при упоре в стенку диска 22 последний начнет переключение блока. Путь перемещения блока будет меньше, чем в первом случае, и закончится тогда, когда блок займет среднее положение.

Если необходимо сохраните положение блока шестерен неизменным, против толкателя 11 в дисках 21 и 22 должны расположится сквозные отверстия, а против толкателя 18 отверстий не будет. Тогда при перемещении дисков палец толкателя 11 войдет в отверстия и переключение не произойдет.

Механизм имеет 4 пары реек, т.е. столько, сколько в коробке скоростей имеется подвижных блоков.

Для облегчения переключения скоростей и смягчения ударов, особенно в случае попадания торца зуба одной шестерни по торцу зуба другой, пальцы 20 толкателей передают усилие на рейки через пружины 19.

С этой же целью совместно с сектором 25 изготовлен кулачок К, который при переключении блоков шестерен, воздействуя через грибок 26, палец 27 и толкатель 29 на конечный выключатель 30. сообщает кратковременное вращение электродвигателю и соответственно элементам привода движения резания.

7. ВОПРОСЫ ОХРАНЫ ТРУДА И ТЕХНИКА БЕЗОПАСНОСТИ

При работе на фрезерном широкоуниверсальном инструментальном станке модели 6Р12 необходимо соблюдать общие правила техники безопасности при работе на металлорежущих станках.

Станок должен быть надёжно подключен к цеховому заземляющему устройству. Электрическое сопротивление, измеренное между винтом заземления и любой металлической частью станка, которая может оказаться под напряжением в результате пробоя изоляции, не должно превышать 0,1 Ом.

Персонал, допущенный в установленном на предприятии порядке к работе на станке, а также к его наладке и ремонту обязан:

пройти инструктаж по технике безопасности в соответствии с заводскими инструкциями, разработанными на основании руководства по эксплуатации и типовых инструкций по охране труда;

ознакомиться с общими правилами эксплуатации и ремонта станка и указаниями по безопасности труда, которые содержатся в настоящем руководстве, руководстве по эксплуатации электрооборудования и в эксплуатационной документации, прилагаемой к устройствам и комплектующим изделиям, входящим в состав станка.

Подготовка станка к работе:

проверить заземление станка и соответствие напряжения в сети и электрооборудовании станка;

ознакомиться с назначением всех органов управления;

проверить на холостом ходу станка: исправность сигнальных, кнопочных и тормозных устройств; правильность работы блокировочных устройств; исправность системы смазки и системы охлаждения; наличие на станке жестких упоров, ограничивающих перемещение суппортов.

При неисправности любого элемента кинематической цепи коробки включение электродвигателя недопустимо.

Указания мер безопасности при работе на станке 6Р12:

. К работе допускаются лица, знакомые с общими положениями условий техники безопасности при фрезерных работах, а также изучившие особенности станка и меры предосторожности, приведённые в руководстве по эксплуатации станка.

. Периодически проверять правильность работы блокировочных устройств.

. При работе использовать ограждение фрез.

Ввиду большого многообразия видов фрезерных работ и обрабатываемых деталей конструкция ограждения к станкам может быть различной в зависимости от конкретных условий обработки.

Один из вариантов ограждения, устанавливаемого на поворотную головку станка, показан на рисунке 7.1.

Рисунок 7.1 - Ограждение фрез

Ограждающее устройство состоит из отражательного щитка 1 и шарнирного четырёхзвенника 2 для его перемещения и установки во высоте.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В данном курсовом проекте на основе базового вертикально-фрезерного станка модели 6Р12 был спроектирован привод главного движения.

В данном курсовом проекте был произведён расчёт технических характеристик станка, спроектирован привод главного движения и произведён его кинематический расчёт, расчёт зубчатых передач, валов, подшипников, был спроектирован и рассчитан на жёсткость, точность и виброустойчивость шпиндельный узел, выбраны тип и система смазки, органы управления коробки скоростей.

Также в данном курсовом проекте рассмотрены вопросы техники безопасности при работе на станке.

ИСПОЛЬЗУЕМЫЕ ИСТОЧНИКИ

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

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.

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

Шестернинов А.В. Конструирование шпиндельных узлов металлорежущих станков: Учебное пособие. - Ульяновск, УлГТУ, 2006-96 с.

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

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.

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

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