Расчет привода станка 6Т12
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… Читать ещё >
Расчет привода станка 6Т12 (реферат, курсовая, диплом, контрольная)
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 цn=1,41;
— максимальная частота вращения шпинделя nmax=1600 мин-1;
— особенности привода главного движения: компоновка В; переключение блоками;
Технические характеристики
1. Наибольшая масса обрабатываемой детали, кг 400
2. Размеры рабочей поверхности стола (длинахширина), мм 1250×320
3. Число Т-образных пазов 3
4. Ширина Т-образных пазов, мм:
центрального 18Н8
крайнего 18Н12
5. Расстояние между Т-образными пазами, мм 63
6. Наибольшие перемещения стола, мм:
продольное 800
поперечное 320
поперечное 420
7. Количество частот вращения шпинделя 14
8. Пределы частот вращения шпинделя, мин 18−1600
9. Количество подач 18
10. Пределы подач, мм/мин:
продольных и поперечных 20−1000
вертикальных 6,3−355
11. Скорость быстрого перемещения стола, м/мин продольного и поперечного 4
вертикального 1,4
12. Наименьшее и наибольшее расстояние от торца шпинделя до рабочей поверхности стола, мм 30−450
13. Расстояние от оси шпинделя до вертикальных направляющих станины, мм 380
14. Наибольший угол поворота шпиндельной головки, град ±45°
15. Цена одного деления шкалы поворота головки, град 1
16. Перемещение стола на одно деление лимба (продольное, поперечное, вертикальное), мм 0,05
17. Перемещение стола на один оборот лимба, мм:
продольное 6
поперечное, вертикальное 2
18. Ход гильзы шпинделя (вертикальный), мм 70
19. Перемещение пиноли, мм:
на один оборот лимба 4
на одно деление лимба 0,05
20. Наибольший допустимый диаметр фрезы при черновой обработке, мм 160
21. Наибольшее усилие резания при подаче стола, Н:
продольной 15 000
поперечной 12 000
вертикальной 5000
22. Корректированный уровень звуковой мощности, дБА 98
23. Габариты станка, мм:
длина 2280
ширина 1965
высота 2265
24. 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
№ | Передаточные отношения | Суммарное число зубьев z? | Числа зубьев zi | iiф | |||
i | i' | ведущее | ведомое | ||||
i1 =0,775 | i1' =1,29 | z1=24 | z2=31 | 0,774 | |||
i2 =0,253 | i2' =3,953 | z4=17 | z7=67 | 0,254 | |||
i3 =0,357 | i3' =2,801 | z5=22 | z8=62 | 0,355 | |||
i4 =0,503 | i4' =1,988 | z3=28 | z6=56 | 0,5 | |||
i5 =0,709 | i5' =1,41 | z9=35 | z12=49 | 0,714 | |||
i6 =0,253 | i6' =3,953 | z10=17 | z13=67 | 0,254 | |||
i7=1,0 | ; | z8=42 | z11=42 | 1,0 | |||
i8=0,253 | i8' =3,953 | z14=17 | z16=67 | 0,254 | |||
i9=1,988 | ; | z15=56 | z17=28 | 2,0 | |||
i10=1,0 | ; | z18=25 | z19=25 | 1,0 | |||
i11=1,0 | ; | z20=30 | z21=30 | 1,0 | |||
Выбираем асинхронный электродвигатель 4А112М4У3 мощностью 5,5 кВт при частоте вращения 1445 мин-1 (синхронная частота 1500 мин-1).
Крутящие моменты:
Тэ= Т1 =9550 Нм;
Т2=Т1 Нм;
Т3=Т2 Нм;
Т4=Т3 Нм;
Определяем расчетную частоту вращения шпинделя/
nр=nmin мин-1
По графику частот (рисунок 2.3) принимаем np=71 мин-1.
2. РАСЧЁТ ЭЛЕМЕНТОВПРИВОДА ГЛАВНОГО ДВИЖЕНИЯ
2.1 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.
2.1.1 Проектный расчёт цилиндрической зубчатой передачи на выносливость зубьев при изгибе Расчет будем вести по методике приведенной в.
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;
kF — коэффициент нагрузки на шестерни (kF=1,4);
YF1 — коэффициент, учитывающий форму зуба (YF1=3,6);
z1 — число зубьев шестерни (z1=17);
шbm — отношение ширины колеса b к модулю m (шbm=10);
уFP1 — допускаемое напряжение для материала шестерни, МПа:
Допускаемое напряжение на изгиб:
(2.2)
где — предел выносливости материала зубьев, 1000 МПа;
kFLкоэффициент режима нагружения и долговечности.
уFP=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
2.1.2 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
i | mi, мм | Zi | di, мм | dai, мм | dfi, мм | bi, мм | аw, мм | |
2,5 | 53,75 | 68,75 | ||||||
2,5 | 77,5 | 82,5 | 71,25 | |||||
2,5 | 42,5 | 47,5 | 36,25 | |||||
2,5 | 167,5 | 172,5 | 161,25 | |||||
2,5 | 48,75 | |||||||
2,5 | 148,75 | |||||||
2,5 | 63,75 | |||||||
2,5 | 133,75 | |||||||
2,5 | 87,5 | 92,5 | 81,25 | |||||
2,5 | 122,5 | 127,5 | 116,25 | |||||
43,5 | ||||||||
193,5 | ||||||||
118,5 | ||||||||
118,5 | ||||||||
72,5 | ||||||||
322,5 | ||||||||
267,5 | ||||||||
127,5 | ||||||||
Допуски межосевых расстояний определяем по формуле [3]:
(2.7)
гдепредельные 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;
2.1.3 Проектный расчёт передачи на контактную выносливость зубьев Исходя из заданного передаточного числа u (u?1) и отношения шbd рабочей ширины венца передачи bw к начальному диаметру шестерни dw1 определяем, соблюдается ли соотношение:
(2.8)
где kdвспомогательный коэффициент, kd=770 для прямозубых передач;
kHкоэффициент нагрузки; kH=1,3;
u — передаточное число (u? 1);
шbd — отношение рабочей ширины венца передачи к начальному диаметру шестерни, шbd=0,59.
Допускаемое контактное напряжение для прямозубых передач:
(2.9)
где уHlimbбазовый предел контактной выносливости поверхностей зубьев, уHlimb=1350 МПа;
SH-коэффициент безопасности, SH=1,2;
Условие выполняется, так как dw1=85>83,34 мм.
2.1.4 Проверочный расчет на выносливость зубьев при изгибе Удельная расчетная окружная сила (Н) [1]:
(2.10)
где Ft — расчётная окружная сила, Н;
b — ширина венца по основанию зуба, мм;
kFV — коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, которая возникает вследствие колебаний масс колёс и ударов в зацеплении;
kF — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, которая возникает вследствие погрешностей изготовления колёс, упругих деформаций валов, зазорах в подшипниках;
kF — коэффициент, учитывающий при расчёте прямозубых передач распределение нагрузки между зубьями.
Коэффициенты: kFV=1; kF=1,2; kF=1.
Расчётное напряжение изгиба зубьев:
(2.11)
где YF — коэффициент формы зуба, YF=3,6;
Y — коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев: Y=1;
Y — коэффициент, учитывающий наклон зуба, Y=1.
Подставив значения в формулу 2.11 получим:
Допускаемое напряжение при расчёте зубьев на выносливость при изгибе:
(2.12)
где Flimb — длительный предел выносливости зубьев при изгибе;
kFg — коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зубьев, kFg=1,1;
kFб — коэффициент, учитывающий влияние упрочнения переходной поверхности зубьев в результате механической обработки, kFб=1,2;
kFc — коэффициент, учитывающий особенности работы зубьев при передаче реверсивной нагрузки, kFc=0,75;
kxF — коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса, kxF=1,0;
kFL — коэффициент режима нагружения и долговечности, kFL=1,0;
YS — коэффициент, отражающий чувствительность материала к концентрации напряжений;
YR — коэффициент, учитывающий параметры шероховатости переходной поверхности зуба, YR=1,2;
SF — коэффициент безопасности.
Коэффициент YS находим по формуле:
(2.13)
Коэффициент безопасности находим по формуле:
(2.14)
где S’Fкоэффициент безопасности, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса и ответственность зубчатой передачи, S’F=1,55;
S''Fкоэффициент, учитывающий способ получения заготовки, S''F=1.
Подставив значения в формулу 2.14, получим:
.
Подставив значения в формулу 2.12, получим:
В нашем случае FP=729,7 МПа>F1=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;
b — ширина венца по основанию зуба, мм;
kНV — коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, kНV=1;
kН — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, kН=1,2;
kН — коэффициент, учитывающий при расчёте косозубых передач распределение нагрузки между зубьями, kН=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;
zM — коэффициент, учитывающий механические свойства материала сопряжённых зубчатых колёс, для колёс из стали zM=274;
z — коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий.
Коэффициент z определяем в зависимости от коэффициентов торцевого и осевого перекрытия.
(2.17)
Так как передача прямозубая, то =0.
Принимаем z=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;
zv — коэффициент, учитывающий окружную скорость v, zv=1;
kL — коэффициент, учитывающий влияние смазочного материала, kL=1;
kxH — коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса, kxH=1;
kHL — коэффициент режима нагружения и долговечности;
SH — коэффициент безопасности;
Hlimbпредел выносливости зубьев на контактную выносливость;
Коэффициент режима нагружения и долговечности kHL определяется по формуле:
(2.19)
где mH — показатель кривой усталости;
NH0 — базовое число циклов перемены напряжений при изгибе (NH0=120 106);
NHE — эквивалентное число циклов перемены напряжений.
NHE=60nt=602 801 040,125=21 106, (2.20)
где n — частота вращения, мин-1;
t =104 — расчетный срок службы передачи, ч.
µН=0,125 — для лёгкого режима нагружения.
Подставив значения в формулу 2.18, получим:
В нашем случае HP=1361,3 МПа >H= МПа, что удовлетворяет условию.
2.2 Расчет валов
2.2.1 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.
[ф]k — допускаемое напряжение на кручение, [ф]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 — угол исходного контура, =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
S[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, а равна расчётным напряжениям изгиба И:
(2.25)
где М — суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении, Нм;
WНЕТТО — 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, а равна половине расчётных напряжений кручения к:
(2.27)
где МК — крутящий момент, Нм;
WНЕТТО — 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 К и К — эффективные коэффициенты концентрации напряжений,
К=2,05, К=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 -1 и -1 — пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, -1=400 МПа, -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:
3,7 > 1,5; S > [S]
Проверочный расчёт вала на прочность в опасном сечении выполняется.
2.3 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;
n — частота вращения одного из колец подшипника (n=71), мин-1;
р — показатель степени, р = 3;
KHE — 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;
RrAрадиальная действующие на подшипник;
Kб — коэффициент безопасности, Kб =1,2 (металлорежущие станки);
Kт — температурный коэффициент, Kт = 1, (tнагрподшипника <60?С);
X, Yкоэффициенты радиальной и осевой нагрузок, X=0,44;Y=2,30;
Pr =1· 0,44?8608?1,2 · 1=4545 Н;
Н.
22,3 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.
Принимаем d=120 мм, учитывая большое значение крутящего момента на шпинделе.
Параметр быстроходности:
d•nmax = 120•1600=1,92•105 мм•мин-1,
где d — диаметр шпинделя в передней опоре, мм;
nmax — максимальная частота вращения шпинделя, мин-1.
Рассмотрим типовые компоновки шпиндельных узлов (рисунок 3.1).
1) Шпиндельные узлы с двухрядным роликовым подшипником типа 3 182 100К 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.
2) Шпиндельные узлы с двухрядным роликовым подшипником типа 3 182 100К и двумя радиально-упорными шариковыми подшипниками типа 36 200К (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 3 182 124К, в задней опоре — два радиально-упорных шарикоподшипника типа 46 124К 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 3 182 124К: 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 46 124К: 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]:
l? 2,5a, (3.1)
350 > 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 24 644–81 с конусностью 7:24. Принимаем по ГОСТ 24 644–81 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
4.1 Расчет шпиндельного узла на точность В результате этого расчёта выбирают класс точности подшипников шпинделя в зависимости от его допускаемого радиального биения Д.
Предполагаем наиболее неблагоприятный случай, когда биения подшипников ДА в передней опоре и ДВ 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 17 734–88 для станка класса точности Н принимаем Д=20 мкм),
l =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.
4.2 Расчет шпиндельного узла на жёсткость Оценка радиальной жёсткости производится по прогибу конца шпинделя, происходящего за счёт упругой деформации (изгиба) шпинделя и податливости его опор, а также по углу поворота упругой линии деформированного шпинделя в передней опоре.
По ГОСТ 17 734–88 для станка класса точности Н принимаем д = 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:
Dmax=
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;
t — глубина резания, мм;
sz — подача на один зуб, мм;
z — число зубьев фрезы;
В — ширина фрезерования, мм;
КV — общий поправочный коэффициент на скорость резания;
CV — коэффициент скорости резания;
m, 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:
s=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:
KV= KMV •KПV •KИV, (4.6)
где KMV — поправочный коэффициент на обрабатываемый материал;
KИV — поправочный коэффициент на инструментальный материал;
KПV — поправочный коэффициент, учитывающий состояние поверхности заготовки.
Для стали коэффициент KMV рассчитывается по формуле:
(4.7)
где nV — показатель степени;
уВ — 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. 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:
МВ= RAl-P?(l+a)=0,
Составим уравнение равновесия на вертикальную ось Z:
F=RB +RAP? =0
RB= 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.
Определим жёсткость задней опоры.
Осевая жесткость комплексной опоры [1]:
(4.11)
где FН — сила натяга, Н;
k1 =3 — коэффициент, учитывающий компоновку опор.
(4.12)
где z=15 — число тел качения в подшипнике;
— фактический угол контакта в подшипнике, изменяющийся под действием предварительного натяга, град;
dШ=20 — диаметр шарика, мм.
Тогда осевая жесткость опоры:
Радиальная жесткость комплексной опоры:
Н/мм, (4.13)
где ja — осевая жесткость опоры, Н/мм;
k4 — 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]:
=1 +2 +3 +4, мм (4.14)
где 1 — перемещение, вызванное изгибом тела шпинделя, мм;
2 — перемещение, вызванное податливостью опор, мм;
3 — сдвиг, вызванный защемляющим моментом, мм.
4 — перемещение, вызванное податливостью контакта между кольцами подшипника и поверхностями шпинделя и корпуса, мм.
Так как составляющая 4 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=2,1105 МПа — модуль упругости материала шпинделя;
=0,5 — коэффициент защемления в передней опоре;
I1 — среднее значение осевого момента инерции сечения консоли, мм4;
I2 — среднее значение осевого момента инерции сечения шпинделя в пролете между опорами, мм4.
Определим осевые моменты инерции:
мм4, (4.16)
где d2=120 мм — диаметр шпинделя в передней опоре;
d1=65 мм — диаметр отверстия в шпинделе.
мм4, (4.17)
где d1, d2- наружный и внутренний диаметры шпинделя в задней опоре, мм.
= 6 мкм []=20 мкм — условие выполняется.
Угол поворота в передней опоре
(4.18)
иА=0,18 рад < [иА] =0,001 рад.
Следовательно, жесткость шпиндельного узла обеспечивается.
4.3 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 .
Определим массу шпинделя:
где d — диаметр шпинделя, мм;
d0 — диаметр отверстия в шпинделе, мм;
l — длина шпинделя, мм;
с — плотность материала шпинделя, кг/м3.
Гц.
щс=490 Гц > [щс]=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:
1. 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.
2. Периодически проверять правильность работы блокировочных устройств.
3. 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.
2 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.
3 Анурьев В. И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3 т. — 8-е изд., перераб. и доп. Под ред И. Н. Жестоковой. — М.: Машиностроение, 2001.
4 Шестернинов А. В. Конструирование шпиндельных узлов металлорежущих станков: Учебное пособие. — Ульяновск, УлГТУ, 2006;96 с.
5 Черменский О. Н., Федотов Н. Н. Подшипники качения: Справочник-каталог. -М.: Машиностроение, 2003. — 576 с.
6 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.
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.