Проектирование и расчет станка 16К20

Чертеж Шпиндельный узел.(А1)bak.cdw

Радиальное биение конца шпинделя в сборе
Нагрев на наружном кольце переднего подшипника при
установлении теплового равновесия не должен превышать 70
Узел обкатывать в течение 30 минут на 1600 мин
Для смазки зубчатых передач и подшипников использовать масло
индустриальное И-20А ГОСТ 20799-75.
Течи масла из под крышек
уплотнений и по местам соединений
Регулирование переднего подшипника производить болтом
КП 360101.1620.00.00.000

поясняк.doc

1 ОБОСНОВАНИЕ И ВЫБОР СТРУКТУРЫ ПРИВОДА ГЛАВНОГО ДВИЖЕНИЯ
Для токарных станков могут быть использованы несколько вариантов структуры привода главного движения. Однако проанализировав различные варианты выбрал раздельную структуру привода рисунок 1.
Рисунок 2 Структура привода главного движения
При модернизации привода главного движения станка 16К20 будет применён привод с двухскоростным электродвигателем. Применение двухскоростного электродвигателя уменьшает число зубчатых передач при получении заданного ряда частот вращения шпинделя а значит габариты и массу коробки скоростей.
При кинематическом расчете привода электродвигатель считают электрической группой состоящей из двух передач. Характеристику хэ этой группы определяют с учетом того что диапазон регулирования ее частот равен 2 а знаменатель ряда частот вращения шпинделя - . При этом хэ =2 хэ= 112; 126; 142; 2 характеристика электрической группы соответственно равна 12 6 3 2 1. Отсюда следует что электрическая группа может быть основной только при =2 однако такие приводы практически не применяются. Обычно двухскоростные электродвигатели встраивают в приводы для которых знаменатель ряда частот равен 106; 112; 126.
Используя технические характеристики станка и эффективную мощность резания Nэф=75кВт рассчитываем мощность электродвигателя :
Выбираем асинхронный электродвигатель серии 4А с минимальной мощностью 706 кВт:
Тип двигателя 4А132S8У3М4У3
-частота вращения 1 – 730 обмин;
-частота вращения 2 – 1460 обмин;
- мощность – 75 кВт;
КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА
Кинематический расчёт коробки скоростей заключается в подборе оптимального его конструктивного и кинематического варианта и определении оптимальных передаточных отношений и чисел зубьев зубчатых передач. Коробка скоростей является множительным механизмом и состоит из последовательно расположенных элементарных двухваловых передач переключение которых обеспечивается передвижными блоками. Совокупность передач связывающих вращение двух соседних валов называется группой передач. Она характеризуется диапазоном регулирования количеством передач в группе и величиной их передаточных отношений.
Построим структурную сетку привода обеспечивающего 24 ступени частот вращения шпинделя минимальную частоту 125 обмин максимальную 1600 обмин. Двухскоростной электродвигатель 4А132S8У3М4У3.
Максимальная частота:
Минимальная частота:
Диапазон регулирования привода:
Знаменатель ряда частот вращения шпинделя:
Полученный знаменатель ряда частот вращения использовать не рекомендуется поэтому принимаем = 126
Число ступеней вращения привода:
Определяем частоты вращения шпинделя:
n1=125 мин-1 n7=50 мин-1 n13=200 мин-1 n19=800мин-1
n2=16 мин-1 n8=63 мин-1 n14=250 мин-1 n20=1000 мин-1
n3=20 мин-1 n9=80 мин-1 n15=315 мин-1 n21=1250 мин-1
n4=25 мин-1 n10=100 мин-1 n16=400 мин-1 n22=1600 мин-1
n5=315 мин-1 n11=125 мин-1 n17=500 мин-1
n6=40 мин-1 n12=160 мин-1 n18=630 мин-1
Характеристика электрической группы:
Примем что привод соответствует структурной формуле z=24=. Первой в структуре располагается электрическая группа с известной характеристикой х1= хэ=3. Вторая группа – основная с характеристикой х2=1 третья – первая переборная. Ее характеристика х3=3. Следовательно электродвигатель можно считать второй переборной группой. Последней в структуре будет третья переборная группа характеристика которой в соответствии с общим правилом х4=10. Тогда структурная формула привода
Рисунок 3 Структурная сетка привода
Исходя из структурной сетки привода строим график частот вращения рисунок 4:
Рисунок 4 График частот вращения шпинделя
Определяем передаточные отношения для каждой передачи.
Таблица 1 - Передаточные отношения
Суммарное число зубьев z
Определение моментов на валах и КПД привода главного движения
Определяем крутящие моменты на валах по расчётной цепи:
Тэ= Т1=9550 Н×м; (4)
Определим расчётную частоту вращения шпинделя и построим расчётную цепь:
По графику частот (рисунок 3) принимаем np=n6=40 мин-1.
Общий КПД привода главного движения:
где α – число зубчатых зацеплений;
– число пар подшипников качения.
Рисунок 5 Кинематическая схема коробки скоростей
РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ КОРОБКИ СКОРОСТЕЙ
1 Расчёт зубчатых передач
1.1 Проектный расчёт цилиндрической зубчатой передачи на выносливость зубьев при изгибе
Рассчитаем самую нагруженную зубчатую передачу с передаточным отношением i=019. Данная передача является прямозубой и состоит из шестерни 1 с числом зубьев z1 и колеса 2 с числом зубьев z2.
Соответственно при расчете параметрам шестерни приписываем индекс - 1 а параметрам колеса - 2. Выбираем твердость термическую обработку и материал зубчатых колес. Так как у нас на данную передачу приходится значительная часть нагрузки то термообработка колеса и шестерни одинаковые – улучшение + закалка + цементация – 50-63 НRCэ.
Материал для колеса и шестерни: Сталь 40Х.
Модуль передачи (мм) должен удовлетворять условию :
где km - вспомогательный коэффициент; для прямозубых передач km=13;
M1F - исходный расчетный крутящий момент на шестерне;
kF - коэффициент нагрузки для шестерни; kf=14;
z1 - число зубьев шестерни; z1=18;
YF1- коэффициент учитывающий форму зуба; YF1=42;
bm- отношение ширины колеса b к модулю m;
Рекомендуется ширину венца принимать равной 6-10 модулям: bm=8.
Допустимое напряжение при изгибе:
где Flimb - предел выносливости материала зубьев МПа.
Выбираем материал шестерни – сталь 40Х. Для этого материала Flimb=500МПа.
kFL -коэффициент долговечности kFL=1;
Определим основные геометрические параметры передачи:
Делительные диаметры найдём по формуле:
Межосевое расстояние передачи а:
Найдём диаметры вершин и диаметры впадин зубьев:
Диаметры вершин зубьев:
Диаметры впадин зубьев:
df2=360-25×5=3475 мм;
b1= m bm =5 (6 10)=40 мм; (13)
b2= b1-5=40-5=35 мм.
1.2 Проектный расчёт передачи на контактную выносливость зубьев
Начальный диаметр шестерни должен удовлетворять условию :
где kd - вспомогательный коэффициент; kd=770 для прямозубых передач;
kH - коэффициент нагрузки; kH=13;
bd - отношение рабочей ширины венца передачи к начальному диаметру шестерни bd=038;
Допускаемое контактное напряжение для прямозубых передач:
SH-коэффициент безопасности SH=12;
Условие выполняется.
1.3 Проверочный расчет на выносливость зубьев при изгибе
Удельная расчетная окружная сила (Н) :
(16) где FFt - 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;
kFb - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца которая возникает вследствие погрешностей изготовления колёс упругих деформаций валов зазорах в подшипниках;
kFa - коэффициент учитывающий при расчёте прямозубых передач распределение нагрузки между зубьями.
Коэффициенты: kFV=1; kFb=12; kFa=07.
Расчётное напряжение изгиба зубьев:
где YF - коэффициент формы зуба;
Ye - коэффициент учитывающий перекрытие зубьев: Ye=1;
Yb - коэффициент учитывающий наклон зуба;
Получаем YF=42; Yb =1.
Подставив значения в формулу 17 получим:
Допускаемое напряжение при расчёте зубьев на выносливость при изгибе:
Уточняем допускаемое напряжение при расчёте зубьев на выносливость при изгибе:
где sFl sFlimb=500МПа.
kFg - коэффициент учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зубьев;
kFa - коэффициент учитывающий влияние упрочнения переходной поверхности зубьев в результате механической обработки;
kFc - коэффициент учитывающий особенности работы зубьев при
передаче реверсивной нагрузки;
kFL - коэффициент режима нагружения и долговечности;
YS - коэффициент отражающий чувствительность материала к
концентрации напряжений;
YR - коэффициент учитывающий параметры шероховатости переходной поверхности зуба;
SF - коэффициент безопасности;
Найдём данные коэффициенты:
kFg=1; kFa=1; kFc=065; k kFL=10;
YS=11×m-009=11×5-009=095; YR=1;
Коэффициент безопасности находим по формуле:
где S’F - коэффициент безопасности учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса и ответственность зубчатой передачи:
S’’F - коэффициент учитывающий способ получения заготовки:
Подставив значения в формулу 19 получим:
Подставив значения в формулу 18 получим:
В нашем случае sFP1=165>sF1=1033 т.е. проверка на выносливость зубьев при изгибе выполняется.
1.4 Расчёт передачи на контактную выносливость зубьев
Удельную окружную силу находим по формуле :
где FHt - расчётная окружная сила Н;
bw - ширина венца по основанию зуба мм;
kНV - коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении;
kНb - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;
kНa - коэффициент учитывающий при расчёте косозубых колёс распределение нагрузки между зубьями.
kНa=1+00025(017N)4v+002(N-6)135
где N=7 – степень точности зубчатой передачи;
v – окружная скорость в зацеплении мс
Подставив значения в формулу 20 получим:
Расчётное контактное напряжение находим по формуле:
где ZH - коэффициент учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев в полюсе зацепления;
ZM - коэффициент учитывающий механические свойства материала сопряжённых зубчатых колёс;
Ze - коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий;
u - передаточное число;
dW1 - начальный диаметр шестерни мм;
Найдём данные коэффициенты: ZH=176; ZM=274;
Коэффициент Ze определяем в зависимости от коэффициентов торцевого и осевого перекрытия:
Подставив значения в формулу 22 получим:
Подставив значения в формулу 21 получим:
Уточняем допускаемое контактное напряжение:
где ZR - коэффициент учитывающий параметр шероховатости
поверхностей зубьев;
Zv - коэффициент учитывающий окружную скорость v;
kL - коэффициент учитывающий влияние смазочного материала;
kHL - коэффициент режима нагружения и долговечности;
SH - коэффициент безопасности;
ZR=095; ZV=11; kL=10; kXH=10; kHL=10; SH=11; Hlimb=1050 МПа.
Подставив значения в формулу 24 получим:
В нашем случае sHP=900>sH=696 что удовлетворяет условию.
1.5 Основные геометрические параметры зубчатых передач коробки скоростей
Рассчитаем делительные диаметры исходя из назначенных модулей зубчатых колёс тi и количества зубьев Zi по формуле 10 диаметры вершин и впадин зубьев а также ширину венца по формулам 11 12 13 и сведём полученные результаты в таблицу 2.
Таблица 2 – Геометрические параметры зубчатых передач
Межосевое расстояние найдём по формуле:
между II и III валами:
между III и IV валами:
между IV валом и V валом:
2 Расчет передачи зубчатым ремнем
Передача зубчатым ремнем по сравнению с передачами клиновым или плоским ремнем при одинаковых габаритах позволяет передавать больший крутящий момент. Благодаря отсутствию скольжения она может быть использована для синхронизации вращения рабочих органов станка. Передачу можно использовать при малых межцентровых расстояниях повышенном значении передаточного числа.
Электродвигатель привода – 4А132S8У3М4У3 (Pном=75кВт; nном=1460730 мин-1);
В качестве расчётной мощности P1 передаваемой ведущим шкивом принимается мощность равная номинальной мощности двигателя Pном. Аналогично частота вращения n1 ведущего шкива равна номинальной частоте вращения двигателя nном. Таким образом:
Предварительно выбираем модуль передачи:
Определяем наименьшее допускаемое число зубьев меньшего шкива z1 по таблице 3.20 [1]: z1=22.
Вычисляем диаметр делительной окружности:
Окружная скорость ремня:
Допускаемая удельная окружная сила передаваемая ремнем F0=45Нсм.
Удельная расчетная сила передаваемая ремнем при которой долговечность передачи составляет 3000-5000 ч:
ki-коэффициент учитывающий передаточное число передачи.
kz0-коэффициент учитывающий число зубьев на дуге обхвата меньшего шкива.
kb-коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между витками каната в зависимости от ширины ремня.
kН-коэффициент учитывающий наличие в передаче натяжного ролика.
kp-коэффициент учитывающий влияние режима и длительности работы передачи.
kv-коэффициент учитывающий влияние окружной скорости ремня на его долговечность.
kа-коэффициент учитывающий влияние длины ремня на его долговечность.
Расчетная окружная сила передаваемая ремнем:
Расчетная ширина ремня:
Ширину ремня принимаем стандартной по таблице 3.22 [1].
Число зубьев большего шкива:
Диаметр делительной окружности большего шкива:
Длина ремня без учета его провисания:
Выбираем ближайший стандартный ремень L=1050 мм.
Уточненное межосевое расстояние:
Основные размеры ремней:
tp=21991 мм. Н=8. =13.
Размеры зубьев шкива:
угол впадины 2g=500.
окружной шаг по средней линии зубьев:
радиус головки зуба rг=17.
радиус ножки зуба rн=2.
На меньшем шкиве делают реборду высотой 1=7мм.
Расчет передачи между валом 5 и шпинделем станка.
Расчет поликлиноременной передачи
Задаемся расчетным диаметром ведущего и ведомого шкивов d1=d2=140 мм так как передаточное отношение u=1. Сечение ремня выбираем в зависимости от мощности передаваемой ведущим шкивом и его частоты вращения:
где n=40 мин-1 – расчетная частота вращения ведущего шкива;
Т5=13565 Н×м – крутящий момент на выходном валу коробки скоростей.
Принимаем сечение Л.
Определяем ориентировочное межосевое расстояние :
а≥055(d1+d2)+Н=055×(140+140)+95=975 мм
где Н=95 – высота сечения поликлинового ремня мм.
Расчетная длина ремня :
значение округляем до ближайшего большего стандартного l=900 мм.
Число клиньев поликлинового ремня:
где [PП] – допускаемая мощность передаваемая ремнями кВт
[PП]=[P0]×Ср×Сa×Сl=11×09×10×10=99 кВт
где [P0]=110 – допускаемая приведенная мощность передаваемая поликлиновым ремнем с десятью клиньями;
Ср=09 – коэффициент динамичности нагрузки и длительности работы;
Сa=10 – коэффициент угла обхвата;
Сl=10 – коэффициент зависящий от длины ремня.
Сила предварительного натяжения поликлинового ремня:
Сила давления на вал:
где a1=180о – угол обхвата ремнем ведущего шкива.
3.1 Предварительный расчет валов и выбор подшипников
Ориентировочно диаметры валов определяем из соотношения:
где Т-момент на соответствующем валу;
Диаметры валов необходимо согласовать с диаметрами внутренних колец подшипников а также с посадочными отверстиями муфт.
Диаметр выходного конца электродвигателя d=38 мм.
Диаметры валов необходимо принять несколько больше так как подача смазочной жидкости будет осуществляться через отверстия в валах.
Предварительно выбираем подшипники:
Шариковые радиальные однорядные ГОСТ 8338-75: 208 (2 шт.);
Шариковые радиальные однорядные ГОСТ 8338-75: 210 (2 шт.);
Роликовые конические однорядные ГОСТ 333-79: 7210 (2 шт.);
Роликовые конические однорядные ГОСТ 333-79: 7216(2 шт.);
3.2 Силовой расчет вала
Рисунок 6 Схема приложения нагрузки
Наиболее нагруженным валом в коробке скоростей является IV (рисунок 6) на который действует силы в зубчатом зацеплении.
Определим окружную силу в зацеплении :
где d8=m×z8=25×72=180 мм – делительный диаметр колеса;
d13=m×z13=5×18=90 мм;
Т4=263 Н×м – крутящий момент на колесе.
где a=20° - угол зацепления;
По чертежу определяем места расположения сил и расстояние до точек их приложения переносим их на рисунок. Для облегчения расчёта применим относительную систему координат совпадающую с направлениями сил Fr Ft.
Величина смещения точки приложения радиальной реакции от торца подшипника:
С учетом полученной величины a получаем линейные размеры:
Радиальные реакции опор:
MA=0; -Ft1l1-Ft2 (l1+l2)+RBY(l1+l2+l3) =0
RBY= (Ft2 (l1+l2)+Ft1l1) (l1+l2+l3) = (5844 ×379+2922×119)398= 6438 H
MB=0; -RAY (l1+l2+l3)+Ft1 (l2+l3)+Ft2 l3=0
RAY= (Ft1 (l2+l3)+ Ft2 l3) (l1+l2+l3)=(2922 × 279+5844 × 19)398= 2328 H
Y= RAY + RBY-Ft1-Ft2 = 2328+6438-2922-5844= 0
MA=0; RBX(l1+l2+l3)= Fr2 (l1+l2)-Fr1 l1
RBX= (2127×379 - 1064×119)398= 1707 Н
MB=0; RАX(l1+l2+l3)= Fr1 (l2+l3) -Fr2 l3
RAX=(1064×279 - 2127×19)398=644 Н
X= -RAX+ RBX+Fr1- Fr2 =-644+1707+1064-2127=0
Силы реакции в опорах:
Строим эпюры изгибающих и крутящих моментов (рисунок 7).
Рисунок 7 Эпюры изгибающих и крутящих моментов
3.3 Расчет вала на сопротивление усталости
Диаметр вала в этом сечении dк=50 мм. Концентратор напряжений в сечении С – посадка скользящая ступицы цилиндрического колеса на вал а также шлицевой участок вала.
Принимаем материал вала Сталь 40Х для которого:
sВ=900 МПа;sТ=750 МПа; s-1=410 МПа;t-1=240 МПа.
Для каждого из концентраторов напряжений определим отношения КsКd и Кt Кd.
Скользящая посадка ступицы цилиндрического колеса. При sВ=900 МПа для диаметра вала d =50 мм и посадки III: КsКd =278 и Кt Кd =207.
Шлицевой участок вала. При sВ=900 МПа для валов с прямобочными шлицами Кs=17 и Кt=265. Для d =50 мм (сталь легированная) коэффициент Kd=07 (при изгибе и кручении). Тогда КsКd =1707=242 и Кt Кd=26507=378.
Таким образом из двух концентраторов напряжений в качестве расчётного принимаем скользящую посадку на вал ступицы колеса т. к. для данного концентратора напряжений получены наибольшие отношения КsКd и КtКd.
Так как поверхность вала дополнительно не упрочняется то KV=1.
Суммарные коэффициенты КsD и КtD:
КsD= (КsКd+ KF-1) (40)
КsD =(278+1-1)1=278;
КtD = (Кt Кd+ KF-1) (41)
КtD =(207+1-1)1=207.
Результирующий изгибающий момент в рассматриваемом сечении С:
Для сечения С вала диаметром d=50 мм с прямобочными шлицами:
осевой момент сопротивления сечения:
= 1205 – для шлицев средней серии.
полярный момент сопротивления сечения:
Амплитуда напряжений цикла:
sа=sИ= 287×10314787=194 МПа;
tа=263×1032×29575=44 МПа;
где MK – крутящий момент в сечении С.
Среднее напряжение цикла:
Коэффициенты ys и yt:
ys=002+2×10-4sВ=002+2×10-4×900=02;
Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:
Коэффициент запаса прочности по усталости в сечении С:
Сопротивление усталости в сечении С обеспечивается.
3.4 Расчёт вала на статическую прочность
Проверка статической прочности проводится по условию:
где Е – эквивалентное напряжение;
[s]=08sT=08×750=600 МПа – предельное допускаемое напряжение;
КП=16 – коэффициент перегрузки;
Условие прочности выполняется.
4 Проверочный расчет подшипников по динамической грузоподъемности
Сопоставим расчетную динамическую грузоподъемность Срасч с
Для роликовых конических однорядных подшипников 7210 условие имеет вид:
где Сr расч – расчетная радиальная грузоподъемность Н;
Рr – эквивалентная радиальная динамическая нагрузка Н;
р=103=333 – для роликовых подшипников;
n=800 мин-1 – частота вращения внутреннего кольца подшипника;
Lh=12×104 ч – требуемая долговечность подшипника;
КНЕ=018 – коэффициент режима нагрузки (средний нормальный режим нагружения);
Сr=960 кН – базовая радиальная динамическая грузоподъемность.
Pr=V·X·Rr·KБ·КТ Н; (49)
где V=1 – коэффициент вращения;
Х=040 – коэффициент радиальной нагрузки;
Rr=6660 H – наибольшая радиальная нагрузка действующая на подшипник;
КБ=14 – коэффициент безопасности;
КТ=1 – температурный коэффициент.
Pr=1×040×6660×14×1=3730 Н.
Следовательно выбранный роликовый конический однорядный подшипник 7210 подходит по динамической грузоподъемности и может быть применён в качестве опор рассматриваемого IV вала.
Проверку на статическую грузоподъемность не проводим так как подшипники не работают на частотах ниже 10 мин-1.
Муфта устанавливается с целью обеспечения реверса на необходимом валу. Выбор муфты производим по передаваемому вращающему моменту. Выбор электромагнитных муфт контактного типа Э1М 2 производится в зависимости от крутящего момента на валу. Электромагнитные муфты применяются в автоматических коробках скоростей приводах подачи и вспомогательных перемещений. Они также служат в качестве тормозов и сцепных устройств.
где k=13 – коэффициент запаса.
МН=13×13565=1763 Н×м
На втором валу будет установлена электромагнитная муфта Э1М08.2 имеющая посадочное отверстие d=30 мм.
На третьем валу будет установлена электромагнитная муфта Э1М11.2 имеющая посадочное отверстие d=50 мм.
На четвертом валу будет установлена электромагнитная муфта Э1М11.2 имеющая посадочное отверстие d=50 мм.
На пятом валу будет установлена электромагнитная муфта Э1М13.2 имеющая посадочное отверстие d=80 мм.
ОБОСНОВАНИЕ И ВЫБОР КОНСТРУКЦИИ ШПИНДЕЛЬНОГО УЗЛА
Перед тем как выбрать компоновку шпиндельного узла рассмотрим типовые компоновки шпиндельных станков по [2]:
) Шпиндельные узлы с двухрядным роликовым подшипником типа 3182100К и упорно-радиальным шариковым подшипником типа 178800 (рис. 8 а) применяют в средних и тяжелых токарных фрезерных фрезерно-расточных и шлифовальных 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 высокой быстроходностью: dnмах = (15 45) 105 мм.мин-1 где п тах - наибольшая частота вращения.
) Шпиндельные узлы с радиально-упорными шарикоподшипниками типа 36000К или 46000К (рис. 8 б) предназначены для легких и средних токарных фрезерных фрезерно-расточных и шлифовальных станков. Диаметр шпинделя в передней опоре — 30 120 мм. В случае высокой осевой нагрузки устанавливают радиально-упорные подшипники с большим углом контакта. Для обеспечения осевого температурного смещения задней опоры предусматривают радиальный зазор между наружными кольцами подшипников и корпусом шпиндельной бабки. Шпиндели допускают высокую частоту вращения: характеристика быстроходности (4 6) 105 мм'мин-1.
) Шпиндельные узлы с радиально-упорными шарикоподшипниками типа 46000К в передней опоре и двухрядным роликовым подшипником типа 3182100К в задней (рис. 8 в) применяют в легких токарных автоматах алмазно-расточных и скоростных фрезерных станках а также в силовых головках агрегатных станков. Диаметр шпинделя в передней опоре — 20 80 мм. Частота вращения шпинделя достаточна высока: характеристика быстроходности (7 11) 105 мм.мин-1. Если необходимо повысить осевую жесткость можно установить радиально-упорные подшипники с большим углом контакта. Радиальный зазор между наружным кольцом подшипника задней опоры и корпусом не требуется.
) Шпиндельные узлы в которых радиальную нагрузку на переднюю опору воспринимает двухрядный роликовый подшипник с короткими цилиндрическими роликами. Для снижения влияния на их работоспособность центробежного и гироскопического эффектов подшипники установлены вместе с пружинами. В задней опоре установлены два радиально-упорных шариковых подшипника (рис. 8 г)
Рисунок 8 - Компоновки шпиндельных узлов.
Остановимся в выборе на последнем варианте так как этот узел относится к группе узлов со средней частотой вращения сможет воспринимать все необходимые нам нагрузки обеспечивает высокую точность вращения минимальное выделение теплоты в сочетании с высокой грузоподъёмностью.
Определим диаметр шпинделя из условия работоспособности:
где d - диаметр шпинделя;
Шпиндельный узел шпиндельной бабки токарного станка относится к группе узлов со средней частотой вращения. Нагрузку на переднюю опору воспринимает двухрядный роликовый подшипник с короткими цилиндрическими роликами осевую – шариковый радиально-упорный двухрядный подшипник с углом контакта 60о. В задней опоре стоит два шариковых радиально-упорных высокоскоростных подшипника.
Рисунок 9 - Схема шпиндельного узла
Шпиндельный узел состоит из полого вала и самого шпинделя. Привод шпинделя осуществляем от ременной передачи.
Для лучшей герметичности шпиндельного узла используем бесконтактные уплотнения с резиновой армированной манжетой и пружиной.
Диаметр передней опоры под подшипники: d = 100 мм;
диаметр задней опоры: d = 80 мм;
межопорное расстояние:
вылет переднего конца шпинделя: a = 80 мм.
Шпиндель изготовлен из стали 50Х ГОСТ 4543-71.
По табл. 6.24 [2] определяем класс точности шпиндельных подшипников в зависимости от класса точности станка.
Класс точности станка высокий класс точности радиально-упорных подшипников в задней опоре – 2 класс точности упорных подшипников –4.
В передней опоре устанавливается роликовый радиальный двухрядный подшипник с короткими цилиндрическими роликами серии 3182120К.
Размеры подшипника: d = 100 мм D = 150 мм В = 37 мм.
Cr = 132 кН Сro = 129 кН. Предельная частота вращения n = 3800 мин-1.
Шариковый радиально-упорный двухрядный подшипник с углом контакта 60о серии 178820
Размеры подшипника: d = 100 мм D = 150 мм Н = 60 мм.
Грузоподъёмность: C = 465 кН Сo = 44 кН.
В задней опоре — два шариковых радиально-упорных высокоскоростных подшипника серии 36116К.
Размеры подшипника: d = 80 мм D = 125 мм В = 22 мм.
Грузоподъёмность: C = 62 кН Сo = 134 кН.
РАСЧЁТ ШПИНДЕЛЬНОГО УЗЛА
1 Расчёт 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 биение подшипников в передней опоре и в задней опоре направлены в противоположные стороны.
Рисунок 10 Схема к расчету шпиндельного узла на точность
При этом радиальное биение конца шпинделя:
где - допустимое радиальное биение подшипников
Получим: = =0029 мм;
Класс точности радиальных и упорных подшипников – 4.
2 Расчет шпиндельного узла на жёсткость
Станок высокой точности обеспечивает получение деталей с размерами по 8 квалитету точности. Лимитирующий размер обрабатываемой детали 400 мм. Допуск на этот размер по 8 квалитету составляет д=89 мкм. Допускаемое радиальное биение переднего конца шпинделя должно быть :
Изобразим схему нагружения шпинделя заменив подшипники опорами и определим реакции возникающие в подшипниковых опорах.
Рисунок 11 Схема нагружения шпинделя.
Составим уравнение моментов относительно опоры В:
SМВ=Q×c+RA×l-P×(l+a)=0
где Q=25616 Н – консольная сила вызванная натяжением поликлинового ремня;
P=3930 Н – максимальная сила резания.
Составим уравнение равновесия на вертикальную ось:
RB=Q+P-RA=25616+3930-41046=2387 H
Передняя опора представляет собой роликовый радиальный двухрядный подшипник с короткими роликами диаметром d=100 мм. Радиальная жесткость jA=800 Нмкм (8×105 Нмм).
Задняя опора комплексная состоящая из двух радиально-упорных подшипников которые представляют собой две условные опоры. Сила предварительного натяга FH=1140 H.
Радиальная жесткость комплексной опоры [2]:
где ja - осевая жесткость опоры Нмм;
a=15° - угол контакта в подшипнике;
k4 - коэффициент характеризующий распределение нагрузки между телами качения и зависит от соотношения между силой натяга и радиальной нагрузкой в опоре.
следовательно k4=067.
где z=15 – число тел качения в подшипнике;
dШ=18 мм – диаметр шарика.
Получили радиальную жесткость опор:
- передней jA=8×105 Нмм;
- задней jB=38×105 Нмм.
Вычислим радиальное перемещение переднего конца шпинделя [2]:
где d1 – перемещение вызванное изгибом тела шпинделя;
d2 – перемещение вызванное податливостью опор;
d3 – сдвиг вызванный защемляющим моментом.
Когда приводной элемент расположен на задней консоли на расстоянии с от задней опоры перемещение переднего конца шпинделя с учетом защемляющего момента в передней опоре [2]:
где Е=21×105 МПа – модуль упругости материала шпинделя;
e=03 – 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:
где d2=100 мм – диаметр шпинделя в передней опоре;
d1=60 мм – диаметр отверстия в шпинделе.
где d1 d2- наружный и внутренний диаметры шпинделя в задней опоре мм.
= d = 84 мкм []=11 мкм
3 Расчет шпинделя на виброустойчивость
Приближенный расчет собственной частоты шпинделя не имеющего больших сосредоточенных масс можно проводить по формуле:
где m=32 кг – масса шпинделя;
- относительное расстояние между опорами:
- коэффициент зависящий от l.
Полученная частота собственных колебаний удовлетворяет требованиям к данному типу станков.
НАЗНАЧЕНИЕ СИСТЕМЫ СМАЗКИ СТАНКА
Правильная и регулярная смазка станка имеет большое значение для нормальной его эксплуатации и долговечности.
Поэтому следует строго придерживаться ниже приведённых рекомендаций.
Рисунок 12 Схема смазки станка
При подготовке станка к пуску в соответствии с картой смазки и схемой смазки заполнить резервуары смазкой и смазать указанные в карте механизмы. Смазку производить смазочными материалами указанными в карте смазки или их заменителями приведёнными в перечне рекомендуемых смазочных материалов.
В системе применена автоматическая централизованная система смазки шпиндельной бабки и коробки подач.
Шестерённый вал 5 (рисунок 12) приводимый от электродвигателя главного привода через ременную передачу засасывает масло из резервуара и подаёт его через сетчатый фильтр 7 к подшипникам шпинделя и на маслораспределительные лотки. Примерно через минуту после включения электродвигателя начинает вращаться диск маслоуказателя 1 на шпиндельной бабке. Его постоянное вращение свидетельствует о нормальной работе системы смазки. Из шпиндельной бабки и коробки подач масло через заливной сетчатый фильтр 8 с магнитным вкладышем сливается в резервуар. В процессе работы необходимо следить за вращением диска маслоуказателя 1 на шпиндельной бабке. При его установке необходимо тут же выключить станок и очистить сетчатый фильтр 7. Для этого его надо вынуть из корпуса резервуара предварительно отсоединив трубы отвернуть гайку расположенную в нижней части и снять фильтрующие сетчатые элементы в пластмассовой оправе. Каждый элемент промыть в керосине до полного очищения. Нельзя продувать фильтрующие элементы сжатым воздухом т. к. это может привести к повреждению мелкой сетки. После очистки фильтр собрать установить в резервуар подсоединить трубы.
В новом станке целесообразно в течение первых двух недель чистить сетчатый фильтр 7 не реже двух раз в неделю а затем – раз в месяц.
Для очистки заливного фильтра 8 с магнитным вкладышем его нужно удалить из резервуара снять крышку вынуть из стакана магнитный вкладыш и промыть в керосине все поверхности. Заливной фильтр 8 нужно чистить один аз в месяц.
Фильтры 7 и 8 необходимо обязательно чистить перед и после каждой смены масла.
Ежедневно перед началом работы нужно проверять по указателю уровень масла в резервуаре и при необходимости доливать его через отверстие заливного фильтра 8. При замене масла слив из резервуара осуществляется через пробку 4. Перед тем как заполнить резервуар маслом его надо очистить и промыть керосином.
Смазка механизма фартука автоматическая осуществляется от индивидуального плунжерного насоса 5. Масло заливается в корпус через отверстие 6 закрываемое пробкой а сливается через отверстие 4. Уровень масла контролируется по маслоуказателю 1 на лицевой стороне фартука.
Смазку направляющих каретки и поперечных салазок производят в начале и в середине смены до появления масляной плёнки на направляющих. При винторезных работах смазка направляющих а также опорных втулок ходового винта размещённых в фартуке производится вышеописанным образом при выключенной посредством рукоятки 15 маточной гайке.
Смазка опор ходового вала и ходового винта а также задней бабки осуществляется фитилями из резервуаров в которые масло заливается через отверстие 6 закрываемое колпачком. Причём резервуар задней бабки заполняется до вытекания масла через отверстие на лицевой стороне корпуса.
Ежедневно в конце смены снять резцовую головку очистить её рабочие поверхности и смазать конусную ось резцедержателя.
Сменные шестерни и ось промежуточной сменной шестерни (точка 9) смазываются вручную консистентной смазкой. Остальные точки смазываются вручную при помощи маслёнки поставляемой со станком.
Первую замену масла производить через месяц после пуска станка в эксплуатацию вторую – через 3 месяца а далее – строго руководствуясь указаниями карты смазки.
Таблица 3 Карта смазки
Смазываемые механизмы
Марка смазочного материала
Периодич-ность смазки или замены масла
Номер смазываемой точки по схеме смазки
Количество заливаемого масла л
Шпиндельная бабка и коробка подач
Автоматическая централизован-ная
Индустри-альное 20 ГОСТ1707-51
Индустри-альное 30 ГОСТ1707-51
Замена масла при плановых осмотрах и ремонтах
Каретка и поперечные салазки суппорта
Полуавтомати-ческая от насоса фартука
Из резервуара фартука
Задние опоры ходового винта и ходового вала
Резцовые салазки суппорта и опоры винта привода поперечных салазок
Солидол синтетич. УСс2 ГОСТ 4366-64
Машиностроение является основой научно-технического прогресса в различных отраслях народного хозяйства. 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.
Применение композиционных материалов для режущих инструментов позволяет реализовать скорости до 1000-2000 ммин.
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 результате модернизации повышается производительность оборудования снижаются эксплуатационные расходы снижается брак.
Модернизация для сокращения машинного времени осуществляется путем повышения технологических характеристик обычно это бывает путем повышения жесткости и виброустойчивости узлов станка повышения жесткости крепления инструмента.
Модернизация для сокращения вспомогательного времени проводят по пути оснащения различными защитными загрузочно-разгрузочными устройствами и т.д.
Повышение точности модернизируемых станков получают в результате повышения кинематической точности (усовершенствование отсчетных устройств). Геометрической точности (усовершенствование конструкции опор шпинделя установка высокоточных подшипников повышения жесткости узлов) уменьшение температурных деформаций.
На станках токарной группы обрабатывают детали типа валов дисков и втулок осуществляют обтачивание наружных цилиндрических поверхностей торцов и уступов прорезание канавок и отрезку растачивание отверстий (цилиндрических конических и фасонных) обтачивание конических и фасонных поверхностей сверлений зенкерование и развёртывание отверстий нарезание наружной и внутренней резьбы резцом нарезание резьбы метчиком и плашкой вихревое нарезание резьбы накатывание рифлёных поверхностей.
Главным движением определяющим скорость резания является вращение шпинделя несущего заготовку. Движением определяющим величины продольных и поперечных подач является движение суппорта в котором закрепляют резцы а при обработке концевым инструментом движение подачи получает задняя бабка станка. По классификации токарные станки относятся к первой группе.
Рисунок 1 Токарно-винторезный станок 16К20
Токарно-винторезный станок 16К20 предназначен для работы в условиях единичного и мелкосерийного производства а также для ремонтных работ.
Станок предназначен для выполнения разнообразных токарных работ; нарезания правой и левой метрической дюймовой одно и многозаходных резьб с нормальным и увеличенным шагом; нарезания торцовой резьбы и т.д.
Станок 16К20 - базовая модель изготовляемая с расстоянием между центрами 710 1000 1400 и 2000 мм. На ее основе выпускают несколько модификаций: станок 16К20Г с выемкой в станине 16К25 облегченного типа для обработки заготовок диаметром 500 мм над направляющими станины 16К20П повышенного класса точности 16К20ФЗ с программным управлением и различные специализированные станки налаженные на обработку конкретных деталей по чертежам заказчиков.
В результате модернизации повышается производительность оборудования снижаются эксплуатационные расходы.
ИCПОЛЬЗУЕМЫЕ ИСТОЧНИКИ
Санюкевич Ф.М. Детали машин. Курсовое проектирование: Учебное пособие – Брест: БГТУ 2003.
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 ВТУЗовПод ред. В. Э. Пуша. – М.: Машиностроение 1985.
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.
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.

Содержание.DOC

Обоснование и выбор структуры привода главного движения
Кинематический расчет привода
Расчет элементов коробки скоростей
1 Расчет зубчатой передачи
2 Расчет передачи зубчатым ремнем
4 Проверочный расчет подшипников по динамической
Обоснование и выбор конструкции шпиндельного узла ..
Расчет шпиндельного узла
1 Расчет шпиндельного узла на точность
2 Расчет шпиндельного узла на жесткость
3 Расчет шпиндельного узла на виброустойчивость
Назначение системы смазки станка ..
Используемые источники
КП360101.1620.00.00.000ПЗ
№ докум. оцонооокуруеркоомрсггааангагндаподокумента
Датаааааааааааааааааааа
Модернизация привода главного движения токарного станка

Спец.3-КС.doc

Кольцо80 ГОСТ 13942-86
Кольцо50 ГОСТ 13942-86
Кольцо40 ГОСТ 13942-86
КП360101.1620.00.00.000

A1-Кинематическая схема (16К20).cdw

Технические характеристики
Наибольший диаметр обрабатываемой заготовки
Наибольшая длина обрабатываемого изделия
Диапазон частот вращения шпинделя
Высота оси центров над плоскими направляющими станины
Мощность электродвигателя главного движения
Наибольший диаметр обработки над поперечными
Наибольший диаметр прутка
проходящего через отверстие
Наибольшая длина обтачивания
Пределы шагов нарезаемых резьб:
числь ниток на 1" 56-0
Максимально допустимый вес устанавливаемого изделия:
КП 360101.1620.00.00.000
График частот вращения шпинделя

Титульник к пояснилке.doc

Министерство образования Республики Беларусь
Учреждение образования
Брестский государственный технический университет
Кафедра машиноведения
Пояснительная записка
к курсовому проекту
по дисциплине: « Конструирование станков и средств автоматизации »
Тема: «Модернизация привода главного движения токарного станка 16К20»
Руководитель Горбунов В. П.

ЧертежА0 Свертка.cdw

ЧертежА0.cdw

Шестерни должны иметь полное сцепление по ширине
Работа шестерни должна быть спокойной
Осевой люфт валов не более 0
Обкатку коробки скоростей производть в течении 20 минут
с последовательным переключением скоростей
минут на максимальной скорости
КП 360101.1620.00.00.000