43622

Разработка коробки скоростей токарно-револьверного станка

Курсовая

Производство и промышленные технологии

К достоинствам схемы относятся высокий КПД, удобство монтажа и демонтажа. К недостаткам – неравномерное распределение нагрузки вдоль зуба и неодинаковое давление на подшипники (установленные на разных концах вала) от окружного усилия и веса колёс.

Русский

2014-12-19

979.5 KB

32 чел.

МОСКОВСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ

УНИВЕРСИТЕТ

ПУТЕЙ СООБЩЕНИЯ (МИИТ)

ИНСТИТУТ ТРАНСПОРТНОЙ ТЕХНИКИ И СИСТЕМ  

УПРАВЛЕНИЯ  (ИТТСУ)

Кафедра «Технология транспортного машиностроения и ремонта подвижного состава»

Курсовой проект по дисциплине

«Металлорежущие станки»

Тема проекта: «Разработка коробки скоростей токарно-револьверного

станка»

Выполнил:

студент группы ТТМ-447

Гуськов  А.В.

Проверил:

доцент Корноухов А.П.

Москва 2013
ВВЕДЕНИЕ

Курсовой проект предназначен для проектирования коробки скоростей токарно-револьверного станка.

Исходные условия к проекту:

  1.  Разработать коробку скоростей в привод токарно-револьверного станка;
  2.  Коробка скоростей на параллельных осях;
  3.  Эвольвентный профиль зубьев;
  4.  Схема развёрнутая;
  5.  Зубчатые передачи исполняются цилиндрическими и прямозубыми;
  6.  Коробка скоростей закрытого исполнения;
  7.  Смазка картерная окунание в масляную ванну;
  8.  Трение в зацеплении жидкостное или близкое к нему;
  9.  В качестве опор валов используем подшипники качения нулевого класса точности;
  10.  В качестве силового механизма ориентируемся на использование асинхронного электродвигателя трёхфазного промышленного тока.

К достоинствам схемы относятся высокий КПД, удобство монтажа и демонтажа. К недостаткам – неравномерное распределение нагрузки вдоль зуба и неодинаковое давление на подшипники (установленные на разных концах вала) от окружного усилия и веса колёс.

 

Исходные данные

Таблица 1

Прототип станка

1Г325

Класс точности

Нормальный

Специализация

Универсальный

Особенности конструкции

Кулачковые муфты

Инструмент

Проходной резец

Материал режущей части

Быстрорежущая сталь

Заготовка

Прокат

Материал заготовки

Сталь  3

Предельные размеры заготовки

5-25 мм


1.Графоаналитический расчёт привода.

При этом методе необходимо построить различные варианты структурных сеток, выбрать из них наиболее подходящий вариант. Для которого строят график чисел оборотов шпинделя, по графику чисел оборотов определяют передаточное отношения передач в группах и число зубьев колеса входящих в них.

  1.  Общая характеристика станка 1Г325 (прототип).

Таблица 2

Параметры

Размеры, мм

Наибольший диаметр обра-

батываемого прутка:

Наибольшая длинна подачи прутка:

Наибольший размер изделия устанавливаемого над станиной:

Наибольшие размеры обточки штучных заготовок в патроне:

Диаметр

Длинна

Расстояние от торца шпинделя до передней грани револьверной головки:

Наибольшее рабочее перемещение поперечного суппорта (ручное):

Частота вращения шпинделя об/мин:

Продольная подача револьверного суппорта (шпиндельной бабки), мм/об (мм/мин)

Круговая (поперечная) подача револьверной головки (поперечного суппорта), мм/об (мм/мин)

Мощность Эл.двигателя главного привода кВт:

Габаритные размеры:

Длинна

Ширина

Высота

Масса с приставным оборудованием, кг:

25

80

320

70 - 400

80

80 - 3150

2,6 или 3

3980

1000

1555

1300

1.2. Определение скорости резанья.

Скорость резанья при наружном продольном и поперечном точении определяется по данной формуле:

 где

Общий поправочный коэффициент на скорость резания, учитывающий фактические условия резания:

, где

–  коэффициент, учитывающий качество обрабатываемого материала:

0,4

- коэффициент, учитывающий влияние инструментального материала на скорость резания;  

– коэффициент, учитывающий влияние состояния поверхности заготовки на скорость резания;

0,4 0,65 0,90,234

t – глубина резания, при черновых проходах, принимаем к расчёту

t = 1,5 мм;

S – подача, к расчёту принимаем подачу, равную 0,4 об/мин;

Т – стойкость, к расчёту принимаем Т = 60 мин;

Коэффициент  и показатели степени  (см. [1], таб.17, стр.269).

В результате подстановки получаем значение скорости резания:

м/мин.

1.3. Определение диапазона регулирования частот.

Для определения диапазона регулирования частот вращения необходимо предварительно выяснить значения наибольшей и наименьшей частоты вращения шпинделя, получим:

об/мин;

об/мин.

Рабочие частоты  и находятся в рабочих частот станка 1Г340. Зная значения наибольшей и наименьшей частоты вращения шпинделя, получаем значение диапазона регулирования частот:

В данном варианте бесступенчатое регулирование частот вращения и подач является экономически нецелесообразным, поэтому принимаем вариант ступенчатого регулирования. Распределение частот вращения шпинделя принимаем по геометрической прогрессии, для токарно – револьверных станков значение знаменателя колеблется в пределах от 1,26 до 1,58; к расчёту принимаем .

Число ступеней Z частот вращения (скоростей) проектируемого привода определяется по формуле:

;

Полученное значение округляем до целого таким образом, чтобы его можно было разложить на простые множители 2 и 3.

К расчёту принимаем Z = 8.

Для построения структурной сетки проводят горизонтальные линии, которые условно обозначают валы в коробке. Число этих линий для рассматриваемой коробки равно n+1, т.е. – три. Затем на равном расстоянии друг от друга проводим вертикальные линии, по количеству соответствующие числу Z регулируемых частот вращения шпинделя (Z = 8). Считаем, что расстояние между ними соответствует lgφ.

Характеристика группы равна числу степеней скорости совокупности групповых передач, кинематически предшествующих данной групп, т.е.  

Для последовательного получения всех частот вращения шпинделя сначала переключают передачи основной группы, затем первой переборной, второй и т.д. Для данной коробки  Принимаем основная, первая переборная,  вторая переборная. Для основной группы передач характеристика  всегда равняется единицы; для первой переборной  В этом случае наша структурная формула примет вид: аналогично получаем другие возможные комбинации структурных сеток: 

                                    

Рис. 1. Варианты структурных сеток.

Проанализировав возможные комбинации, приходим к выводу, что наиболее рациональным является первый вариант, который и определит структуру проектируемого привода.

После этого переходим к построению графика частоты вращения шпинделя, с помощью которого определим передаточные отношения всех передач.

Рис. 2. График частот вращения.

По принятой сумме зубьев, которую для каждой ступени принимаем равной 90, находим число зубьев колёс групп, предварительно выразив передаточные отношения через знаменатель φ и определим число зубьев:


2. Выбор электродвигателя.

Мощность электродвигателя при постоянной продолжительной нагрузке:

где

мощность электродвигателя;

эффективная мощность резания;

η – коэффициент полезного действия (КПД) механической передачи станка;

где

кпд коробки скоростей, принимаем

По данным ЭНИСМА следует применить следующие значения кпд:

  •  ременной передачи – 0,98
  •  зубчатой передачи – 0,98
  •  подшипников – 0,99

кпд механизмов подачи, принимаем 0,96 (см. [4] стр.20).

В результате получаем

сила резания, при точении ее величина определяется по формуле:

где

Коэффициент и показатели степени x, y, n принимаем в соответствии с рассматриваемым режимом по справочнику (см. [1] таб. 22, стр. 273):

= 200; x=1,0; y=0,75.

поправочный коэффициент, он представляет собой произведение ряда коэффициентов, учитывающих реальные условия резания, принимаем равный 1,0.

кH.

кВт.

В расчетах принимаем = 2,6 кВТ.

По полученному значению мощности и значению частоты вращения электродвигателя выбираем асинхронный электродвигатель трёхфазного тока 4А90L2У3.

Частота вращения вала электродвигателя определяется:

об/мин.

Рис. 3. Кинематическая схема коробки скоростей.


3. Передаточное отношение передач. Расчёт клиноремённой передачи.

Передаточное отношение ременной передачи определяется:

где

и  - диаметры ведущего и ведомого шкивов соответственно;

- относительное скольжение ремня, для передач с регулируемым натяжением ремня, равно 0,01 (см. [2], стр. 120);

где

- вращающий момент на валу ведущего шкива, определяется по формуле:

где

N – передаваемая мощность;  - частота вращения вала двигателя;

 

мм,

Найденное значение ведущего шкива согласуем со значениями стандартного ряда по ГОСТ 17383-73 (см. [2], стр. 120), окончательно к расчёту принимаем диаметр ведущего шкива равный 40 мм.

Диаметр ведомого шкива считаем по формуле:

мм.

.

Полученное значение передаточного отношения согласуем со стандартным рядом ГОСТ 2185-66 (см. [2], стр. 36), к дальнейшему расчёту принимаем 1,25.

Общее передаточное число привода принимаем к расчёту  в соответствии с ГОСТ 2186 – 66.

Бесконечные клиновые резинотканевые приводные ремни изготавливают кордтканевыми и кордшнуровыми. При малых диаметрах шкивов,а также при высоких скоростях следует применить кордшнуровые ремни, при сравнительно больших диаметрах шкивов – кордтканевые.

Шкивы должны быть изготовлены из материалов, обеспечивающих выполнение требуемых размеров и работу шкивов в условиях эксплуатации (наличие механических усилий, нагрев, истирание). На рабочих поверхностях канавок шкивов не должно быть приростости, пузырей, царапин и вмятин механической обработки.

Наименьшее межосевое расстояние:

 мм.

Наибольшее межосевое расстояние:

мм.

Межосевое расстояние назначаем в полученном интервале 60 – 90 по ГОСТ 2185 – 66, принимаем равное 80 мм.

По выбранному межосевому расстоянию определяем расчётную длину ремня:

мм;

мм;

Вычисленную расчётную длину округляем до ближайшего значения по стандартному ряду (см. [2] табл.7.7, стр.131), принимаем равную 400 мм.

Далее определяем окончательное межосевое расстояние:

Угол обхвата ремня шкива, при работе на двух шкивах вычисляется по формуле:

Число ремней:

где

N – заданная мощность; мощность, допускаемая для передачи одним ремнём, равна 0,82(см. [2], табл.7.8, стр.132); коэффициент, учитывающий длину ремня, равен 0,79 (см. [2], табл.3.9, стр.135);  коэффициент режима работы, равен 1,2 (см. [2], табл.7.10, стр.136);  коэффициент угла охвата, равен 1,0 (см.[2], стр.135); коэффициент, учитывающий число ремней в передачи, равен 0,95 (см.[2], стр.135):

 

Для компенсации возможных отклонений длины ремня от номинала, вытяжки его в процессе эксплуатации, а так же для свободного надевания новых ремней при конструировании передачи должна быть предусмотрена регулировка межцентрового расстояния шкивов в сторону уменьшения на 2 % при длине ремня L до 2 метров и на 1 % при длине ремня свыше 2 метров и в сторону увеличения на 5,5 % от L.

Для расчёта момента на каждом крутящем валу узнаем передаточное отношение ступеней коробки передач, для облегчения расчётов данные о количестве зубьев которые мы узнали раннее сведём в таблицу.

Таблица 3

Передаточное отношение,

Количество зубьев

первого колеса

второго колеса

1

45

45

0,8

40

50

1,25

50

40

0,8

40

50

1

45

45

0,4

25

65

Определим вращающие моменты на валах:

Нм;

Нм;

Нм.

Нм.

4. Выбор материала зубчатых колёс, назначение термообработки.

В зависимости от вида изделия, условий его эксплуатации и требований к габаритным размерам выбирают необходимую твёрдость колёс и материал для их изготовления.

Для силовых передач чаще всего применяют стали. Передачи со стальными зубьями колёс имеют минимальную массу и габариты, тем меньше, чем выше твёрдость рабочих поверхностей зубьев, которая в свою очередь зависит, от марки стали и варианта термической обработки.

Принимаем в качестве материала зубчатых колёс Сталь 40Х (содержание углерода 0,45%) как для колёса, так и для шестерни.

Назначаем объёмную закалку в качестве термообработки. После чего для данного вида материала получаем следующую твёрдость поверхности – 38…50 HRC.

Для шестерни принимаем для шестерни HRC = 48, для колеса – HRC = 46 (см. [2] табл. 3.2 стр.34).

5. Геометрический расчёт привода.

5.1. Расчёт параметров первой ступени.

В соответствии с ГОСТ 9563 – 60 назначаем к расчёту модуль равный 2. При известном значении модуля и полученных ранее чисел зубьев рассчитаем значение межосевого расстояния :

мм,

Полученное значение межосевого расстояния сравниваем со стандартным, к дальнейшему расчёту принимаем мм.

Определим диаметры начальных окружностей:

мм;

мм;

мм;

мм;

Определим диаметры окружности выступов:

 мм;

мм;

мм;

мм;

Определим диаметр окружностей впадин:

мм;

 мм;

мм;

мм;

Определим ширину венцов колеса и шестерни:

,где

- относительная ширина ЗК, к расчёту в соответствии с ГОСТ 2185-66, принимаем .

мм.

К расчёту принимает 21 мм, по ряду R40.

Определим силы в зацеплении:

-окружная сила определяется по формуле:  Н,

Н;  Н.

- радиальная:  Н,

Н;  Н.

- нормальная сила:  Н,

Н;  Н.

5.2. Расчёт параметров второй ступени.

В соответствии с ГОСТ 9563 – 60 назначаем к расчёту модуль равный 2. При известном значении модуля и полученных ранее чисел зубьев рассчитаем значение межосевого расстояния :

мм,

Полученное значение межосевого расстояния сравниваем со стандартным, к дальнейшему расчёту принимаем мм.

Определим диаметры начальных окружностей:

мм;

мм.

мм;

мм;

Определим диаметры окружностей выступов:

мм;

мм.

мм;

мм;

Определим диаметры окружностей впадин:

мм;

мм.

мм;

мм;

Определим ширину венцов колеса и шестерни:

,где

- относительная ширина ЗК, к расчёту в соответствии с ГОСТ 2185-66, принимаем .

мм.

К расчёту принимает 21 мм, по ряду R40.

Определим силы в зацеплении:

-окружная сила определяется по формуле:  Н,

Н;Н.

- радиальная:  Н,

Н;  Н.

- нормальная сила:  Н,

Н;  Н.

5.3. Расчёт параметров третий ступени.

В соответствии с ГОСТ 9563 – 60 назначаем к расчёту модуль равный 2. При известном значении модуля и полученных ранее чисел зубьев рассчитаем значение межосевого расстояния :

мм,

Полученное значение межосевого расстояния сравниваем со стандартным, к дальнейшему расчёту принимаем мм.

Определим диаметры начальных окружностей:

мм;

мм.

мм.

мм.

Определим диаметры окружностей выступов:

мм;

мм.

мм.

мм.

Определим диаметры окружностей впадин:

мм;

мм.

мм.

мм.

Определим ширину венцов колеса и шестерни:

,где

- относительная ширина ЗК, к расчёту в соответствии с ГОСТ 2185-66, принимаем .

мм.

К расчёту принимает 21 мм, по ряду R40.

Определим силы в зацеплении:

-окружная сила определяется по формуле:  Н,

Н; Н.

- радиальная:  Н,

Н;  Н.

- нормальная сила:  Н,

Н;  Н.

5.4. Проверка зубьев по контактным напряжением (вторая ступень).

Проверка контактных напряжений производится по формуле Герца:

, где

- для прямозубых передач;

коэффициент нагрузки в расчёт на контактную выносливость, принимаем равным 1,55 (см. [3], стр.18).

допускаемые контактные напряжения для поверхностной объёмной закалки:

, где

(см. [3], табл. 2.2, стр.13);

коэффициент запаса прочности, для ЗК с однородной структурой материала (после объёмной закалки) принимаем 1,1;

- коэффициент долговечности;

- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости;

- коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости (см. [3], стрю 13-15);

,

, условие выполняется, следовательно, принимаем ранее принятые параметры за окончательные.

5.5. Проверка зубьев колёс по напряжениям изгиба (вторая ступень).

Формула для проверочного расчёта зубьев на выносливость по напряжениям изгиба имеет вид (ГОСТ 21354 – 75):

, где

коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения, к расчёту назначаем данный коэффициент, равным 1,7 (см. [3], стр.21 – 22);

допускаемые напряжения изгиба, определяем по формуле:

, где

МПа (см. [3],  табл.2,3, стр.15);

- коэффициент, учитывающий реверсивность работы передачи, считаем условия работы привода реверсивными (см. [3], стр.15);

коэффициент запаса, принимаем равный 1,7 (см. [3], стр.15).

МПа;

коэффициент, учитывающий форму зуба,

.

Так как колесо и шестерня участвующие в зацеплении имеют одинаковое количество зубьев, выполняем следующий расчёт:

 

Условие выполняется, следовательно принимаем ранее принятые параметры за окончательные.

6. Расчёт валов

6.1. Выбор материала вала, назначение термообработки, определение допускаемых напряжений изгиба.

Для изготовления валов выбирают углеродистые качественные и легированные стали. Термическая обработка заготовки вала – нормализация или улучшение. Таким образом. Принимаем к дальнейшему расчёту сталь 40Х.

При предварительном определении размеров вала величина допускаемых напряжений изгиба может быть подсчитана по формуле:

,где

предел выносливости при симметричном цикле, равен

- запас прочности по усталостному разрушению;

- коэффициент, учитывающий конфигурацию, размеры и шероховатость поверхности вала, выбираем равный 3.

Н/.

6.2. Определение диаметров валов.

6.2.1. Расчёт 1 вала.

Определим диаметр выходного конца:

где

допускаемое напряжение на кручение, к расчёту принимаем 20 МПа.

мм, полученный результат согласуем со стандартным значением, к дальнейшему расчёту принимаем 13 мм. Исходя из полученного значения диаметра, выберем призматическую шпонку ГОСТ 23360 – 78 (см. [2], табл.8.9, стр.169): шпонка 5х5х50.

Определим диаметры под уплотнение:

мм.

Определим диаметр вала под подшипники:

мм. К расчету dпод = 25мм.

Назначаем шариковые радиальные подшипники средней серии ГОСТ 8338 – 75.

Таблица 4

Обозначение

Размеры, мм

Грузоподъёмность, кН

d

D

B

r

C

C

305

25

62

17

2

22,5

11,4

Назначаем диаметры под зубчатые колёса:

мм.

Основные нагрузки на валы – силы от передач. Силы на валы передают через насаженные на них детали: зубчатые колёса, шкивы, полумуфты. При расчётах принимают, что насажденные на вал детали передают силы и моменты валу на середине своей ширины. Под действием постоянных по значению и направлению сил во вращающихся валах возникают напряжения, изменяющихся по симметричному циклу.

Для проведения расчёта вал рассматривают как двухопорую балку, радиальные подшипники – шарнирно-подвижные опоры. Координаты точек приложения сил и реакции в опорах принимаем по чертежу. Именуем опоры как А и В. Принимаем произвольную систему координат отсчёта XOYZ. Поскольку ЗК во вращении жёстко сопряжено с валом, то моделируем его как стержень, жёстко закреплённый на валу. Вне центра ЗК приложена сила их переносим на центр вала.

Для определения реакции составляем и решаем соответственные системы уравнения моментов и проекций сил в соответствии с приведённой ниже схемой вала. Запишем уравнение моментов относительно опоры В.

 

Рис. 5. Схема нагружения и эпюры первого вала.

Опасным является одно сечение (см. рис.5), оно расположено в месте установки ЗК. Определим напряжения изгиба в опасном сечении и сравним полученные значения с допустимыми для данного материала, как было рассчитано ранее  для стали 40Х.

где

результирующий момент, Нмм;

момент сопротивления опасного сечения, ;

.

Условия соблюдается, все принятые допущения оставляем как окончательные.

6.2.2. Расчёт 2 вала.

Определим диаметр выходного конца:

где

допускаемое напряжение на кручение, к расчёту принимаем 20 МПа.

мм, полученный результат согласуем со стандартным значением, к дальнейшему расчёту принимаем 14 мм. Исходя из полученного значения диаметра, выберем призматическую шпонку ГОСТ 23360 – 78 (см. [2], табл.8.9, стр.169): шпонка 5х5х50.

Определим диаметры под уплотнение:

мм.

Определим диаметр вала под подшипники:

мм.

Назначаем шариковые радиальные подшипники средней серии ГОСТ 8338 – 75.

Таблица 5

Обозначение

Размеры, мм

Грузоподъёмность, кН

d

D

B

r

C

C

305

25

62

17

2

22,5

11,4

Назначаем диаметры под зубчатые колёса:

мм.

6.2.3. Расчёт 3 вала.

Определим диаметр выходного конца:

где

допускаемое напряжение на кручение, к расчёту принимаем 20 МПа.

мм, полученный результат согласуем со стандартным значением, к дальнейшему расчёту принимаем 15 мм. Исходя из полученного значения диаметра, выберем призматическую шпонку ГОСТ 23360 – 78 (см. [2], табл.8.9, стр.169): шпонка 5х5х50.

Определим диаметры под уплотнение:

мм.

Определим диаметр вала под подшипники:

мм.

Назначаем шариковые радиальные подшипники средней серии ГОСТ 8338 – 75.

Таблица 6

Обозначение

Размеры, мм

Грузоподъёмность, кН

d

D

B

r

C

C

305

25

62

17

2

22,5

11,4

Назначаем диаметры под зубчатые колёса:

мм.

6.2.4. Расчёт 4 вала.

Определим диаметр выходного конца:

где

допускаемое напряжение на кручение, к расчёту принимаем 20 МПа.

мм, полученный результат согласуем со стандартным значением, к дальнейшему расчёту принимаем 20 мм. Исходя из полученного значения диаметра, выберем призматическую шпонку ГОСТ 23360 – 78 (см. [2], табл.8.9, стр.169): шпонка 5х5х50.

Определим диаметры под уплотнение:

мм.

Определим диаметр вала под подшипники:

мм.

Назначаем шариковые радиальные подшипники средней серии ГОСТ 8338 – 75.

Таблица 7

Обозначение

Размеры, мм

Грузоподъёмность, кН

d

D

B

r

C

C

306

30

72

19

2

28,1

14,6

Назначаем диаметры под зубчатые колёса:

мм.

6.2.5. Расчёт шпиндельного узла.

а) общие положения

Шпиндельный узел металлорежущих станков предназначен для осуществления главного вращательного движения шпинделя с необходимой частотой вращения. В шпиндельных узлах выполняется закрепление и вращение режущих инструментов и заготовок, а также обеспечивается их заданное положение по отношению к другим узлам станков.

Конструкция шпиндельного узла должна быть такой, чтобы наряду с выполнением комплекса технологических команд достигалась сохранение точности вращения шпинделя, исключающие осевое и торцевое биение, а также суммарной жёсткости всего узла для предотвращения деформирования. Конструктивная форма шпинделя определяется типом и назначением станка, требованиями к его точности, условиям работы шпинделя, способами закрепления инструмента или заготовки, размещением элементов привода и типом применяемых опор.

Определение конфигурации переднего конца шпинделя.

Конфигурацию переднего конца шпинделя выбираем в соответствии со стандартом (см. [6], табл. 13.1, стр. 210) для токарно – револьверного станка.

Определение опор шпинделя.

Тип опор шпинделя, определяющий форму посадочных мест, выбираем на основании требования точности обработки и быстроходности. Следовательно, для рассматриваемого типа и метода обработки назначаем подшипники качения, для которых радиальное и осевое биение шпинделя 1 мкм, отклонение от округлости обрабатываемого изделия 1 мкм (см. [6], табл. 13.2, стр. 211). В шпиндельных узлах первой группы могут быть установлены подшипники качения любого типа, для узлов второй группы наиболее подходят радиально – упорные шарикоподшипники с углом контакта 12…18.

Передняя опора шпинделя нагружена больше задней. Её погрешности в большой степени влияют на точность обрабатываемых на станке деталей. Поэтому в передней опоре устанавливают подшипники более точные, чем в задней.

Переднюю опору делают более жёсткой, для чего в ней устанавливаем сдвоенные подшипники. Для увеличения жёсткости шпиндельного узла в целом подшипники, предназначенные для восприятия осевых нагрузок, целесообразно устанавливать в переднюю опору, а заднюю опору делать плавающей.

Метод смазывания.

Принимаем капельный метод смазывания подшипников качения. При данном методе подшипники смазываются независимо от других элементов, в них подаётся ограниченное количество смазки (от 1 до 100 г в 1 ч), что снижает тепловыделение. В этом случае необходимо предотвращать попадание в подшипники смазки из коробки скоростей (см. [6], стр. 212).

Уплотнение шпиндельных узлов.

 Уплотнения шпиндельных узлов служат для защиты подшипников шпинделя от проникновения в них грязи, пыли и охлаждаемой жидкости, а также препятствует вытеканию смазочного материала из подшипника. Назначаем бесконтактное лабиринтное уплотнение для уменьшения тепловыделений в узле и исключения изнашивания уплотнений, радиальный зазор должен быть не более 0,2 – 0,3 мм (см. [6], стр. 213).

Материал шпинделя и термообработка.

Материал шпинделя выбирают исходя из требований обеспечения необходимой твёрдости и износостойкости его шеек и базирующихся поверхностей, а также предотвращать малые деформации шпинделя с течением времени (коробление). Для станка нормальной точности материал шпинделя назначаем сталь 45, в качестве термообработки выбираем поверхностную закалку с нагревом ТВЧ до твёрдости 54 HRC (см. [6], стр. 213).

б) расчёт размеров шпиндельного вала

Определим диаметр выходного конца из расчёта на чистое кручение по пониженному допускаемому напряжению без учёта влияния изгиба:

где

допустимое напряжение на кручение; для валов из стали 45 принимаем пониженное значение, и к расчёту принимаем 28 МПа.

мм, полученный результат согласуем со стандартным значением, к дальнейшему расчёту принимаем 42 мм.

Определим диаметры под уплотнение:

мм.

Определим диаметр вала под подшипники:

мм. К расчету 50мм.

В опоре шпиндельного узла назначаем радиально – упорные однорядные подшипники по ГОСТ 831 – 75.

Таблица 8

Обозначение

Размеры, мм

Грузоподъёмность, кН

d

D

B

r

C

C

46310

50

110

27

3

71,8

44

в) Расчёт на жёсткость

На жесткость рассчитывают шпиндельные узлы всех типов. При этом определяют упругое перемещение шпинделя в сечении его переднего конца, для которого производится стандартная проверка шпиндельного узла на жёсткость. Это перемещение принимают в качестве упругого перемещения переднего конца шпинделя. Шпиндель представляем в виде балки на 2-х опорах с силой Р, приложенной на консоли, т.е. на расстоянии от середины передней опоры.

В перемещении учитываются только деформации тела шпинделя и его опор. Радиальное перемещение шпинделя определяется по формуле:

где

перемещение, вызванное изгибом тела шпинделя;

перемещение, вызванное нежёсткостью опор;

сдвиг, вызванный защемлением моментом;

перемещение, вызванное податливостью контакта между кольцами подшипника и поверхностями шпинделя и корпуса, определяемое по зависимости:  где

нагрузка на опору, Н;

коэффициент, 1…1,25;

 внутренний диаметр подшипника, мм;

и  ширина и наружный диаметр подшипника, мм.

Для двух опор имеем: .

Для токарно-револьверного станка рассматриваем схему, когда приводной элемент расположен между его опорами. Радиальное упругое перемещение шпинделя в расчётной точке складывается из перемещений под действием сил Q и Р. Для дальнейшего расчёта принимаем следующие обозначения:

– расстояние между передней и задней опорой шпинделя, мм;

расстояние от приводного элемента до передней опоры, мм;

вылет переднего конца (консоль), мм;

среднее значение осевого момента инерции сечения консоли, 125600 ;

среднее значение осевого момента инерции сечения шпинделя в пролёте между опорами, 450000 ;

модуль упругости материала, для ст.45 равен  Па;

 и  радиальная жёсткость передней и задней опор  и

Таким образом, упругое перемещение переднего конца шпинделя, слагающееся из всех названных выше перемещений с учётом действия защемляющего момента в передней опоре, мм:

Перед Q принимаем знак «+», если силы Q и Р направлены в одну сторону, и знак «-», если они направлены в противоположные стороны. В соответствии с расчётом принимаем знак «+» перед Q. После подстановки соответствующих значений получаем

Тогда общая податливость шпиндельного узла вычисляется по формуле:


Список используемой литературы.

  1.  Косилова А.Г. «Справочник технолога – машиностроителя», т.2 – 4-е издание – М.: «Машиностроитель», 1985.
  2.  Чернавский С.А. «Курсовое проектирование деталей машин», 3-е издание – М.: ООО ТИД «Альянс», 2005.
  3.  Дунаев П.Ф. «Конструирование узлов и деталей машин» 8-е издание – М.: «высшая школа», 2003.
  4.  Маханько А.М. «Проектирование и модернизация узлов и механизмов металлорежущих станков», Методические указания, - М.: МИИТ, 2000.
  5.  Ридэль А.Э. «Проектирование механического привода», Методические указания к курсовому проектированию – М.: МИИТ, 1991.
  6.  Пуш В.Э. «Металлорежущие станки», - М.: Машиностроение, 1985.


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

37775. Основні характеристики схем включення біполярного транзистора зі спільною базою (СБ) і спільним коллектором (СК) 365 KB
  Визначити коефіцієнт підсилення за струмом і напругою. Так як характеристики носять нелінійній характер то вони відображаються у вигляді графіків на яких маю маємо змогу наочно переконатися у тому що для схемы зі спільною базою підсилення за струмом не спостерігається але значно більше має місце підсилення за напругою у той час як схема зі спільним колектором підсилення за струмом має значне але підсилення за напругою не настільки значне.
37778. Исследование генераторного оборудования и системы синхронизации аппаратуры ИКМ-30 3.7 MB
  Цель работы. Изучение и исследование работы генераторного оборудования и режимов работы системы синхронизации аппаратуры ИКМ30. Исследование работы генераторного оборудования Для разрядного делителя fT Р1 Р2 Р8 Для канального делителя Для делителя циклов Исследование работы ДК Р2 упр. Т1 РС2 КИ1 КИ2 Исследование режимов работы приемника цикловой синхронизации Помеха 0 Г2 Г3 Г4Г8 Помеха 1 Г2 Г3 Г4 Г5 Г6Г8 Г9 Помеха 2 Г2 Г3 Г4 Г5 Г6 Г7Г8 Г9 Помеха 3 Г2 Г3 Г4 Г5 Г6 Г7 Г8 Г9 Помеха 4 Г2 Г3 Г4 Г5 Г6 Г7 Г8 Г9.
37779. Расчет перевозки коммерческого груза одним рейсом 45 KB
  Время необходимое для перевозки груза одним рейсом определяется по формулам: а наземным транспортом T = LА Tвсп Tпр [ч] V где LА – дальность перевозки груза автомобильным транспортом; V – скорость движения автомобильного транспорта; Tвсп – вспомогательное время; Tпр – суммарное время затрачиваемое на привалы. Вспомогательное...
37780. Одновимірний масив 17.4 KB
  Висновок: навчилися працювати з одновимірним масивом...
37781. Организация радиомониторинга объекта защиты 962.5 KB
  Для выполнения этих работ необходимо предварительно ознакомиться с основными сведениями по построению закладных устройств Распределению частот согласно международному регистру радиосвязи Распределению частот связи в диапазонах ОВЧ и УВЧ для Москвы и Таблицей “Распределение частот между радиослужбами Российской Федерации в диапазоне частот от 3 кГц до 400 ГГц†а также рекомендациями по выделению полос частот для новых видов и систем связи для сетей беспроводного доступа бесшнуровых телефонных аппаратов для сетей сухопутной...
37782. Ознайомлення з інструментальним середовищем програмування Delphi. Робота з простими візуальними об’єктами 1.5 MB
  Розробити проект, в якому на формі розмістити необхідні компоненти для введення координат вершин трикутника (TEdit, TLabel). Для виконання обчислень і завершення роботи програми використати компоненти TButton. Для вибору необхідного варіанту обчислень застосувати компонент RadioButton або TCheckBox. Результати обчислень виводити в компонент TLabel