Полуавтомат токарный одношпиндельный вертикальный с ЧПУ

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

Изготовление большинства деталей машин, работающих в любой отрасли промышленности невозможно без применения металлообрабатывающих станков.

История создания отечественных станков начинается с середины 17 - начала 18 века, когда совершенствовалось производство в Тульско-Каширской группе оружейных заводов. Выдающийся русский механик А.К. Нартов, возглавляющий токарную мастерскую Петра Первого, изобрел токарный станок с механическим суппортом. В то время некоторые станки были направлены в качестве дипломатического подарка в Париж и Берлин.

В последние годы строились новые и совершенствовались старые станкостроительные заводы, продолжалось совершенствование станков, возрастал их выпуск. Станкостроение стало способно создавать любые станки любого типа, автоматизированными.

Теперь станкостроение - центр машиностроения. Достижения станкостроения оцениваются не столько по общему числу выпущенных станков, сколько по их качеству, техническому уровню, прежде всего по производительности и степени автоматизации.

Автоматизации станков всегда придавалось особое значение. Но раньше

1. Исследовательская часть каталогов

1.1 Обзор аналогов многооперационных станков, узлов и механизмов

Существует ряд однотипных станков, созданных в бСССР и зарубежом. Одним из представителей такой серии является станок фирмы SCHAUBLIN - 110-CNC. Данный станок представляет собой горизонтальный токарный многоцелевой, с револьверной головкой, в определенных позициях которой могут быть установлены сверла, зенкеры, дл последующей обработки от дополнительного привода головки.

2. Технологическая часть

2.1 Назначение проектируемого станка

Полуавтомат токарный одношпиндельный вертикальный с ЧПУ предназначен для автоматизации механической обработки деталей типа вращения в условиях мелкосерийного и серийного производства на машиностроительных заводах различных отраслей промышленности.

Полуавтомат выполняет различные операции: черновое и чистовое точение наружных и внутренних поверхностей различного профиля (прямолинейного и криволинейного) в несколько проходов; нарезание резьбы (внутренней и наружной); точение спирали на торце и др. Все это осуществляется с автоматическим регулированием скоростей шпинделя и автоматической сменой инструмента для последующей обработки.

На станке возможна обработка деталей из цветных сплавов; для этого необходимо дополнительно установить на ограждении отражающие щитки, что бы предотвратить разброс стружки.

Полуавтомат охватывает диапазон деталей с номинальными размерами: диаметр 320 мм и высота 200 мм.

2.2 Общие сведения о проектируемом станке

Класс точности по ГОСТ 8-82 - П.

Наибольший диаметр обрабатываемого изделия:

А) над станиной -- 560 мм;

Б) над суппортом -- 320 мм.

Наибольшая высота обрабатываемого изделия -- 200 мм.

Пределы частоты вращения шпинделя -- 35..1000 об/мин.

2.3 Обоснование режима резания, мощности резания, крутящего момента на шпинделе

Рассчитаем силы, действующие при обработке детали максимального диаметра, т.е. 320 мм.

Материал детали: сталь; выбираем подачу 0,4 мм/об; скорость резания определяем по формуле:

, м/мин;

=120 м/мин; К1=0,8; К2=0,9; К3=1; м/мин;

сила резания

, кГ;

РZтабл=400 кГ; К1=0,85; К2=1; итак, получим кГ, или 3400 Н.

Сила , .

Максимальный момент, действующий от силы РZ будет равен:

.

2.4 Параметры точности узла, регламентируемые стандартами

Шпиндельные узлы должны удовлетворять ряду требований:

Точность вращения шпинделя, характеризующая радиальным и осевым биением переднего конца, оказывает сильное влияние на точность обрабатываемых деталей. Жесткость шпиндельного узла характеризуется его деформациями под действием нагрузок. Допустимая минимальная жесткость переднего конца шпинделя универсальных станков 200 Н/мкм.

станок шпиндел кинематический привод

3. Кинематический расчет привода с бесступенчатым регулированием частоты вращения шпинделя

3.1 Обоснование выбора кинематического и конструктивного варианта главного привода

В данном станке был выбран следующий вариант структуры ПГД станка:

В данном случае эта схема является преимущественной, т.к. в этом случае будут отсутствовать различные погрешности, вызванные ременной передачей, а так же несколько других преимуществ.

3.2 Определение предельных значений частоты вращения шпинделя

Максимальная частота вращения шпинделя равна 1000 об/мин, минимальная частота - 14 об/мин. Наибольший диаметр обрабатываемой заготовки - 320 мм. Наибольшая высота сечения заготовки - 520 мм.

3.3 Определение мощности электродвигателя (момента на шпинделе) и предварительный выбор двигателя

Для привода главного движения многоцелевого токарного станка:

,

где С1-коэффициент, учитывающий силу резания

С2 - коэффициент, учитывающий колебания силы резания в зависимости от типа соединения привода главного движения со шпинделем.

Высота сечения устанавливаемых резцов 32 мм, тогда С1=4350; С2=1, шпиндель соединен с коробкой скоростей.

Наибольший диаметр над шпинделем составляет 320 мм.

Тогда

Требуемая мощность ЭД для привода главного движения:

,

где - угловая скорость шпинделя, соответствующая расчетной частоте вращения ,

- КПД привода.

,

где - пределы частоты вращения шпинделя.

В нашем случае пределы 1000 и 35 [об/мин].

об/мин.

Принимаем 87.5

Тогда рад-1

И следовательно

При работе двигателя в продолжительном номинальном режиме выбираем двигатель с номинальной мощностью равной или большей Рдв. Принимаем Pном = 18.5 кВт -- 4ПФ160S.

3.4 Определение диапазона регулирования, знаменателя ряда частот вращения двигателя

Знаменатель геометрического ряда выбираем из условия, что КС для станка с ЧПУ и она бесступенчатая. Примем

По каталогу выбираем двигатель постоянного тока 4ПФ160S со следующими параметрами:

Мощность кВт; КПД %; момент инерции кгм2; масса кг.

Диапазон регулирования двигателя с постоянной мощностью:

.

Расчетная частота вращения шпинделя из предыдущего расчета .

Определяем число скоростей шпинделя:

.

Примем z = 30.

Определяем диапазон регулирования шпинделя с постоянной мощностью, определяемый по формуле:

.

Определяем число ступеней КС:

.

Округляем и получаем .

Для того чтобы убедится в том, что 3-х ступеней достаточно для регулирования проводим проверочный расчет:

.

Проверка утвердительная.

Находим передаточное отношение коробки скоростей:

;

Поскольку должно соблюдаться соотношение , поэтому предусматриваем понижающую передачу с передаточным отношением . В этом случае:

.

Определяем максимальное передаточное отношение:

.

Это передаточное отношение удовлетворяет условию .

4. Предварительный расчет привода

4.1 Определение расчетного крутящего момента на валах

Рассчитаем КПД привода главного движения:

,

где -- пары подшипников качения, -- пары цилиндрических колес, -- пары конических колес.

Общий КПД механизма привода главного движения:

Рассчитаем мощность на каждом валу:

кВт; кВт;

кВт;

Рассчитаем угловую скорость на первом валу:

;;

.

Рассчитаем угловую скорость на втором валу:

;;

.

Рассчитаем угловую скорость на третьем валу:

При включенной передаче Z1-Z2:

;;

.

При включенной передаче Z3 - Z4:

;;

.

Рассчитаем моменты на первом валу:

;

;

.

Рассчитаем моменты на втором валу:



;

.

Рассчитаем моменты на третьем валу:

При включенной передаче Z1-Z2:

;

;

.

При включенной передаче Z3 - Z4:

;

;

.

4.2 Проектировочные расчеты зубчатых передач

Рассчитаем модуль для конической пары колес.

Выбираем материал прямозубых зубчатых колес на втором и третьем валу:

Сталь 12ХН3А со следующими параметрами: твердость поверхности зуба - 58…62; твердость сердцевины зуба - 30…40; цементация с закалкой; толщина упрочненного слоя - (0,2…0,25)m, где m - модуль колеса; модуль возможен (1,5..6) мм; коэффициент безопасности при расчете на контактную прочность = 1,2.

Выбираем материал конических зубчатых колес на первом и втором валу:

Сталь 25ХГТ со следующими параметрами: твердость поверхности зуба - 56..62; цементация; коэффициент безопасности при расчете на контактную прочность = 1,75; МПа; коэффициент безопасности

Итак, модуль передачи должен удовлетворять условию:

,

где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца; - исходный расчетный момент, принятый наибольшим из длительно действующих с числом циклов перемены напряжений более ; - коэффициент, учитывающий форму зуба; - число зубьев шестерни, принимаемое по рекомендациям (17 и 48 соответственно для колеса - рекомендация).

,

где i - передаточное отношение

. Примем 0.3 и тогда . По графику определяем, что в этом случае ; определим число зубьев эквивалентного колеса, по формуле: ; тогда ;, примем 1.4 и ; получим: .

Принимаем m = 4.

Выбираем материал для этой пары колес:

Легированная сталь 40Х, закалка с ТВЧ, HRC 48..52 , 600 МПа.

При выбранном числе зубьев и передаточном отношении, модуль можно определить по уравнению:

,

где - вспомогательный коэффициент, ; Т1- исходный расчетный крутящий момент; - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, принимают в зависимости от . Принимается равным (0,06..0,075)(U+1)= 0,275.. 0,3437. Примем 0,3, тогда =1.02. - коэффициент, учитывающий форму зуба, принимаем равным 4,25; - число зубьев шестерни, принимаемое по рекомендациям (24 и 86 соответственно для колеса - рекомендация). , примем 1.4, примем 1 (одностороннее приложение нагрузки) и получим:. МПа.

Тогда:

Примем m=5.

Цилиндрическая пара колес z3-z4.

Материал тот же, изменится только количество зубьев:

Примем m=5.

Проектировочные диаметры колес внесены в таблицу

Таблица Параметры зубчатых колес

Цилиндрические колеса	Коническое колесо
z 1 =	49	z 3 =	24	i=	0,354167	c* =	0,2
z 2 =	61	z 4 =	86	U=	2,823529	h * a =	1
m =	5	m =	5	m e =	4	alfa =	20
a =	275	a =	275	z 1=	17	c =	0,8
alfa =	20	alfa =	20	z 2=	48	x 1 =	0
h *a =	1	h *a =	1	R e =	101,843	x 2 =	0
h *f =	1,25	h *f =	1,25	K be=	0,350515	h ae1 =	4
h *e =	2	h *e =	2	b w =	35	h ae2 =	4
c *=	0,25	c *=	0,25	R m =	84,34302	h e =	8,8
d 1=	245	d 3=	120	m (m m) =	3,312668	h fe1 =	4,8
d 2=	305	d 4=	430	tg delta 1=	0,354167	h fe2 =	4,8
d a1=	255	d a3=	130	delta1 =	19,50245	teta a1=	2,698431
d a2=	315	d a4=	440	delta2 =	70,49755	teta a2=	2,698431
d f1=	232,5	d f3=	107,5	tg(teta f1)=	0,047131	d e1 =	68
d f2=	292,5	d f4=	417,5	tg(teta f2)=	0,047131	d e2 =	192
				delta a1=	22,20088
				delta a2=	73,19598
				d m1=	56,08247
				d m2=	158,3505
				teta f1=	2,698431
				teta f2=	2,698431
				delta f1=	16,80402
				delta f2=	67,79912
				d ae1 =	75,54102
				d ae2 =	194,6708

4.3 Проектировочные расчеты валов

Определяем диаметры валов:

Диаметр вала определяется по формуле:

,

где Т - крутящий момент, ; - допускаемое напряжение на кручение, МПа. Для валов из принятого материала принимают =20...25 МПа.

Вал 1:

мм.

Вал 2:

мм.

Вал 3:

мм.

4.4 Предварительный выбор материала для изготовления элементов привода

Сталь 12ХН3А со следующими параметрами: твердость поверхности зуба - 58…62; твердость сердцевины зуба - 30…40; цементация с закалкой; толщина упрочненного слоя - (0,2…0,25)m, где m - модуль колеса; модуль возможен (1,5..6) мм; коэффициент безопасности при расчете на контактную прочность = 1,2.

Выбираем материал конических зубчатых колес на первом и втором валу:

Сталь 25ХГТ со следующими параметрами: твердость поверхности зуба - 56..62; цементация; коэффициент безопасности при расчете на контактную прочность = 1,75;

4.5 Выбор муфт

Для предохранения шпиндельного узла от перегрузок выбираем предохранительную пружинно-кулачковую муфту.

Тогда допускаемый крутящий момент по контактым напряжениям определяется по формуле:

,

где D - диаметр кулачков в см, - число кулачков, - ширина кулачков, - высота кулачков, - допускаемое номинальное давление 300 кГ/см2.

Тогда

5. Проверочные расчеты привода и шпиндельного узла

5.1 Расчет наиболее нагруженного вала с учетом его конкретных размеров

Расчет вала II.

Определим силы зацепления:

Рассмотрим вертикальную плоскость

Строим эпюру:

Рассмотрим горизонтальную плоскость

Строим эпюру:

Рассчитываем максимальные моменты:

Рассчитаем эквивалентные моменты:

Далее определим расчетный диаметр по наибольшему эквивалентному моменту:

Определим силы зацепления:

{Силы в зацеплении Z1-Z2 останутся те же но изменится направление...}

Рассмотрим вертикальную плоскость

Строим эпюру:

Рассмотрим горизонтальную плоскость

Строим эпюру:

Рассчитываем максимальные моменты:

Рассчитаем эквивалентные моменты:

Определим расчетный диаметр по наибольшему эквивалентному моменту:

Примем d=45 мм. Расчет вала III. Работает пара Z3-Z4

Определим силы зацепления:

{Силы в зацеплении Z1-Z2 останутся те же но изменится направление...}

Рассмотрим вертикальную плоскость

Строим эпюру:

Рассмотрим горизонтальную плоскость

Строим эпюру:

Рассчитываем максимальные моменты:

Рассчитаем эквивалентные моменты:

Определим расчетный диаметр по наибольшему эквивалентному моменту:

Примем d=45 мм.

Расчет вала IV. Работает пара Z5-- Z6

Определим силы зацепления:

Рассмотрим вертикальную плоскость



Строим эпюру:

Рассмотрим горизонтальную плоскость

Строим эпюру:

Рассчитываем максимальные моменты:

Рассчитаем эквивалентные моменты:



Далее определим расчетный диаметр по наибольшему эквивалентному моменту:

Примем d=60 мм. Под подшипник тот же диаметр.

Расчет вала IV. Работает пара Z3-- Z4

Определим силы зацепления:

Рассмотрим вертикальную плоскость

Строим эпюру:

Рассмотрим горизонтальную плоскость

Строим эпюру:

Рассчитываем максимальные моменты:

Рассчитаем эквивалентные моменты:

Далее определим расчетный диаметр по наибольшему эквивалентному моменту:

Примем d = 60 мм.

Так как этот диаметр рассчитан по максимальному моменту, то диаметр вала должен быть еще больше, следовательно отпадает необходимость рассчитывать диаметр под вал, а назначать конструктивно.

5.2 Расчет вала на выносливость

Этот расчёт является основным, т.к. основным видом разрушения валов является усталостное разрушение.

При этом расчёте определяются расчётные коэффициенты запаса прочности для опасного сечения валов. Применяется симметричный знакопеременный цикл нагружений.

При одновременном действии изгибающих и крутящих моментов общий запас прочности n:

Формулы для определения общих коэффициентов запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям имеют вид:

5.3 Расчет элементов, относящихся к валу: подшипников

Для вала 1 из-за сил, действующих от шкива и косозубой передачи, поставим радиально-упорный шариковый подшипник N 46308 по ГОСТ 831--62 со следующими характеристиками:

d=40 мм; D=90 мм; B=23 мм; С=39.2 кН; С0=30.7 кН;

Для нахождения коэффициентов X и Y формулы найдем соотношения:

,

где

а .

Т.к. для радиального - упорного подшипника с углом контакта 26, е=0.68 , а это больше чем полученные отношения , то примем X=1, и Y=0.

Тогда

где Kб=1.4 -- коэффициент безопасности, KT=1.05-- температурный коэффициент.

Определим номинальную долговечность подшипника:

млн. оборотов.

млн. оборотов.

Тогда:

часа.

часов.

Подшипник проверен по динамической грузоподъемности.

Вал III.

Для вала III поставим радиально шариковый подшипник N 309 по ГОСТ 8338--75 со следующими характеристиками:

d=45 мм; D=100 мм; B=25 мм; С=37.1 кН; С0=26.2 кН;

Для нахождения коэффициентов X и Y формулы найдем соотношения:

,

где, для включенного 3 колеса:

для включенного 5 колеса:

Максимальная нагрузка на подшипнике {A} , а на подшипнике {В} а .

Т.к. для радиального подшипника с углом контакта 0, е имеет разные значения, то рассмотрим их раздельно:

1.Рассматриваем подшипник {А}:

Для него отношение =0.64 > e, поэтому дополнительно рассчитаем соотношение Поэтому, принимаем коэффициенты X=0.56 и Y= 2.4

Тогда

где Kб=1.4 -- коэффициент безопасности, KT=1.05-- температурный коэффициент.

Определим номинальную долговечность подшипника:

млн. оборотов.

Тогда:

часов.

Подшипник проверен по динамической грузоподъемности.

2.Рассматриваем подшипник {B}:

Для него отношение =0.22 > e=0.19, поэтому дополнительно рассчитаем соотношение Поэтому, принимаем коэффициенты X=0.56 и Y= 2.4

Тогда

=6336.44

где Kб=1.4 -- коэффициент безопасности, KT=1.05-- температурный коэффициент.

Определим номинальную долговечность подшипника:

млн. оборотов.

Тогда:

часов.

Подшипник проверен по динамической грузоподъемности.

Заключение

В данном курсовом проекте был изучен и разработан привод главного движения токарного вертикального многоцелевого станка.

Получены знания и навык для расчета:

-проектного и проверочного передач, валов;

кинематического привода;

шпинделя на жесткость и точность

Эти знания в дальнейшем пригодятся при разработке дипломного проекта, а так же в дальнейшей работе на машиностроительном предприятии.

Литература

1. Кочергин А.И. Конструирование и расчет металлорежущих станков и станочных комплексов. Курсовое проектирование: учебное пособие для ВУЗов.-Мн.: Высшая школа, 1991-382 стр.

2. Курсовое проектирование деталей машин: справочное пособие. Часть 1 (А.В.Кузьмин, Н.Н. Макейчик, В.Ф. Калачев и др.)- Мн.: Высшая школа, 1982,- 256 стр. : илл.

3. Курсовое проектирование деталей машин: справочное пособие. Часть 2 (А.В.Кузьмин, Н.Н. Макейчик, В.Ф. Калачев и др.)- Мн.: Высшая школа, 1982,- 334 стр. : илл.

4. Дунаев П.Ф. Консруирование узлов и деталей машин. - М. Высшая школа, 1985. - 416 стр.

Размещено на Allbest.ru