Файл: Содержание Задание Исходные данные Расчет режимов резания и их характеристик Определение диапазона регулирования подач и частот вращения Определение модели станка исходя из расчетных характеристик Задание.docx
ВУЗ: Не указан
Категория: Не указан
Дисциплина: Не указана
Добавлен: 29.10.2023
Просмотров: 86
Скачиваний: 3
ВНИМАНИЕ! Если данный файл нарушает Ваши авторские права, то обязательно сообщите нам.
В=800 МПа коэффициенты Кσ=2.68 и Кτ=1,67. По табл. 14.6 [1] для d=50 мм линейным интерполированием Кd=0,81 при изгибе и Кd=0,7 при кручении. Тогда Кσ/Кd=2.68/0,81=3.31 и Кτ/Кd=1,67/0.7=2.38.
В качестве расчетного принимаем канавку для выхода шлифовального круга, так как для данного концентратора напряжений получены наибольшие отношения Кσ/Кd и Кτ/Кd.
Нормальное напряжение изменяется по симметричному циклу, при котором амплитуда напряжений σa равна расчётным напряжениям изгиба σи.
(7.22)
где М – суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении, Н·м.
Wнетто – момент инерции рассматриваемого сечения, мм3.
(7.23)
где: d –диаметр вала в сечении канавки, d = 49,5 мм.
Находим напряжение изгиба:
Касательное напряжение измеряется по циклу, при котором амплитуда цикла τa равна половине расчётных напряжений кручения τk.
(7.24)
где Wρнетто – полярный момент инерции сопротивления сечения вала, мм3.
Мk – крутящий момент на валу, Н·м.
(7.25)
Находим касательное напряжение:
Определим коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для нормального расчётного сечения вала.
(7.26)
(7.27)
где Kσ/Кd и Kτ/ Кd – эффективные коэффициенты концентрации напряжений;
KF – коэффициент влияния шероховатости, KF =1 по табл. 14.7 [2].
Определяем пределы выносливости в расчётном сечении вала.
(7.28)
(7.29)
где: σ-1 и τ-1 – пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, σ-1 = 360 МПа по табл. 14.1 [2]; τ-1 = 240 МПа.
Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям.
(7.30)
(7.29)
Определим общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении.
2,5 > 1,5; S > [S]
Проверочный расчёт вала на прочность в опасном сечении выполняется
Расчёт подшипников
Для рассчитываемого вала мы приняли шариковые однорядные подшипники №210 ГОСТ 8338-75 (d=50 мм, D=90 мм; r=2 мм, B=20 мм, Сr=35.1 кН)
Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчётной динамической грузоподъёмности с базовой, или базовой долговечности с требуемой по условиям:
Crp ≤ Cr или L10h ≥ Lh. (7.30)
Требуемая долговечность подшипника Lh = 5.84· 104 по табл. 9.4 [2].
Расчётная динамическая грузоподъёмность определяется по формуле:
(7.31)
где RE – эквивалентная динамическая нагрузка, Н;
ω - угловая скорость вала, с-1;
m – показатель степени, m = 3.
RE = V·Rr·Kб·Kт (7.32)
где V – коэффициент вращения, V = 1 (при вращении внутреннего кольца подшипника);
Rr – суммарная реакция подшипника;
Kб – коэффициент безопасности, =1,15;
Kт – температурный коэффициент, = 1.
RE = 1·7412·1,4·1 = 10377 Н
99 кН < 35.1·3=105,3 кН – условие Crp ≤ Cr выполняется.
8 РАЗРАБОТКА КОНСТРУКЦИИ, РАСЧЁТ ШПИНДЕЛЬНОГО УЗЛА НА ТОЧНОСТЬ, ЖЁСТКОСТЬ ВИБРОУСТОЙЧИВОСТЬ
8.1 Выбор схемы ШУ, конструктивных параметров, подшипников, смазки, уплотнений.
Шпиндельный узел токарного станка относится к группе узлов со средней частотой вращения. В проектируемом шпиндельном узле могут использоваться следующие схемы опор шпиндельного узла (см. рисунок 5.1):
Рисунок 8.1 – Схемы опор шпиндельного узла
Все эти схемы относятся к среднескоростным схемам и используются в для средних токарных, фрезерных и фрезерно-расточных станках с параметрам быстроходности d·n≤(2…5)·105 мм·мин.
Схема а) воспринимает большую радиальную нагрузку, и малую осевую, в ней используются радиально-упорные шарикоподшипники типа 36000, 46000 ГОСТ 831-75 и роликовые радиальные двухрядные подшипники с короткими цилиндрическими роликами серии 3182100К. Описываемые подшипники применяются в шпиндельных узлах, предназначенных для работы при больших радиальных нагрузках
Схемы б) воспринимают осевую и радиальную нагрузку, здесь используются радиальные двухрядные роликовые подшипники с короткими цилиндрическими роликами типа 3182100 ГОСТ 7634-75 для восприятия радиальной нагрузки и упорно-радиальные сдвоенные шарикоподшипники с углом контакта 60° типа 178800Л ГОСТ 6874-75, 3800 ГОСТ 7842-75. Применяют в средних и тяжелых токарных, фрезерных фрезерно-расточных и шлифовальных станках.
Схемы в) предназначена для восприятия радиальных и осевых нагрузках. В передней опоре применяют роликовые конические подшипники с буртом на наружном кольце типа 69700Л, в задней опоре однорядные роликовые конические подшипники с широким наружным кольцом типа 17000. Благодаря большой ширине наружного кольца снижается его перекос в корпусе.
В проектируемом приводе, возникают большие радиальные и осевые нагрузки и с учетом простоты регулирования натяга в подшипниках, будем в дальнейшем использовать схему а) опор шпиндельного узла как наиболее надежную конструкцию, а так же используемую в базовом станке 1720ПФ30.
Механизм передней бабки получает движение от редуктора через ременную передачу.
В передней опоре натяг регулируется проставочным кольцом за счет сжатия внутренних колец подшипника при этом не нужно подгонять детали при сборке шпиндельного узла. Натяг в задней опоре регулируется с помощью гайки 13, затягивая гайку подшипник расположенный на конусной поверхности расклинивается и убирается радиальный зазор в подшипнике.
Шпиндель станка имеет фланцевый передний конец, выполненный по ГОСТ 12593-72, что обеспечивает быструю смену устройств, а для закрепления обрабатываемой детали: трехкулачкового патрона или планшайбы и их надежное крепление. Внутреннее отверстие выполняем в виде Конуса Морзе 6 по ГОСТ 25586-82 для установки центров для базирования заготовок
Шпиндель станка нормальной точности изготовляем из стали 40Х с закалкой ТВЧ до твёрдости HRC 50-56. Определим диаметр шпинделя из условия работоспособности:
(8.1)
где d - диаметр шпинделя
l - расстояние между опорами
мм
Таким образом конструктивно принимаем
диаметр передней опоры под подшипники: d=100 мм
межопорное расстояние: l=400 мм
вылет переднего конца шпинделя: a=90 мм
В передней опоре устанавливаются роликовые радиальные двухрядные подшипники с короткими цилиндрическими роликами серии 36210К. Размеры подшипника: d = 100 мм, D = 150 мм, В = 24 мм. Грузоподъёмность: Cr = 58,5 кН, Сro = 60 кН. Предельная частота вращения n = 12000 мин-1 (масляным туманом).
В задней опоре устанавливаются роликовые радиальные двухрядные подшипники с короткими цилиндрическими роликами серии 3182117К. Размеры подшипника: d = 85 мм, D = 130 мм, В = 34 мм. Грузоподъёмность: Cr = 106 кН, Сro = 100 кН. Предельная частота вращения при смазке масляным туманом n = 5300 мин-1.
Для смазывания подшипников в передней опоре используется централизованная система смазки.
Определим параметр быстроходности по формуле [4]:
dn = d · nmax (8.2)
где d – диаметр шпинделя в передней опоре, мм.
nmax - предельная частота вращения шпинделя.
dn = (100+150) /2· 2500 = 3,1 · 105 мм · мин-1
Для защиты шпинделя от загрязнений и СОЖ в его опорах установим зигзагообразное лабиринтное уплотнение радиального типа, геометрические параметры из табл. 6.20 [3].
8.2 Расчет шпиндельного узла на точность
Станок повышеной точности обеспечивает получение деталей с размерами по 7 квалитету точности. Лимитирующий диаметр обрабатываемой детали 400 мм. Допуск на этот диаметр по 7 квалитету составляет ∆д =57 мкм. Допускаемое радиальное биение переднего конца шпинделя должно быть:
[∆]∆д/3=57/3=19 мкм.
В результате расчета определяем класс точности подшипников шпинделя в зависимости от его допускаемого радиального биения ∆. Допускаем наиболее неблагоприятный случай, когда биения подшипников ∆А в передней опоре и ∆В в задней направлены в противоположные стороны (рис. 5.1). При этом радиальное биение конца шпинделя:
(5.3)
Рисунок 8.1 - Схема для расчёта шпиндельного узла на точность
Приняв
, 
,
получим:
, 
Получаем:
мкм,
мкм
По полученным значениям определяем класс точности подшипников:
– передней опоры – 4-й класс;
– задней опоры – 5-й класс.
8.3 Расчет шпиндельного узла на жесткость.
Расчет шпиндельного узла производим по [3].
Оценка радиальной жёсткости производится по прогибу конца шпинделя, происходящего за счёт упругой деформации (изгиба) шпинделя и податливости иго опор, а также по углу поворота упругой линии деформированного шпинделя в передней опоре.
,
где 1 - перемещение, вызванное изгибом тела шпинделя;
2 - перемещение, вызванное податливостью опор;
3 - сдвиг, вызванный защемляющим моментом.
Определим упругое перемещение шпинделя в сечении его переднего конца, для которого производится стандартная проверка шпиндельного узла на жёсткость. В зависимости от требуемой точности обработки на станке назначаем допустимую величину прогиба переднего конца шпинделя. Поэтому оценка радиальной жёсткости часто производится по прогибу конца шпинделя, происходящего за счёт упругой деформации (изгиба) шпинделя и податливости иго опор, а также по углу поворота упругой линии деформированного шпинделя в передней опоре.
Максимально допустимые значения перечисленных параметров принимаются соответственно:
В качестве расчетного принимаем канавку для выхода шлифовального круга, так как для данного концентратора напряжений получены наибольшие отношения Кσ/Кd и Кτ/Кd.
Нормальное напряжение изменяется по симметричному циклу, при котором амплитуда напряжений σa равна расчётным напряжениям изгиба σи.
(7.22)где М – суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении, Н·м.
Wнетто – момент инерции рассматриваемого сечения, мм3.
(7.23)где: d –диаметр вала в сечении канавки, d = 49,5 мм.
Находим напряжение изгиба:
Касательное напряжение измеряется по циклу, при котором амплитуда цикла τa равна половине расчётных напряжений кручения τk.
(7.24)где Wρнетто – полярный момент инерции сопротивления сечения вала, мм3.
Мk – крутящий момент на валу, Н·м.
(7.25) Находим касательное напряжение:
Определим коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для нормального расчётного сечения вала.
(7.26) (7.27)где Kσ/Кd и Kτ/ Кd – эффективные коэффициенты концентрации напряжений;
KF – коэффициент влияния шероховатости, KF =1 по табл. 14.7 [2].
Определяем пределы выносливости в расчётном сечении вала.
(7.28)
(7.29)где: σ-1 и τ-1 – пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, σ-1 = 360 МПа по табл. 14.1 [2]; τ-1 = 240 МПа.
Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям.
(7.30) (7.29)Определим общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении.
2,5 > 1,5; S > [S]
Проверочный расчёт вала на прочность в опасном сечении выполняется
Расчёт подшипников
Для рассчитываемого вала мы приняли шариковые однорядные подшипники №210 ГОСТ 8338-75 (d=50 мм, D=90 мм; r=2 мм, B=20 мм, Сr=35.1 кН)
Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчётной динамической грузоподъёмности с базовой, или базовой долговечности с требуемой по условиям:
Crp ≤ Cr или L10h ≥ Lh. (7.30)
Требуемая долговечность подшипника Lh = 5.84· 104 по табл. 9.4 [2].
Расчётная динамическая грузоподъёмность определяется по формуле:
(7.31)где RE – эквивалентная динамическая нагрузка, Н;
ω - угловая скорость вала, с-1;
m – показатель степени, m = 3.
RE = V·Rr·Kб·Kт (7.32)
где V – коэффициент вращения, V = 1 (при вращении внутреннего кольца подшипника);
Rr – суммарная реакция подшипника;
Kб – коэффициент безопасности, =1,15;
Kт – температурный коэффициент, = 1.
RE = 1·7412·1,4·1 = 10377 Н
99 кН < 35.1·3=105,3 кН – условие Crp ≤ Cr выполняется.
8 РАЗРАБОТКА КОНСТРУКЦИИ, РАСЧЁТ ШПИНДЕЛЬНОГО УЗЛА НА ТОЧНОСТЬ, ЖЁСТКОСТЬ ВИБРОУСТОЙЧИВОСТЬ
8.1 Выбор схемы ШУ, конструктивных параметров, подшипников, смазки, уплотнений.
Шпиндельный узел токарного станка относится к группе узлов со средней частотой вращения. В проектируемом шпиндельном узле могут использоваться следующие схемы опор шпиндельного узла (см. рисунок 5.1):
Рисунок 8.1 – Схемы опор шпиндельного узла
Все эти схемы относятся к среднескоростным схемам и используются в для средних токарных, фрезерных и фрезерно-расточных станках с параметрам быстроходности d·n≤(2…5)·105 мм·мин.
Схема а) воспринимает большую радиальную нагрузку, и малую осевую, в ней используются радиально-упорные шарикоподшипники типа 36000, 46000 ГОСТ 831-75 и роликовые радиальные двухрядные подшипники с короткими цилиндрическими роликами серии 3182100К. Описываемые подшипники применяются в шпиндельных узлах, предназначенных для работы при больших радиальных нагрузках
Схемы б) воспринимают осевую и радиальную нагрузку, здесь используются радиальные двухрядные роликовые подшипники с короткими цилиндрическими роликами типа 3182100 ГОСТ 7634-75 для восприятия радиальной нагрузки и упорно-радиальные сдвоенные шарикоподшипники с углом контакта 60° типа 178800Л ГОСТ 6874-75, 3800 ГОСТ 7842-75. Применяют в средних и тяжелых токарных, фрезерных фрезерно-расточных и шлифовальных станках.
Схемы в) предназначена для восприятия радиальных и осевых нагрузках. В передней опоре применяют роликовые конические подшипники с буртом на наружном кольце типа 69700Л, в задней опоре однорядные роликовые конические подшипники с широким наружным кольцом типа 17000. Благодаря большой ширине наружного кольца снижается его перекос в корпусе.
В проектируемом приводе, возникают большие радиальные и осевые нагрузки и с учетом простоты регулирования натяга в подшипниках, будем в дальнейшем использовать схему а) опор шпиндельного узла как наиболее надежную конструкцию, а так же используемую в базовом станке 1720ПФ30.
Механизм передней бабки получает движение от редуктора через ременную передачу.
В передней опоре натяг регулируется проставочным кольцом за счет сжатия внутренних колец подшипника при этом не нужно подгонять детали при сборке шпиндельного узла. Натяг в задней опоре регулируется с помощью гайки 13, затягивая гайку подшипник расположенный на конусной поверхности расклинивается и убирается радиальный зазор в подшипнике.
Шпиндель станка имеет фланцевый передний конец, выполненный по ГОСТ 12593-72, что обеспечивает быструю смену устройств, а для закрепления обрабатываемой детали: трехкулачкового патрона или планшайбы и их надежное крепление. Внутреннее отверстие выполняем в виде Конуса Морзе 6 по ГОСТ 25586-82 для установки центров для базирования заготовок
Шпиндель станка нормальной точности изготовляем из стали 40Х с закалкой ТВЧ до твёрдости HRC 50-56. Определим диаметр шпинделя из условия работоспособности:
(8.1)где d - диаметр шпинделя
l - расстояние между опорами
ммТаким образом конструктивно принимаем
диаметр передней опоры под подшипники: d=100 мм
межопорное расстояние: l=400 мм
вылет переднего конца шпинделя: a=90 мм
В передней опоре устанавливаются роликовые радиальные двухрядные подшипники с короткими цилиндрическими роликами серии 36210К. Размеры подшипника: d = 100 мм, D = 150 мм, В = 24 мм. Грузоподъёмность: Cr = 58,5 кН, Сro = 60 кН. Предельная частота вращения n = 12000 мин-1 (масляным туманом).
В задней опоре устанавливаются роликовые радиальные двухрядные подшипники с короткими цилиндрическими роликами серии 3182117К. Размеры подшипника: d = 85 мм, D = 130 мм, В = 34 мм. Грузоподъёмность: Cr = 106 кН, Сro = 100 кН. Предельная частота вращения при смазке масляным туманом n = 5300 мин-1.
Для смазывания подшипников в передней опоре используется централизованная система смазки.
Определим параметр быстроходности по формуле [4]:
dn = d · nmax (8.2)
где d – диаметр шпинделя в передней опоре, мм.
nmax - предельная частота вращения шпинделя.
dn = (100+150) /2· 2500 = 3,1 · 105 мм · мин-1
Для защиты шпинделя от загрязнений и СОЖ в его опорах установим зигзагообразное лабиринтное уплотнение радиального типа, геометрические параметры из табл. 6.20 [3].
8.2 Расчет шпиндельного узла на точность
Станок повышеной точности обеспечивает получение деталей с размерами по 7 квалитету точности. Лимитирующий диаметр обрабатываемой детали 400 мм. Допуск на этот диаметр по 7 квалитету составляет ∆д =57 мкм. Допускаемое радиальное биение переднего конца шпинделя должно быть:
[∆]∆д/3=57/3=19 мкм.
В результате расчета определяем класс точности подшипников шпинделя в зависимости от его допускаемого радиального биения ∆. Допускаем наиболее неблагоприятный случай, когда биения подшипников ∆А в передней опоре и ∆В в задней направлены в противоположные стороны (рис. 5.1). При этом радиальное биение конца шпинделя:
(5.3) Рисунок 8.1 - Схема для расчёта шпиндельного узла на точность
Приняв
, ,получим:
, Получаем:
мкм, мкмПо полученным значениям определяем класс точности подшипников:
– передней опоры – 4-й класс;
– задней опоры – 5-й класс.
8.3 Расчет шпиндельного узла на жесткость.
Расчет шпиндельного узла производим по [3].
Оценка радиальной жёсткости производится по прогибу конца шпинделя, происходящего за счёт упругой деформации (изгиба) шпинделя и податливости иго опор, а также по углу поворота упругой линии деформированного шпинделя в передней опоре.
,где 1 - перемещение, вызванное изгибом тела шпинделя;
2 - перемещение, вызванное податливостью опор;
3 - сдвиг, вызванный защемляющим моментом.
Определим упругое перемещение шпинделя в сечении его переднего конца, для которого производится стандартная проверка шпиндельного узла на жёсткость. В зависимости от требуемой точности обработки на станке назначаем допустимую величину прогиба переднего конца шпинделя. Поэтому оценка радиальной жёсткости часто производится по прогибу конца шпинделя, происходящего за счёт упругой деформации (изгиба) шпинделя и податливости иго опор, а также по углу поворота упругой линии деформированного шпинделя в передней опоре.
Максимально допустимые значения перечисленных параметров принимаются соответственно: