Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
Министерство образования и науки РФ
Федеральное агентство по образованию
Государственное образовательное учреждение
высшего профессионального образования
“Ярославский государственный технический университет”
Кафедра технологии машиностроения
Курсовой проект защищен
с оценкой _______
Руководитель ______
к.т.н. доцент
Шапошников А.М.
« »___________2008 г.
Расчетно-пояснительная записка к курсовому проекту по курсу
«Металлорежущие станки»
ЯГТУ 151001.014 КП
Тема проекта: “Модернизация привода главного движения
токарно-винторезного станка 16К20 для обработки материалов четвертой группы обрабатываемости”
Нормоконтроллер Проект выполнил
к.т.н. доцент студент гр. Шапошников А.М
« » _______ 2008 г. « »________2008 г.
2008
Реферат
Пояснительная записка 40 стр.; таблиц 2; рисунков 10; источников 5; приложений 3; чертежей 5.
Станок 16К20, модернизация привода главного движения, кинематический расчет привода, расчет валов, расчет подшипников, выбор смазки, расчет шпоночных соединений, расчет шлицевых соединений, расчет шпинделя на жесткость, расчет шпинделя на виброустойчивость, анализ конструкции станка модели 16К20, выбор электродвигателя, расчет передач, расчет муфт, расчет клиноременной передачи, расчет валов на прочность, расчет подшипников качения, расчет шпоночных соединений на смятие, расчет шлицевых соединений на смятие, расчет подшипников на жесткость, выбор системы смазки, описание сборки шпиндельного узла.
Объект проектирования: привод главного движения станка 16К20
Цель проектирования: Модернизация привода главного движения токарно-винторезного станка 16К20 для обработки материалов четвертой группы обрабатываемости. Привод построить с использованием подвижных блоков и кулачковых муфт.
Оглавление:
1. Введение
2. Анализ конструкции базовой модели
3. Выбор основных технических характеристик станка
4. Выбор двигателя
5. Кинематический расчет привода
6. Расчет передач, валов, подшипников, муфт, шпоночных и шлицевых соединений
7. Расчет клиноременной передачи
8. Расчет валов на прочность
9. Расчет подшипников качения
10. Расчет шпонок и шлицов на смятие
11. Расчет подшипников на жесткость
12. Расчет жесткости шпиндельного узла
13. Расчет шпинделя на виброустойчивость
14. Выбор системы смазки
15. Описание сборки шпиндельного узла
16. Вывод по результатам модернизации
17.Список литературы
18. Приложения
Введение
Курсовое проектирование – важная составная часть. В ходе курсового проектирования студенты приобретают опыт самостоятельного решения практических задач, изучают современные конструкции технических устройств и тенденции их развития, приобретают навыки использования средств вычислительной техники при решении задач. Работа над курсовым проектом является тем процессом, который дает возможность студентам проявить свои творческие способности, интуицию и фантазию, поскольку принятие решений в проектах мало связано с применяемостью материалов и комплектующих изделий.
В настоящее время станкостроение развивается в условиях поточно-массового производства.
Развитие идет в основном в направлении высоко производительных автоматических линий, станов с ЧПУ и специализированных станков, предназначенных для обработки одного вида деталей или материалов. .
Анализ конструкции базовой модели
Анализ привода главного движения:
Двигатель: 4А132М2У3 двигатель с мощностью Nдв=11кВт и nдв=2900 об/мин
Уравнение кинематического баланса цепи главного движения:
Кол-во скоростей шпинделя:22
Максимальная частота вращения:1600
Минимальная частота вращения:12,5
Знаменатель j=1,26
Реверс осуществляется механически с помощью паразитного колеса в коробке передач.
Перебор сложный.
Привод построен на подвижных блоках и кулачковых муфтах.
Количество валов коробки скоростей:4
Выбор основных технических характеристик станка
Основные характеристики станка выбираются исходя из группы обрабатываемости материалов, для обработки которых модернизируется станок.
По техническому заданию станок рассчитывается для обработки материалов шестой группы обрабатываемости.
По справочнику [1] выбираем скорости резания при максимальной и минимальной глубине резания.
VMax=200 (м/мин ) при tmin=0,5 (мм)
Vmin=58 (м/мин ) при tMax=10 (мм)
Теперь эти скорости необходимо скорректировать с учетом поправочного коэффициента, который состоит из нескольких коэффициентов [1]
|
Поправочный коэффициент |
Значение для VMax |
Значение для Vmin |
|
K |
3,44 |
0,21 |
|
KVм |
1,66 |
0,71 |
|
KVи |
1,15 |
0,83 |
|
KV |
1,5 |
0,6 |
|
KVп |
1 |
0,6 |
|
K |
1,2 |
1 |
Табл. 1.
Теперь с учетом полученного поправочного коэффициента вычисляем максимальную и минимальную скорости:
Для полученных скоростей резания вычислим скорости вращения шпинделя (об/мин)
Получаем диапазон скоростей
Выбор двигателя
Двигатель подбирается исходя из максимально возможной мощности резания.
Для расчета мощности резания вычислим силу резания Pz:
По [4 стр.261] находим значения коэффициентов
Kмр=1; Kfp=1,08; Kyp=1,25; Klp=1; Krp=1,1 таким образом Kp=1,485
Кроме того находим: Cp=158 x=1 y=0,75 n=0
В результате получаем силу резания:
Вычисляем минимальную скорость резания при наилучших условиях резания
Зная силу резания вычисляем мощность резания:
Выбираем двигатель с мощностью Nдв=11кВт и nдв=2900 об/мин
Марка двигателя: 4А132М2У3
Кинематический расчет привода
Расчет привода начинается с выбора знаменателя j
Вычисляем диапазон скоростей, округляя его в большую сторону:
Вычисляем число передач, округляя его в большую сторону:
Число передач z должно удовлетворять следующему условию: 8≤z≤24
Для обработки материалов шестой группы обрабатываемости предпочтительны следующие знаменатели j=1,26 и j=1,41 знаменатель 1,26 не подходит т.к при нем число передач больше чем при j=1,41.
j=1,41 - 1; 1,4; 2; 2,8; 4; 5,6; 8;11,2;16; 22,4; 31,5; 45; 63; 90; 125; 180; 250; 355; 500; 710; 1000.
Выбираем стандартные частоты вращения:
Минимальная частота вращения должна быть меньше или равна nmin а максимальная больше или примерно равна nmax.В данном случае минимальная частота меньше 22 об/мин а максимальная больше 3652 об/мин. Зная знаменатель j выберем nminст=22,4 и nmaxст=4000 об/мин.
Ниже приведен ряд скоростей рис1
Получаем что число передач станка Z=16 далее разбиваем это число на простые множители 16=2*2*2*2 число множителей равно числу валов в станке, а сами множители показывают число зубчатых колес на валу.
Далее строится структурная сетка
U1:U2:U3=j
U4:U5=j2
U6:U7= j4
U8:U9= j8
рис. 2
Построение графика частот вращения:
При построении графика частот вращения помним что передаточное отношение ограничивается диапазоном для знаменателя j=1,41 этот интервал можно записать так: это связано с прочностью контактных поверхностей зубьев зубчатых колес.
График частот вращения рис. 3
Записываем передаточные отношения, полученные из графика:
; ; ; ; ;
Далее из таблицы подбираем числа зубьев и их суммарную величину:
; ; ; ; ;
Расчет передач, валов, подшипников, муфт, шлицевых и шпоночных соединений
Определение максимальных крутящих моментов на валах
Определяем крутящий момент а шпинделе: .
Ищем моменты на валах:
Крутящий момент на валу двигателя:
Определяем ориентировочно диаметры
где [tк]=25МПа для зубчатой передачи
[tк]=20МПа для ременной передачи
Диаметры увеличиваем до кратного 5, причем минимальный диаметр берем 0,02м
Определение минимального модуля
Модуль определяем по следующей формуле:
Km=13
KF=1,5
y=6,8
sFp=0,4sFlimKFL
стандартный ряд модулей: mст=1,5; 2; 2,5; 3; (3,5); 4; 5; 6
модули больше 4 применять не рекомендуется т.к колеса с этими модулями громоздки.
Выберем в качестве материала колес сталь 40ХН для нее sFlim=500МПа. Способ термической обработки – закалка KFL=2,1
sFp=0,4*500*2,1=420МПа
Полученные значения минимальных модулей округляем до больших значения модулей из стандартного ряда, при этом примем модули m1 – m3=2,5 т.к при меньших модулях колеса не поместятся на их валах. Таким образом получим следующие модули для колес: m1=2,5;
m2=2,5; m3=2,5; m4=3; m5=5.
Расчет параметров колес
Определяем межосевое расстояние:
Рассчитываем параметры колес по формулам:
|
N колеса |
d0 |
da |
df |
b |
|
U1 z=28 U1 z=40 U2 z=34 U2 z=34 |
70 100 85 85 |
75 105 90 90 |
63,75 93,75 78,75 78,75 |
17 17 17 17 |
|
U3 z=20 U3 z=40 U4 z=30 U4 z=30 |
50 100 75 75 |
55 105 80 80 |
43,75 93,75 68,75 68,75 |
15 15 15 15 |
|
U5 z=20 U5 z=57 U6 z=32 U6 z=45 |
50 142,5 80 112,5 |
55 147,5 85 117,5 |
43,75 136,25 73,75 106,25 |
19,25 19,25 19,25 19,25 |
|
U7 z=20 U7 z=79 Uп z=49 Uп z=50 |
60 237 147 150 |
66 243 159 156 |
52,5 229,5 139,5 142,5 |
29,7 29,7 29,7 29,7 |
|
U8 z=20 U8 z=79 Uп z=50 Uп z=49 |
100 395 250 245 |
110 405 260 255 |
87,5 382,5 237,5 232,5 |
49,5 49,5 49,5 49,5 |
Табл. 2
Силы в зацеплениях:
Расчет клиноременной передачи
Исходя их передаточного отношения, выбираем стандартные шкивы диаметрами 280 и 290 мм. Длина ремня примем 2300 мм, в соответствии с базовой моделью.
Расчет клиноременных передач проводится по тяговой способности.
Предварительно примем ремни с сечением типа Б и начальным напряжением s=1,6МН/м2
Примем ориентировочно число ремней z=6
Сa- коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата на тяговую
способность [3 табл. 25]
Сu- коэффициент, учитывающий центробежной силы[3 табл. 26]
K-коэффициент динамичности и режима нагрузки [3 табл. 24]
P0- допускаемая полезная нагрузка на ремень [3 табл. 27]
Уточняем количество ремней необходимой для передачи заданной мощности в 5500 Вт.
примем количество ремней z=4
Расчет валов на прочность
Предварительно выбираем материал для всех валов – Сталь 40X. Механические характеристики данного материала:
Зададимся запасом прочности S = 1,5;
Допускаемые напряжения, действующие по нормали к сечению:
[] = т / S = 750 / 1,5 = 500 МПа;
Реакции на первом валу:
Рассчитаем степени загруженности вала конкретными передачами и далее рассчитываем вал только по этим передачам:
Отсюда видно что больше всего нагружают вал передача U1
Найдем реакции в опорах подшипников при действии передачи U1:
Рис. 3
Изгибающие моменты в сечениях вала:
Му мах = X2l2 = 7005310-3 =37,1 Нм;
Крутящий момент: Ткр=18400Нмм;
Оценка статической прочности.
мм3- при изгибе;
мм3 – при кручении;
Напряжения изгиба
Напряжение кручения
МПа;
Эквивалентные напряжения
МПа <[];
Условие прочности выполняется.
Реакции на втором валу:
Рассчитаем степени загруженности вала конкретными передачами и далее рассчитываем вал только по этим передачам:
Отсюда видно что больше всего нагружают вал передача U3 и U1
Найдем реакции в опорах подшипников при действии U3 и U1 передач:
Изгибающие моменты в сечениях вала: Рис. 4
Мх мах = Y2l2 = 360352,710-3 =127 Нм;
Му мах = X2l2 = 109,7352,710-3 =36 Нм;
Крутящий момент:
Ткр=35700Нмм;
Оценка статической прочности.
мм3- при изгибе;
Wk=2W=1265*2=2530мм3 – при кручении;
Напряжения изгиба
Напряжение кручения
МПа;
Эквивалентные напряжения
МПа <[];
Условие прочности выполняется.
Реакции на третьем валу:
Рассчитаем степени загруженности вала конкретными передачами и далее рассчитываем вал только по этим передачам:
Отсюда видно что больше всего
нагружают вал передача U3 вместе сU5.
Найдем реакции в опорах подшипников при действии U5 и U3 передач
Изгибающие моменты в сечениях вала: Рис. 5
Мх мах = Y2l2 = 1453276.0810-3 =401 Нм;
Му мах = X2l2 = 322276.0810-3 =89Нм;
Крутящий момент: Ткр=Ft5r05=48050=69300Нмм;
Оценка статической прочности.
мм3- при изгибе;
мм3 – при кручении;
Напряжения изгиба
Напряжение кручения
МПа;
Эквивалентные напряжения
МПа <[]; Условие прочности выполняется.
Реакции на четвертом валу:
Рассчитаем степени загруженности вала конкретными передачами и далее рассчитываем вал только по этим передачам:
Отсюда видно что больше всего
нагружают вал передача U5 вместе с U7 и UП1
Найдем реакции в опорах подшипников при действии U7 и U5 передач:
Изгибающие моменты в сечениях вала: Рис. 6
Мх мах = Y2l2 = 1570277,0810-3 =435 Нм;
Му мах = X2l2 = 240277,0810-3 =67Нм;
Крутящий момент:
Ткр= 191600Н×мм;
Оценка статической прочности.
мм3- при изгибе;
Wk=2W=2*1646=5431мм3 мм3 – при кручении;
Напряжения изгиба
Напряжение кручения
МПа;
Эквивалентные напряжения
МПа <[s]; Условие прочности выполняется.
Найдем реакции в опорах подшипников при действии UП1 и U5 передач:
Изгибающие моменты в сечениях вала: Рис. 7
Мх мах = Y2l2 = 2311187,6310-3 =434 Нм;
Му мах = X2l2 = 358187,6310-3 =67Нм;
Крутящий момент:
Ткр= 191600Н×мм;
Оценка статической прочности.
мм3- при изгибе;
Wk=2W=2*1646=5431мм3 мм3 – при кручении;
Напряжения изгиба
Напряжение кручения
МПа;
Эквивалентные напряжения
МПа <[s];
Условие прочности выполняется.
Реакции на пятом валу:
Рассчитаем степени загруженности вала конкретными передачами и далее рассчитываем вал только по этим передачам:
Отсюда видно что больше всего
нагружают вал передача U7 и UП1 вместе с U8
Найдем реакции в опорах подшипников при действии U7 и U8 передач:
Изгибающие моменты в сечениях вала: Рис. 8
Мх мах = Y2l2 = 1281474,7510-3 =957,8 Нм;
Му мах = X2l2 = 146074,7510-3 =109Нм;
Крутящий момент:
Ткр=Ft8×r08=2820×100=734000Н×мм;
Оценка статической прочности.
мм3- при изгибе;
мм3 – при кручении;
Напряжения изгиба
Напряжение кручения
МПа;
Эквивалентные напряжения
МПа <[s]; Условие прочности выполняется.
Найдем реакции в опорах подшипников при действии U7 и UП1 передач:
Изгибающие моменты в сечениях вала: Рис. 9
Мх мах = Y2l2 = 4268165,9510-3 =708 Нм;
Му мах = X2l2 = 1495165,9510-3 =248Нм;
Крутящий момент:
Ткр=Ft8×r08=2820×100=734000Н×мм;
Оценка статической прочности.
мм3- при изгибе;
мм3 – при кручении;
Напряжения изгиба
Напряжение кручения
МПа;
Эквивалентные напряжения
МПа <[s];
Условие прочности выполняется.
Реакции на шестом (шпиндельном) валу:
Рассчитаем степени загруженности вала конкретными передачами и далее рассчитываем вал только по этим передачам:
Отсюда видно что больше всего нагружают вал передача U8 вместес Uск
Найдем реакции в опорах подшипников при действии U8 и Uск передач:
Изгибающие моменты в сечениях вала: Рис. 10
Мх мах = Y2l2 =543694710-3 =2555 Нм;
Му мах = X2l2 = 172454710-3 =811Нм;
Крутящий момент:
Ткр=2814000Н×мм;
Оценка статической прочности.
мм3- при изгибе;
мм3 – при кручении;
Напряжения изгиба
Напряжение кручения
МПа;
Эквивалентные напряжения
МПа <[s]; Условие прочности выполняется.
Расчет подшипников качения
На первый вал предварительно назначаем подшипники тяжелой серии шариковые радиально-упорные высокоскоростные 46304
Исходные данные для расчета:
Радиальная нагрузка: Rмах1=1277Н
Диаметр посадочной поверхности вала d=20мм.
Требуемый ресурс L`sah=10000
Расчет по динамической грузоподъемности
X=0,44
Сравнивают отношение Ra/(VRr) с коэффициентом e и определяют окончательно X. X=1 т.к. Fa=0 V=1 т.к вращается внутреннее кольцо подшипника
КБ=1 – коэффициент динамичности
KТ=1 – температурный коэффициент
На второй вал предварительно назначаем по 2 подшипника тяжелой серии шариковые радиально-упорные высокоскоростные 36302
Исходные данные для расчета:
Радиальная нагрузка: Rмах=1608Н
Диаметр посадочной поверхности вала d=15мм.
Требуемый ресурс L`sah=10000
Расчет по динамической грузоподъемности
X=0,44
Сравнивают отношение Ra/(VRr) с коэффициентом e и определяют окончательно X. X=1 т.к. Fa=0 V=1 т.к вращается внутреннее кольцо подшипника
КБ=1 – коэффициент динамичности
KТ=1 – температурный коэффициент
На третий вал предварительно назначаем по 2 подшипника тяжелой серии шариковые радиально-упорные высокоскоростные 46304.
Исходные данные для расчета:
Радиальная нагрузка: Rмах=2767Н
Диаметр посадочной поверхности вала d=20мм.
Требуемый ресурс L`sah=10000
Расчет по динамической грузоподъемности
X=0,44
Сравнивают отношение Ra/(VRr) с коэффициентом e и определяют окончательно X. X=1 т.к. Fa=0 V=1 т.к вращается внутреннее кольцо подшипника
КБ=1 – коэффициент динамичности
KТ=1 – температурный коэффициент
На четвертый вал предварительно назначаем по 3 подшипника тяжелой серии шариковые радиально-упорные высокоскоростные 66406
Исходные данные для расчета:
Радиальная нагрузка: Rмах=7736Н
Диаметр посадочной поверхности вала d=30мм.
Требуемый ресурс L`sah=10000
Расчет по динамической грузоподъемности
X=0,44
Сравнивают отношение Ra/(VRr) с коэффициентом e и определяют окончательно X. X=1 т.к. Fa=0 V=1 т.к вращается внутреннее кольцо подшипника
КБ=1 – коэффициент динамичности
KТ=1 – температурный коэффициент
На пятый вал предварительно назначаем по 2 подшипника тяжелой серии серии: шариковые радиально-упорные высокоскоростные 46310.
Исходные данные для расчета:
Радиальная нагрузка: Rмах=13507Н
Диаметр посадочной поверхности вала d=50мм.
Требуемый ресурс L`sah=10000
Расчет по динамической грузоподъемности
X=0,44
Сравнивают отношение Ra/(VRr) с коэффициентом e и определяют окончательно X. X=1 т.к. Fa=0 V=1 т.к вращается внутреннее кольцо подшипника
КБ=1 – коэффициент динамичности
KТ=1 – температурный коэффициент
На колесо 4го вала предварительно назначаем 2 подшипника средней серии шариковый однорядный 1000909
Исходные данные для расчета:
Радиальная нагрузка: Rмах=2622Н
Диаметр посадочной поверхности вала d=45мм.
Требуемый ресурс L`sah=10000
Расчет по динамической грузоподъемности
X=0,44
Сравнивают отношение Ra/(VRr) с коэффициентом e и определяют окончательно X. X=1 т.к. Fa=0 V=1 т.к вращается внутреннее кольцо подшипника
КБ=1 – коэффициент динамичности
KТ=1 – температурный коэффициент
На колесо 5го вала предварительно назначаем 2 подшипникоа средней серии шариковые радиальные
Исходные данные для расчета подшипника на колесо:
Радиальная нагрузка: Rмах=6787Н
Диаметр посадочной поверхности вала d=75мм.
Требуемый ресурс L`sah=10000
Расчет по динамической грузоподъемности
X=0,44
Сравнивают отношение Ra/(VRr) с коэффициентом e и определяют окончательно X. X=1 т.к. Fa=0 V=1 т.к вращается внутреннее кольцо подшипника
КБ=1 – коэффициент динамичности
KТ=1 – температурный коэффициент
На блок 5го вала предварительно назначаем группу из 2х подшипников средней серии шариковые радиально-упорные высокоскоростные 36211
Исходные данные для расчета подшипника на блок:
Радиальная нагрузка: Rмах=5872Н
Диаметр посадочной поверхности вала d=55мм.
Требуемый ресурс L`sah=10000
Расчет по динамической грузоподъемности
X=0,44
Сравнивают отношение Ra/(VRr) с коэффициентом e и определяют окончательно X. X=1 т.к. Fa=0 V=1 т.к вращается внутреннее кольцо подшипника
КБ=1 – коэффициент динамичности
KТ=1 – температурный коэффициент
На шпиндельный вал назначаем подшипники в соответствии с типичной компоновкой шпиндельного узла [Кочергин стр168]
задняя опора 3182116К С=102 С0=93
передняя опора 3182119К С=125 С0=120, 178819 С=61 С=129
Расчет шпонок и шлицов на смятие
Шпоночные и шлицевые соединения предварительно подбираются по номинальному диаметру вала, затем проверяются на прочность по напряжениям смятия.
Для шпонок:
где:l-рабочая длинна шпонки; d-диаметр вала; h-высота шпонки.
Для шлицов:
где z-число зубьев; h-высота поверхности контакта зубьев;
dср-средний диаметр поверхности контакта зубьев;
y=0,75-коэфициент учитывающий неравномерную работу зубьев;
где [s]см– допускаемое напряжение смятия для шпонок [s]см = 110…120 МПа,
для подвижных шлицевых соединений[s]см=5…7 МПа.
первый вал
шпонки
второй вал
третий вал
шпонки
четвертый вал
шлицы
шпонка
пятый вал
шпонки
шлицы
шестой вал
шпонки
выбранные шпонки и шлицы удовлетворяют условиям смятия.
Расчет подшипников на жесткость
Жесткость двухрядного упорно-радиального подшипника с углом контакта a=600
жесткость двухрядных роликовых подшипников
в передней опоре:
в задней опоре:
Расчет жесткости шпиндельного узла
Находим радиальную и осевую жесткость:
где
перемещение, вызванное изгибом тела шпинделя
перемещение, вызванное не жесткостью опор
перемещение, вызванное защемляющим моментом
=
=
угол поворота в передней опоре:
Расчет шпинделя на виброустойчивость
Собственная частота колебаний:
где l=2,5..3,5; γ=2,3..2,4;
Частота вынужденных колебаний:
Частота вынужденных колебаний ниже, чем частота собственных колебаний. Шпиндель обладает достаточной виброустойчивостью.
Выбор системы смазки
Для смазки подшипников качения предпочтительно применять жидкие смазочные масла т.к. они хорошо отводят теплоту от опор и уносят из подшипников продукты изнашивания, что позволяет не проводить периодический надзор за подшипниками. При выборе вязкости масла учитывают частоту вращения шпинделя, температуру шпиндельного узла и ее влияние на вязкость масла.
В соответствии с параметром предельной быстроходности dnmax=2,35*105 выбираем циркуляционное смазывание без охлаждения масла.
При прокачке больших объемов масла через подшипники достигается не только надежное смазывание, но и обеспечивается отвод тепла от опор. Для смазывания радиально-упорных подшипников необходима подача масла в размере 2500 см3/мин.
Описание сборки шпиндельного узла
В корпус ставятся подшипник 69, втулки 37 и 50, ставится подшипник 70, ставится регулировочная прокладка 60, крышка 31 закрепляется болтами 77 и лабиринт 53, в шпоночные пазы шпинделя вставляются шпонки 76 на шпиндель ставится втулка 36. Вставляется шпиндель 7: по мере его вставления на него одеваются, но не закрепляются гайки 90, устанавливаются блок 23 и колесо 22, гайки 90 закрепляются, устанавливаются упорные кольца 83 и втулка 49 , ставится в корпус подшипник 68, уплотнение 59, крышка 30 закрепляется болтами 77 и ставится лабиринт 52 закрепляемый кольцом 83.
Выводы по результатам модернизации
В результате модернизации станка универсального 16К20 был получен специализированный станок для обработки материалов 4ой группы обрабатываемости. В результате модернизации станок был сильно упрощен, а диапазон скоростей вращения шпинделя расширен.
Станок стал обладать следующими характеристиками:
Двигатель: 4А132М2У3 с мощностью Nдв=11кВт и nдв=2900 об/мин
Уравнение кинематического баланса цепи главного движения:
Кол-во скоростей шпинделя:16
Максимальная частота вращения:4000
Минимальная частота вращения:22,4
Знаменатель j=1,41
Реверс осуществляется с помощью реверсивного двигателя.
Перебор простой.
Привод построен на подвижных блоках и кулачковых муфтах.
Количество валов коробки скоростей:6
Произведен расчет зубчатых передач, а также расчет подшипников качения, который показал, что долговечность принятых подшипников Lsah=12677….32791 часов превышает заданный ресурс работы L`sah=10 тысяч часов.
Расчет валов на прочность показал, что эквивалентные напряжения меньше допускаемых напряжений [] = 500 МПа, по этому валы имеют больший запас прочности при требуемом коэффициенте запаса прочности = 1,5.
Расчёт шпоночных и шлицевых соединений так же показа, что их расчётные напряжения на смятие ( для шпонок σ = 5,7….116,47 МПа, для шлиц σ = 6,47….6,7МПа ), не превышает допустимых ( для шпонок σ = 110….120 МПа, для шлиц σ = 5….7МПа ).
Расчёт шпинделя на виброустойчивость также удовлетворяет требованиям, т.к. частота вынужденных колебаний ниже частоты собственных колебаний . Шпиндель обладает достаточной виброустойчивостью.
Литература
Приложение 1. Перечень органов управления.
2, 3, 4, 5 - Установки подачи или шага нарезаемой резьбы;
6, 7 - Управление частотой вращения шпинделя;
8 - Установки нормального и увеличенного шага резьбы и для нарезания многозаходных резьб;
9 - изменения направления нарезания резьбы (лево- или правозаходной);
10 – Управление перебором;
11 – Рукаятка управления продольным перемещением салазок;
12 - Рукаятка управления поперечным перемещением салазок;
13 - Рукаятка управления продольным перемещением супортка;
14, 15 – Кнопки включения и выключения автоматических подач;
16 – Рукоятка включения и выключения гайки ходового винта;
17 - Рукаятка управления ускоренными подачами;
18 – Рукоятка управления изменением направления вращения шпинделя и его остановкой;
19 – Рукоятка фиксации пиноли;
20 - Рукоятка фиксации задней бабки;
21 - Штурвал перемещения пиноли.