Проект фрезерно-сверлильно-расточного обрабатывающего центра с ЧПУ

Принимаем m=2.5 мм.

Окружная скорость шестерни:

                                  

                                    (3.15)

 

Условие прочности по напряжениям изгиба:

                       

,                             (3.16)

Коэффициент динамической нагрузки K_d=1,2.

.

Условие прочности по контактным напряжениям:

                          

               (3.17)

;

Материал: Сталь 45, цементация и закалка ([σ_и]=2,6·10⁶ МПа, [σ_k]=14,5·10⁶ МПа).

Диаметры окружностей: D₀ – делительная окружность, D_e – окружность выступов, D_r – окружность впадин определим по следующим формулам и занесем в таблицу 3.4:

                                                     

,                                                (3.18)

,                                             (3.19)

                                                 

.                                         (3.20)

 

 

 

Таблица 3.4

Параметры зубчатых колес

Зубчатые колеса	m мм	ψ		Ширина зуба В В=ψ·m		D0 мм	De мм		Dr мм	Материал и твердость
Z1	2.5		10		25	100	105		94	Сталь 45 HRC 48-55
Z2						100	105		94
Z3						50	55		44
Z4						150	155	144

 

3.4 Уточненный расчет вала на прочность.

 

Расчет проводим для вала III.

Определяем окружные и радиальные силы в зубчатых зацеплениях:

,

.

Определяем усилия, действующие  на вал, опорные реакции и изгибающие моменты (рис. 3.5):

Рисунок 3.5 – Расчетная  схема и эпюры моментов

Горизонтальная плоскость (Х):

Условия равновесия:

Изгибающие моменты:

Вертикальная плоскость (Y):

Условия равновесия:

Изгибающие моменты:

Суммарный изгибающий момент в каждом сечении:

Это сечение является опасным.

 

Условие прочности /5/:

                                                 

,                                        (3.21)

где W - момент сопротивления изгибу в опасном сечении;

[ s_и ] –допускаемые напряжения изгиба.

Выбираем шлицевый вал 6x26x30 материал вала: Сталь 35 улучшенная.

 

 

3.5 Расчет подшипников.

 

Принимаем рекомендуемое  значение расчётной долговечности  по [4, табл.70, с.90];

L_h=12000ч.

Рассчитываем подшипники для  наиболее нагруженной опоры  В (III вал).

Частота вращения вала n=3000 мин^-1. Диаметр посадочных поверхностей вала d=28 мм. Максимальная длительно действующая сила по условиям работы коэффициент безопасности ; температурный коэффициент .

Эквивалентная динамическая нагрузка

Предварительно принимаем  подшипник шариковый однорядный 305 (С=22500 Н; С =11400 Н).

Требуемая динамическая грузоподъёмность

С

<С (12,3 кН<22,5 кН).

Сопоставим требуемую  и базовую долговечность.

Предварительно принятый подшипник подходит.

 

 

 

 

 

3.6 Расчет шлицевых соединений.

Боковые поверхности  зубьев шлицевого соединения работают на смятие, а основание их – на изгиб и срез.

Для применяемых соотношений  элемента шлицевых соединений решающее значение имеет расчёт на смятие:

                                  

                                         (3.22)

где Т – крутящий момент, передаваемый соединением; ψ=0,9 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения усилий по рабочим поверхностям зубьев; F – площадь всех боковых поверхностей зубьев с одной стороны на 1мм длины; , здесь z – число зубьев; D - наружный диаметр зубьев вала; d – диаметр отверстия шлицевой втулки; f - радиус фаски; r- радиус закругления; l – рабочая длина зуба; r = ; допускаемое напряжение смятия [ ]=15МПа.

Вал III:

Выбранное соединение подходит.

 

 

 

 

 

 

3.7 Расчет шпоночных соединений.

Шпонки призматические со скруглёнными торцами. Размеры сечений  шпонок, пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78.

Материал шпонок –  сталь 45 нормализованная.

Напряжения смятия и условие прочности по формуле

                                             

.                           (3.23)

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице - [ ]=100…120МПа.

В случае установки 2-х  противоположно расположенных шпонок вводят поправочный коэффициент 0,75.

Вал II

d=20 мм; b×h=6×6 мм; t=3.5 мм; длина шпонки l=20мм; момент на валу Т=22,76∙10 Н∙мм.

Условие выполняется.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3.8 Кинематический расчет продольных подач.

Исходные данные: ; ;

 

Рисунок 3.6 – Кинематическая схема продольных подач.

 

Рисунок 3.7 – График частот вертикальных подач.

Расчётные перемещения  конечных звеньев

                                                             

                                               (3.24)

 

Уравнение кинематического  баланса

      (3.25)

      (3.26)

Определяем значения частот вращения вала двигателя при получении диапазона подач от до :

>

Выбираем тип двигателя  ПБВ132М, для которого Р_ном=1,1кВт, n =2000мин .

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3.9 Кинематический расчет осевых подач.

Исходные данные: ; .

Кинематическая схема привода подач:

 

Рисунок 3.8 – Кинематическая схема привода подач

 

 

Рисунок 3.9 – График частот вертикальных подач

Расчётные перемещения  конечных звеньев

                                                             

                                               (3.25)

 

Уравнение кинематического  баланса

                                      (3.26)

                                   

                                        (3.27)

Определяем значения частот вращения вала двигателя при  получении диапазона подач от до :

Назначаем передаточное отношение зубчатой цилиндрической прямозубой передачи .

Передаточное отношение  червячной передачи

Выбираем тип двигателя  ПБВ112, для которого Р_ном=1,1 кВт, n_ном=500 мин n =2000 мин .

 

3.10 Расчет клиноременной передачи.

 

Для нашего случая Р=9 кВт выбираем сечение ремня Б по [4, с.120].

Число ремней

                                                         

                                 (3.28)

где Р=9 кВт – мощность, передаваемая передачей;

Р =3 кВт – мощность, передаваемая одним ремнём;

k =1; k =1 – поправочный коэффициент.

; принимаем z=3.

Межосевое расстояние

                                                                   

                                       (3.29)

где  d =100 мм – диаметр большего шкива;

k=1,2.

Расчётная длина ремня

Принимаем L=480мм.

Окончательно межосевое  расстояние

 

 

 

 

 

4 Описание  конструкции и принципа работы  проектируемого оборудования.

 

4.1 Описание системы  смазки станка.

Система смазки, применяемая на данном станке – циркуляционная импульсная централизованная дроссельного дозирования (рис. 4.1). Циркуляционная система обеспечивает повторное применение смазочного материала после его очистки. Импульсная система подает смазочный материал ко всем поверхностям трения одновременно. Централизованная система обеспечивает подачу смазочного материала ко всем точкам смазывания. Система дроссельного дозирования регулирует объем смазочного материала, подаваемого к смазываемой точке.

Рисунок 4.1 – Схема смазочной системы станка.

1 – указатель уровня  смазочного материала; 2 – приемный  фильтр; 3 – насос; 4 – фильтр напорной магистрали; 5 – манометр; 6 – смазочный дроссельный блок с ротаметрическими указателями; 7 – реле расхода смазочного материала; 8 – точки смазывания; 9 – указатель потока; 10 – точки смазывания с форсунками; 11 – точки смазывания; 12 – смазочный дроссельный блок; 13 – сливной магнитосетчатый фильтр; 14 – предохранительный клапан; 15 – реле уровня; 16 – воздушный фильтр резервуара; 17 – резервуар.

В состав смазочной системы  входят смазочная станция, контрольно-регулирующая аппаратура и импульсные питатели, подключенные к смазочной системе параллельно. После одновременного срабатывания всех питателей давление в напорной линии повышается. Через определенное время по команде прибора управления электродвигатель смазочной станции выключается, напорная линия соединяется с баком, давление в ней снижается, питатели перезаряжаются. В следующем цикле доза масла от каждого питателя поступает к смазочным точкам /9/.

В качестве смазочного материала  в станке применяется масло индустриальное И-30А ГОСТ 20199-75 /6, 9/.

При проектировании станка были применены такие методы снижения температурных деформаций, вызываемых нагревом станка, как выбор рациональной его компоновки, уменьшение теплообразования в передачах и опорах, интенсивный отвод теплоты из зоны образования, искусственное выравнивание температурного поля, взаимная компенсация температурных деформаций ответственных узлов.

Разрабатывая компоновку станка, наиболее интенсивный источник теплоты (электродвигатель привода  главного движения) расположили в  верхней части станка, вне его  корпуса. Между шпиндельной бабкой и стойкой станка помещены планки, изготовленные из материала с низкой теплопроводностью. Из этого же материала изготовлены каналы для отвода смазочно-охлаждающей жидкости.

Снижение теплообразования в приводах, передачах и опорах достигнуто следующими способами: применением  регулируемого электродвигателя с  высоким коэффициентом полезного действия, уменьшением кинематических цепей, применением механизмов и опор качения, оптимизацией предварительных натягов, применением циркуляционной системы смазки дозированной подачей масла.

Теплоту из зоны резания  отводят с помощью смазочно-охлаждающей жидкости, подаваемой не только поливом, но и в виде высоконапорной струи.

Наружные поверхности  корпусных деталей снабжены ребрами. Обеспечено разбрызгивание масла на их внутренние поверхности. Теплота, выделяющаяся в опорах качения прецизионных шпинделей, отводится с помощью циркулирующего охлажденного масла /9/.