Проект четырехкоординатного прецизионного многоцелевого станка горизонтальной компоновки

Аннотация

Расчетно-пояснительная записка содержит 146 страниц, в том числе рисунков 34, таблиц 15, формул 142, источников 20, приложений 8. Графическая часть выполнена на 10 листах формата А1.

В дипломном проекте выполнен проект четырехкоординатного прецизионного многоцелевого станка горизонтальной компоновки. Для этого решены следующие задачи:

- выбран прототип прецизионного многоцелевого станка;

- спроектирован привод главного движения, включая шпиндельный узел;

- проведен сравнительный анализ статических, динамических и термодеформационных характеристик несущей системы станка с учетом заполнения внутренних полостей станины синтеграном;

- выполнена оценка экономической эффективности от проведения модернизации;

- разработаны мероприятия по безопасности труда.

The summary

The settlement - explanatory note contains 146 pages, including 34 figures, 15 tables, 142 formulas, 20 sources, 8 appendices. The graphic part is executed on 10 sheets of format А1.

In the degree project the project four-coordinate the multi-purpose machine tool of horizontal configuration is executed. For this purpose the following tasks are solved:

- the prototype of the precision multi-purpose machine tool is chosen;

- the drive of the main movement is designed, switching spindle;

- the comparative analysis static, dynamic and termodeformations characteristics of elements of carrying system of the machine tool is lead in view of filling internal cavities of a bed synthegranite;

- an estimation of economic efficiency from carrying out of modernization;

- actions on safety of work are developed.

Содержание

Введение

1 Обзор состояния вопроса и постановка задачи

1.1 Общие сведения о многоцелевых станках

1.2 Многоцелевые горизонтальные станки для обработки призматических деталей

1.3 Выбор многоцелевого станка

1.3.1 Мощности, скорости и жесткость

1.3.2 Точность и гибкость

1.3.3 Системы ЧПУ

1.4 Направления развития многоцелевых станков

1.5 Создание реконфигурируемых производственных систем

1.6 Краткий обзор некоторых моделей станков Стерлитамакского станкостроительного завода и тайваньской компании Leadwell

1.6.1 Сверлильно-фрезерно-расточные станки серии 500HS и 500VS

1.6.2 Сверлильно-фрезерно-расточные станки серии LCH-500 и LCV-760

1.7 Выводы и постановка задачи на дипломное проектирование

2 Конструкторская часть

2.1 Разработка кинематической схемы и кинематический расчёт коробки скоростей

2.1.1 Выбор приводного электродвигателя

2.1.2 Выбор структуры коробки скоростей

2.2 Расчет прямозубой эвольвентной передачи

2.2.1 Определение модуля зубчатой передачи расчетом на контактную выносливость зубьев

2.2.2 Определение модуля зубчатой передачи расчетом на выносливость зубьев при изгибе

2.2.3 Определение стандартного модуля зубчатой передачи

2.2.4 Определение межосевого расстояния зубчатой передачи

2.3 Расчет передачи зубчатыми ремнями

2.4 Построение свертки коробки скоростей

2.4.1 Разработка компоновочной схемы коробки скоростей

2.4.2 Вычерчивание свертки коробки скоростей

2.4.3 Определение усилий действующих в зубчатых зацеплениях

2.5 Расчет и подбор подшипников

2.5.1 Определение реакций в опорах валов

2.5.2 Выбор подшипников по статической грузоподъемности

2.5.3 Выбор подшипников по динамической грузоподъемности

2.5.4 Выбор подшипников по диаметру вала

2.6 Расчет сечения сплошного вала

2.6.1 Определение диаметра средних участков вала

2.6.2 Расчет валов на усталостную прочность

2.6.3 Расчет на прочность шпонок и шлицевых соединений

2.7 Расчет потерь на трение в подшипниках качения валов

2.8 Расчет теплового баланса опор

2.9 Выбор и обоснование посадок

2.9.1 Выбор посадок подшипников качения

2.9.2 Выбор посадок шпоночных соединений

2.10 Выводы по конструкторской части

3 Технологическая часть

3.1 Выбор исходной заготовки

3.1.1 Определение вида исходной заготовки

3.1.2 Выбор метода изготовления исходной заготовки

3.2 Проектирование технологического маршрута обработки

3.2.1 Выбор и обоснование технологических баз

3.2.2 Выбор методов и количества необходимых переходов обработки

3.2.3 Определение последовательности выполнения переходов

3.2.4 Формирование технологических операций

3.3 Выбор средств технологического оснащения

3.3.1 Выбор технологического оборудования

3.3.2 Выбор инструмента

3.4 Проектирование технологических операций

3.4.1 Расчет припусков и операционных размеров

3.4.2 Назначение режимов обработки. Расчёт режимов резания

3.4.2.1 Выбор глубины резания и подачи

3.4.2.2 Выбор скорости резания

3.4.2.3 Расчёт частоты вращения шпинделя

3.4.2.4 Расчёт минутной подачи

3.4.2.5 Расчёт требуемой мощности двигателя

3.4.2.6 Расчёт силы резания

3.4.2.7 Расчёт мощности резания

3.4.2.8 Расчёт крутящего момента

3.4.2.9 Расчёт получаемой чистоты поверхности

3.4.3 Нормирование технологического процесса

3.4.3.1 Определение основного (технологического) времени

3.4.3.2 Определение вспомогательного времени

3.4.3.3 Определение оперативного времени

3.4.3.4 Определение времени на обслуживание рабочего места

3.4.3.5 Определение времени на перерыв

3.4.3.6 Определение штучного времени

3.5 Вывод по технологической части

4 Исследовательская часть

4.1 Расчет и проектирование шпинделя

4.1.1 Статический расчет на жесткость шпиндельного узла многоцелевого станка

4.1.2 Тепловой расчет шпиндельного узла

4.2 Инженерный анализ несущей системы четырехкоординатного прецизионного многоцелевого станка горизонтальной компоновки

4.2.1 Статический расчет несущей системы в условиях жесткого

закрепления

4.2.2 Модальный расчет несущей системы станка

4.2.3 Динамический расчет несущей системы станка

4.2.4 Термодеформационный расчет несущей системы станка

4.3 Выводы по исследовательской части

5 Безопасность труда

5.1 Анализ и обеспечение безопасных условий труда

5.2 Расчет категории тяжести труда

5.3 Возможные чрезвычайные ситуации

5.3.1 Расчет времени эвакуации при пожаре

5.4 Выводы по безопасности труда

6 Экономическая часть

6.1 Исходные данные для расчета экономического эффекта от модернизации

6.2 Расчет затрат на проведение модернизации

6.2.1 Расчет заработной платы рабочих, участвующих в проведении модернизации, с отчислениями

6.2.2 Расчет затрат на комплектующие изделия для модернизации оборудования

6.2.3 Расчет прочих расходов на модернизацию оборудования

6.2.4 Расчет суммарных затрат на модернизацию оборудования

6.2.5 Расчет стоимости модернизированного оборудования

6.3 Расчет экономического эффекта от проведения модернизации

6.3.1 Расчет изменения трудоемкости изготовления детали

6.3.2 Расчет необходимого количества оборудования и его загрузки

6.3.3 Расчет годовой производительности единицы оборудования и ее изменения

6.3.4 Расчет капитальных вложений

6.3.5 Расчет технологической себестоимости годового выпуска

6.3.6 Расчет штучной технологической себестоимости

6.3.7 Расчет годовой экономии от снижения себестоимости

6.3.8 Расчет приведенных затрат

6.3.9 Расчет годового экономического эффекта

6.4 Выводы по экономической части

Заключение

Список использованных источников

Приложение А (Спецификация)

Приложение Б (Расчет прямозубой эвольвентной передачи)

Приложение В (Расчет подшипников качения)

Приложение Г (Расчет сечения сплошного вала)

Приложение Д (Расчет потерь на трение в подшипника качения)

Приложение Е (Расчёт теплового баланса опор качения)

Приложение Ж (Статический расчёт на жесткость шпиндельного узла)

Приложение З (Тепловой расчет шпиндельного узла)

Введение

Мировые тенденции развития машиностроительной отрасли свидетельствуют о том, что в ближайшее время именно станкостроение будет определять облик заводов будущего и организацию работы на них. Суть нынешних перемен состоит в том, что повышения эффективности деятельности предприятия в значительной степени будет зависеть от объединения творческого потенциала человека с новейшими информационными технологиями.

Наиболее важным в современных тенденциях развития станкостроения является сращивание производственных технологий с информационными. Это приводит к тому, что станок из технологической единицы превращается в локальную сеть станок передает информацию о том, что деталь изготовлена и начата обработка следующей, что станок выполнил программу и ожидает поступление нового задания, что ресурс инструмента исчерпан (для чего в инструмент встраивается специальный чип), что произошла поломка инструмента или станка, а также сообщается характер поломки (выявленной в ходе диагностики), что для нового задания необходим дополнительный инструмент, отсутствующий в магазине или исчерпавший ресурс и т. п. Подобная информация поступает от всех станков участка или цеха в общий информационный поток предприятия.

Основные станкостроительные предприятия России находятся сегодня не в Москве, а на периферии. Там они зачастую являются градообразующими, и им местные власти уделяют больше внимания. Неудивительно, что на сегодняшний день в отрасли являются «Савеловский машиностроительный завод», «Стерлитамак МТЕ» и Рязанский станкостроительные заводы.

Отрадный факт: технический уровень изготавливаемого сегодня оборудования в России достаточно высок. Мы можем предложить покупателю 4-,5-,6-осевые обрабатывающие центры, недавно стали выпускать станки для комбинированной обработки – токарно-сверлильно-фрезерно-расточные. Ежегодно осваивается 30-40 наименований новых машин, разрабатываются и внедряются новые технологии, повышается культура производства. В этом отношении очень показателен Стерлитамакский завод, где в сборочных цехах проведен «евроремонт», и уровень чистоты помещений для отечественных заводов – просто уникальный. И этот подход к культуре производства приносит свои плоды.

Для успешного продвижения своих товаров на внешних рынках российским станкоинструментальным предприятиям необходимо стремиться к разработке и совместному выпуску продукции с ведущими мировыми производителями, аттестации производства и систем управления качеством по международным стандартам.

Стратегическим направлением научного обеспечения потребностей станкоинструментальной отрасли в фундаментальных и прикладных исследованиях должна стать совместная работа предприятий и вузов. Ее необходимо вести в соответствии с программами заводов-потребителей новых технологий, а также тематикой, определяемой актуальными общемировыми направлениями развития металлообработки.

1 Обзор состояния вопроса и постановка задачи

1.1 Общие сведения о многоцелевых станках

Многоцелевой станок (МС) или обрабатывающий центр (ОЦ) - это металлорежущий станок, предназначенный для комплексной обработки сложных деталей путем последовательного выполнения различных видов механической обработки, имеющий систему числового программного управления (ЧПУ) и оснащенный системой автоматической смени инструментов (АСИ).

Многоцелевые станки являются универсальным оборудованием и по виду обрабатываемых заготовок и характеру преобладающих выполняемых переходов их можно разделить на три группы:

- сверлильно-фрезерно-расточные с главным движением вращением инструмента и компоновкой, аналогичной фрезерным, расточным, сверлильным станкам, предназначенные для обработки призматических деталей;

- токарно-сверлилыю-фрезерно-расточные с главным движением - вращением деталиили инструмента и компоновкой, аналогичной компоновке станков токарной группы, предназначенные для обработки в основном деталей типа тел вращения;

- с выполнением разнородных переходов и оригинальной компоновкой.

На рисунке 1 представлены МС с вертикальной и горизонтальной осью вращения шпинделя.

Рисунок 1 – Общий вид МС с вертикальной осью вращения шпинделя (а) и с горизонтальной осью вращения шпинделя (б)

Данные станки отличаются особо высокой концентрацией обработки. На них производят черновую, получистовую и чистовую обработку сложны к заготовок, содержащих различные обрабатываемые поверхности, выполняют самые разнообразные технологические переходы. Во многих случаях МС обеспечивают высокоэффективную полную обработку деталей без переустановки и перебазирования. С этой целью в современных конструкциях МС предусматривается наличие поворотных узлов. В станках для обработки призматических деталей применяют поворотные конструкции шпиндельной головки и стола с периодическим или непрерывным движением по одной или двум (стол глобусного типа) координатам. При необходимости возможно дополнительно комплектовать станки поворотно-подвижным и столами различных высокой точностью типов. Столы обеспечивают перемещение заготовки во время ее обработки с и большим диапазоном подач в позиционном и непрерывном режимах. Управление работой стола осуществляется от системы ЧПУ станка или от собственной автономной системы ЧПУ.

В станках для обработки деталей типа тел вращения предусматривается движение точного позиционирования шпинделя с заготовкой.

Для последовательного выполнения по программе большого числа разнообразных переходов МС обязательно имеют быстродействующую систему автоматической смены инструмента (АСИ) манипуляторного или безманипуля-торного типов. Необходимый запас инструментов создается в револьверных головках или инструментальных магазинах барабанного или цепного исполнений. Для обеспечения автоматической смены режущего инструмента при использовании инструментальных магазинов в системе АСИ применяют вспомогательный инструмент со стандартнымиконструкциями хвостовиков различных типов и исполнений. В настоящее время в современных высокоскоростных МС отечественного и зарубежного производства для стабильного обеспечения требуемого качества обрабатываемых поверхностей применяют новый вид конструкции хвостовика (тип HSK) вспомогательного инструмента и его зажима в шпинделе. Такая конструкция обеспечивает высокую жесткость соединении засчет не только конусно-цанговой части, но и за счет прижима оправки к торцу шпиндели.

С целью возможности применения стандартизированного вспомогательного инструмента конструкции передних концов шпинделе) МС унифицированы истандартизированы.

Большинство моделей современных МС для обработки призматических деталей оснащаются системами автоматизированной смены заготовок (АСЗ). При этом заготовка устанавливается на сменном столе-спутнике (палете) ивместе с ним она попадает на основной стол станка. Установку заготовки на стол-спутник иснятие обработанной детали производят во время работы станка. С целью обеспечения возможности применения нормализованной технологической оснастки конструкции столов-спутников в МС также унифицированы и нормализованы.

Многоцелевые станки выпускаются как с традиционной компоновкой станков соответствующих групп, так и с оригинальной. Компоновка МС в первую очередь определяется его технологическими возможностями, но если проанализировать новые виды современных обрабатывающих центров, у всех есть единая концепция - очень жесткая, неподвижная («рамная») базовая конструкция и «легкие» перемещаемые узлы.

Для всех станков с ЧПУ, в том числе и для МС, принята единая система обозначения координат, рекомендованная международной организацией по стандартизации (ISO). Все перемещения рассматривают впрямоугольной системе основных осей координат X. Y, Z. Положение осей координат и положительные направления перемещений относительно них принимают всоответствии с правилом правой руки. Ось Z совладает или параллельна оси главного шпинделя. Положительное направление оси (+Z) соответствует направлению удаления инструмента от заготовки.

Кроме перемещений относительно основных осей координат, возможны перемещения относительно вторичных (U, V, W), параллельных основным и третичным (Р, Q. К), осям.

Эффективность современных МС в сравнении с одноцелевыми станками достигается не только за счет сокращения времени транспортирования деталей и уменьшения подготовительно-заключительного времени, но и за счет возможности обеспечения высокоскоростной обработки заготовок как из черных, так и из цветных металлов.

Приводы главного движения МС обеспечивают очень широкий диапазонрегулирования (nmaxдо 24000 .30000мин-1) с бесступенчатым изменением частоты вращения шпинделя.

В большинстве случаев в привадах главного движении более ранних моделей МС применяются регулируемые электродвигателив сочетании с шестеренными коробками диапазонов на две или три ступени. Все новейшие модели ОЦ оснащаются высокоскоростными мотор-шпинделями. В приводах подач применяются в основном высокомоментные электродвигатели и шариковые винтовые передачи. Однако в настоящее время многие станкостроительные фирмы предлагают МС с принципиально новыми приводами подач, оснащенными линейными двигателями, обеспечивающими перемещения подвижных узлов с максимальными скоростями до 120….200м/мин.

Многоцелевые станки имеют чаше всего контурную или комбинированную микропроцессорную систему ЧПУ, обеспечивающую автоматическое управление с высокой степенью точности и гибкости при многокоординатнойобработке разнообразных деталей.

Шести- и более координатные МС, называемые «гексоподами», в основном применяются в области авиакосмических технологий при обработке сложных профилей у деталей из труднообрабатываемых материалов.Наибольшее распространение получили МС общего назначения, как правило, трех-пятикоординатные станки, используемые на производствах самого широкою профиля.

Современные МС отличаются высокой точностью перемещений узлов, жесткостью конструкции и наличием надежных многофункциональных систем ЧПУ. Благодаря этому имеется возможность контроля обрабатываемых заготовок и деталей непосредственно на станке при помощи измерительных головок без передачи изделия на координатно-измерительные машины.

Для МС любой модели технологические возможности определяются помимо обычных параметров технической характеристики рядом специфических показателей. К ним в первую очередь относятся: емкость инструментального магазина, характеристика инструментального блока, время смены инструмента, размеры рабочего пространства, количество столов-спутников, их размеры, время смены столов-спутников, тип системы управления, число одновременно управляемых координат, дискретность и точность перемещений по координатам и др. Наличие информации о технических характеристиках и конструктивных особенностях современных МС позволит правильно выбирать и эффективно применять их в условиях переналаживаемых производств как в виде самостоятельных единиц оборудования, так и в составе гибких производственных систем (ГПС).[8]

1.2 Многоцелевые горизонтальные станки для обработки призматических деталей

Горизонтальные МС в основном предназначены для обработки корпусных деталей кубообразной или близкой к "кубу" формы, обладающих достаточной жесткостью. Среди призматических деталей они составляют большинство. Поэтому среди МС для обработки призматических деталей преобладают станки с горизонтальным расположением шпинделя. Именно на таких МС, оснащенных поворотным столом, а иногда и поворотов шпиндельной головкой, возможна обработка за одну установку деталей особо сложной конструкции с нескольких сторон. На них производят фрезерование плоскостей, пазов и криволинейных поверхностей торцовыми и концевыми фрезами; обработку отверстий мерными и регулируемыми на размер инструментами; нарезание резьбы летчиками и резцами. На некоторых современны моделях МС возможно выполнениеоперации плоского и внутреннего шлифования.

МС с горизонтальным расположением шпинделя имеют компоновки, как с неподвижной, так и с подвижной, стойкой. У станков меньших размеров стойка выполняется неподвижной, а стол может совершать перемещения по координатам Z и X.Такой стол часто называют крестовым. Вгоризонтальных МС ось Xтак же, как и ось Z,горизонтальная. Положительное се направление (+Х)всегда вправо, если смотреть от шпинделя на стол станка.

Для обработки средних и крупногабаритных деталей применяют горизонтальные МС с продольно-подвижнойстойкой и поперечно-полвижным поворотным столом. Отдельные станки имеют выдвижной шпиндель. Такая компоновки для станков с шириной столаболее 400мм имеет преимущество по жесткости и прочности перед компоновкой с неподвижной стойкой и крестовым столом. У наиболее крупных горизонтальных МС, предназначенныхдля тяжелого машиностроения, заготовку закрепляют на дополнительной столе или на неподвижнойплите, установленной на полу цеха. В этих станках крестовая стойка осуществляет перемещение по двум осям Z и X.

Большинство моделей МС, предназначенных для мелко- и среднесерийного производств, имеют компоновку, предусматривающую одноинструментальную обработку. Для повышения производительности и расширения области применения используются сменные многошпиндельные коробки, обработка которыми совмещается с обработкой инструментом, установленным в шпинделе.

При создании конструкции МС широко применяет агрегатно-модульный принцип проектирования позволяющий на базе унифицированных модулей получать рациональные компоновки оборудования.[8]

1.3 Выбор многоцелевого станка

Многоцелевые станки, обладая широкими технологическими возможностями и еще большим потенциалом, являются в настоящее время наиболее высокопроизводительными и самыми востребованными типами станков. Недаром именно на их базе создаются многофункциональные станки, позволяющие выполнять не только традиционное фрезерование, сверление, растачивание и т.д., но также точение, шлифование, обработку деталей из прутка, лазерную обработку. Выбор таких станков является сложной проблемой как по техническим, так и по экономическим соображениям и зависит от ряда объективных и субъективных факторов.

При выборе МС необходимо определить параметры деталей, которые будут на нем обрабатываться, для чего следует установить величины перемещений по осям X, Y, Z. Грузоподъемность стола определяют, исходя из максимальной предполагаемой массы заготовки с учетом наличия в рабочем пространстве «мертвых» зон, т.е. таких участков, где обработка невозможна. Из всех вариантов следует выбирать обрабатывающий центр с минимальными параметрами, однако с учетом операций, которые на нем предполагается выполнять, поскольку, например длина инструментов и высота зажимных приспособлений могут резко сократить используемое перемещение по оси Z. Разумеется, это перемещение не является критическим при специализации станка на фрезеровании карманов в плоских деталях, но если предполагается также сверлить и глубокие отверстия, то перемещения по оси Z следует выбирать даже с небольшим запасом.

1.3.1 Мощности, скорости и жесткость

Требуемые мощности и частоты вращения шпинделя определяются прежде всего свойствами обрабатываемых материалов. Высокие крутящие моменты и сравнительно низкие частоты вращения шпинделя требуются обычно при обработке прочных и вязких металлов, а более высокие, при обработке сравнительно мягких. Чаще всего, станок должен сочетать в себе высокую мощность привода с возможностью получения высоких частот вращения шпинделя, что особенно актуально для предприятий мелкосерийного и единичного производства, где на одном и том же станке нередко приходится обрабатывать как легированную сталь, так и алюминий. Этого следует избегать или использовать при обработке алюминия сменные высокоскоростные шпиндели, оснащаемые обычно специальными керамическими подшипниками с меньшим тепловыделением. На обычных шпинделях ставят подшипники со стальными шариками, поскольку использование керамических на тяжелых режимах и при прерывистом резании резко сокращает срок их службы. Компромисс требуется находить и между крутящим моментом и мощностью, поскольку традиционные двигатели обеспечивают высокий крутящий момент только при низких скоростях вращения шпинделя. Один из вариантов решения - выбор привода шпинделя с двумя системами обмоток - одна рассчитана на высокие скорости вращения, другая - на низкие, что обеспечивает достаточный крутящий момент в обоих случаях. Такая электронная коробка скоростей наиболее эффективна в сочетании с механической.

Поскольку жесткость станка прямо пропорциональная его массе, то наибольшее применение у обрабатывающих центров нашли тяжелые литые станины и другие корпусные детали, хотя иногда встречаются и стальные сварные конструкции. Они, возможно, и жестче литых и наверняка легче, но контроль возникающих в них вибраций осуществлять труднее. Поэтому при высоких скоростях и тяжелых режимах резания применяют станки с литыми конструкциями, рассчитываемыми методом конечных элементов, что позволяет свести к минимуму массу этих конструкций там, где для них не требуется опора, и усилить их там, где такая опора необходима. Такого рода анализ позволяет предсказать статические и динамические характеристики станка, изменяя при необходимости виброхарактеристики его важнейших конструкций. В результате путем серии последовательных приближений конструкции станка к оптимальной ее можно оценить и испытать еще до появления первого опытного образца.

Не менее важное влияние на жесткость станка оказывают направляющие - как качения, так и скольжения. Первые рассчитаны обычно на более быстрые перемещения рабочих органов, но с пониженной рабочей нагрузкой, а вторые при относительно меньших скоростях перемещения могут выдерживать большие нагрузки. Границей преимущественного применения тех или других направляющих служит частота вращения шпинделя станка. Если она ниже 8000 об/мин, это, как правило, область применения направляющих качения, если выше то направляющих скольжения. Вертикальные обрабатывающие центры американской фирмы Fadal, например, с относительно низкой мощностью привода и невысокой частотой вращения шпинделя, полностью оснащены линейными направляющими. У аналогичных станков, но с более высокой мощностью привода для перемещений по осям Х и Y применены направляющие качения, а по оси Z, направляющие скольжения. Это объясняется тем, что в связи с увеличением у вертикальных обрабатывающих центров объема рабочей зоны увеличиваются и преимущества консольного расположения шпинделя, но вместе с одновременным увеличением бокового давления. У станков этой фирмы с максимальной мощностью привода направляющие скольжения используются по всем осям координат, поскольку такие направляющие, по мнению многих специалистов, обладают большей упругостью и даже при повышенных нагрузках не становятся источниками вибраций.

1.3.2 Точность и гибкость

Общеизвестная истина - точность, требуемая от обрабатывающих центров, определяется точностью обрабатываемых на них деталей и во многом зависит от методов и условий ее измерения. Но в среднем производители прецизионных станков определяют ее равной ± 1-2 мкм. Для нового горизонтального станка средних размеров (спутник 600 х 600 мм) и обычного исполнения достаточной признается точность ± 3-5 мкм. Как долго он ее сохранит, зависит от такого количества факторов, что многие потребители просто полагаются на репутацию фирмы-изготовителя.

На универсальном обрабатывающим центре, а таких выпускается большинство, можно обрабатывать все корпусные и призматические детали, которые находятся в пределах его рабочей зоны и досягаемости установленных на нем инструментов. Стоимость такого станка меньше, чем специализированного, например для обработки длинных деталей. Его проще оснащать необходимым инструментом, оснасткой, у него короче сроки поставки, а использовать без переделок можно в различных отраслях при обработке любой номенклатуры деталей. Когда станок морально устареет или по каким-либо причинам потребует замены он быстрее найдет сбыт на рынке подержанных станков. В последнее время практически все крупные и средние фирмы начали выпускать так называемые дешевые обрабатывающие центры, преимущественно вертикального исполнения, стоимостью от 30 тыс. долл. США. Они конструктивно проще и, безусловно, обладают несколько меньшими технологическими возможностями, но удовлетворяют значительную часть потребителей. Если учитывать экономическую ситуацию во многих странах, то неудивительно, что эти станки находят неплохой сбыт.

1.3.3 Системы ЧПУ

Система ЧПУ, стоимость которой порядка 20-25 % от стоимости обрабатывающего центра, во многом определяют его выбор потребителями. Это имеет первостепенное значение для 82,2 % американских заказчиков. Фирмы многих стран выпускают станки, рассчитанные на стыковку с несколькими системами ЧПУ. В России, где обрабатывающие центры производятся всего несколькими заводами, такой подход принят практически всеми изготовителями.

Все вышеперечисленные рекомендации в полной мере подтверждаются результатами опроса ведущих специалистов и свыше 200 американских предприятий различных отраслей и типов производства с числом занятых на 60 % заводов 100 и более человек. Средний возраст обрабатывающих центров на всех предприятиях составил 8 лет.

1.4 Направления развития многоцелевых станков

Многоцелевые станки занимают все большую долю в производстве ведущих станкостроительных компаний, в связи с этим наметились основные направления совершенствования данного типа станков:

а) повышение производительности за счет:

- сокращение составляющих вспомогательного времени

- увеличения скоростей быстрых перемещений узлов;

Скорость быстрых перемещений в основном не менее 30-40 м/мин; в отдельных случаях приближаясь к 100 м/мин; рост ускорений, в основном до 10 м/с2

Рост быстрых перемещений привел к необходимости использования новых приводов – ЛД или широкое использования шарико-винтовых пар (ШВП).

Достижение скорости перемещений 30-40 м/мин эквивалентно частоте вращения винта 3000-4000 об/мин.

- уменьшения времени автоматической смены инструментов и заготовок;

Время смены инструмента не превышает 5 с, в отдельных случаях «от стружки до стружки» составляет 1 с. Это достигается:

- ростом скоростей и конструктивными особенностями станков, использования новых видов механизмов;

- совмещением времени, затрачиваемое на смену инструмента совмещено с основным технологическим временем (два магазина и два шпиндельных узла);

б) сокращение основного технологического времени

Применение керамических подшипников.

Мотор-шпиндель на электромагнитных подшипниках.

Повышение точности металлорежущего станка достигается посредством следующих решений:

а) уменьшение тепловых погрешностей

- сокращение тепловыделения;

- снижения его влияния на геометрическую точность;

- автоматическая компенсация тепловых погрешностей (это кабинетная система, термосимметричность конструкции).

б) погрешностей позиционирования;

в) использование систем диагностирования.

1.5 Создание реконфигурируемых производственных систем

Для продуктивного функционирования в условиях рыночной экономики станкостроительные компании должны реализовывать следующие направления в производственной деятельности:

- появление новой продукции;

- появление новых технологий;

- рост конкурентоспособности.

Фирмы производители должны оперативно реагировать на требования рынка.

Реконфигурируемые производственные системы (РПС) – это производственные системы с изменяемой архитектурой.

РПС – это производственное оборудование и системы управления для экономичного оперативного реагирования на изменяющийся спрос на рынке.

Новый принцип создания производственных систем позволяет иметь оборудование с необходимыми функциями точно в нужное время.

Реконфигурация или изменение архитектуры означает способность регулировать производственную мощность и функциональность производственных систем в соответствии с новыми условиями путем изменения компоновки оборудования или компонентов системы.

Компонентами могут быть станки и конвейеры; механизмы; датчики или новые алгоритмы.

1.6 Краткий обзор некоторых моделей станков Стерлитамакского станкостроительного завода и тайваньской компании Leadwell

ОАО "Стерлитамакский станкостроительный завод" - один из самых крупных станкостроительных предприятий России, изделия которого известны в России и за рубежом. ОАО «Стерлитамакский станкостроительный завод» разрабатывает и производит различные виды металлорежущего оборудования:

- сверлильно-фрезерно-расточные обрабатывающие центры;

- токарно-сверлильно-фрезерно-расточные обрабатывающие центры;

- токарные станки с ЧПУ;

- хонинговальные станки, в том числе с ЧПУ;

- универсальные сверлильные и сверлильно-фрезерные станки, в том числе настольные;

-специальные сверлильные станки, в том числе многошпиндельные;

а также:

- лицензионное производство шпиндель-моторов;

- чугунное и стальное литье;

- вспомогательный инструмент.

1.6.1 Сверлильно-фрезерно-расточные станки серии 500HS и 500VS

Сверлильно-фрезерно-расточные станки серии 500HS и 500VS с автоматической сменой инструмента и числовым программным управлением предназначены для комплексной обработки деталей из различных конструкционных материалов в условиях единичного, мелкосерийного и серийного производства. Выполняют операции наружного и внутреннего точения, сверления, зенкерования, развертывания, получистового и чистового растачивания отверстий, нарезания резьбы метчиками и фрезами, фрезерования.

На рисунках 2 и 3 представлены cверлильно-фрезерно-расточные станки серии 500HS и 500VS.

Рисунок 2 – Общий вид cверлильно-фрезерно-расточного станка серии 500VS

Рисунок 3 – Общий вид cверлильно-фрезерно-расточного станка серии 500HS

Технические характеристики сверлильно-фрезерно-расточных станков серии 500HS и 500VS представлены в таблице 1.

Таблица 1–Технические характеристики станков серии 500HS и 500VS

1.6.2 Сверлильно-фрезерно-расточные станки серии LCH-500 и LCV-760

Тайваньская компания Leadwell является одним из лидеров современного станкостроения.

Leadwell выпускает следующее технологическое оборудование:

- вертикальные обрабатывающие центры;

- горизонтальные обрабатывающие центры;

- вертикально-горизонтальные обрабатывающие центры;

- токарные обрабатывающие центры с ЧПУ

Станки серии LCH-500 и LCV-760 специально спроектированы для отраслей промышленности в которых требуется высокая точность, высокая производительность, высокая гибкость, такие как автомобильная, аэрокосмическая, электронная и производство товаров широкого потребления. Легко встраиваются в автоматическую линию.

Жесткие и стабильные конструкции станков данной серии обеспечивают сохранение точности на долгий срок и высокую устойчивость при работе в тяжелых условиях.

На рисунках 4 и 5 представлены сверлильно-фрезерно-расточные станки серии LCH-500 и LCV-760.

Рисунок 4 – Общий вид cверлильно-фрезерно-расточного станка серии

LCH-500

Рисунок 5 – Общий вид cверлильно-фрезерно-расточного станка серии

LCV-760

Технические характеристики сверлильно-фрезерно-расточных станков серии LCH-500 и LCV-760 представлены в таблице 2.

Таблица 2–Технические характеристики станков серии LCH-500 и LCV-760

Особое внимание хотелось бы уделить уникальной конструкции станков Стерлитамакского станкостроительного завода и тайваньской компании Leadwell. Специально разработанный дизайн конструкции станка позволяет легко преобразовывать станок с вертикальной компоновкой в станок с горизонтальной компоновкой и обратно. Это повышает экономическую эффективность и снижает инвестиционные затраты.

1.7 Выводы и постановка задачи на дипломное проектирование

Таким образом, чтобы отвечать современным требованиям и быть высокоэффективным, станок должен быть одновременно гибким, как универсальный, и высокопроизводительным, как специальный, при этом не отличаться высокой стоимостью.

Современное станочное оборудование должно отвечать следующим требованиям:

1) обладать необходимым минимумом технологических и технических возможностей;

2) осуществлять обработку поверхностей по возможности параллельно и высокопроизводительными методами;

3) быть способным перестраиваться под изменяющиеся производственные условия.

В настоящее время проектирование многоцелевых станков является актуальной задачей станкопроизводителей. Проектирование конкурентоспособного оборудования требует проведения маркетинговых исследований и использование новых информационных технологий. На основании проведенных маркетинговых исследований по данным ведущих станкопроизводителей было принято решение спроектировать многоцелевой станок, предназначенный для комплексной обработки деталей из различных конструкционных материалов в условиях единичного, мелкосерийного и серийного производства. Область применения проектируемого станка является: производство матриц, пресс форм для пищевого, автомобильного производства и для производства товаров народного потребления, автомобильных, тракторных деталей, узлов, агрегатов и запасных частей. Выполняет операции наружного и внутреннего точения, сверления, зенкерования, развертывания, получистового и чистового растачивания отверстий, нарезания резьбы метчиками и фрезами, фрезерования, шлифования.

Станок должен иметь следующие основные характеристики:

- размер стола, мм……………………………………… .………600х600

- перемещение по оси Х, мм………………………………….…………760

- перемещение по оси Y, мм………………………………….…………600

- перемещение по оси Z, мм………………………………… .………580

- дискретность поворота стола, град…………………… .…………0,001

- быстрый ход по оси X, м/мин…………………………………………32

- быстрый ход по оси Y, м/мин…………………………………………32

- быстрый ход по оси Z, м/мин………………….………………………28

- максимальная масса обрабатываемого изделия, кг…………… …500

- диапазон частот вращения шпинделя, об./мин. ………… …45–10000

- мощность приводного электродвигателя, кВт……………………… 22

- конус шпинделя (7/24) ………………………………………… .…№40

- емкость инструментального магазина, шт ………………………… .40

- максимальный диаметр инструмента, мм …………………… ……150

- максимальная длина инструмента, мм ……………………….…… 300

- занимаемая площадь, мм……………………….……….……2769х2310

- ширина станка, мм……………………………….………………….2310

- высота станка, мм……………………………………….………… .2733

- вес станка, кг …………………………………………….……… .11500

Достижению поставленной в работе цели отвечает станок, в котором реализуются следующие конструкторские направления развития станков:

- анализ и выбор различных вариантов ребер жесткости в станине;

- применение направляющих качения;

- применение шариковинтовой пары в тяговых устройствах станка;

- применение неметаллических материалов с высоким демпфированием для снижения динамической податливости, повышения динамического качества станка путем заполнения полостей станины и стойки.

Таким образом, в дипломном проекте следует решить следующие задачи:

- выбрать прототип прецизионного многоцелевого станка;

- спроектировать привод главного движения, включая шпиндельный узел;

- разработать технологический процесс обработки детали;

- провести сравнительный анализ статических, динамических и термодеформационных характеристик упругой системы станка с учетом заполнения внутренних полостей станины синтеграном;

- выполнить расчет экономического эффекта от проведения модернизации;

- выполнить расчет времени эвакуации при пожаре.

Для решения поставленных в работе задач необходимо выполнить следующие расчеты:

- кинематический расчет привода;

- расчет статических и тепловых характеристик шпиндельного узла;

- расчет на жесткость несущей системы станка с синтеграном;

- расчет на жесткость несущей системы станка без синтеграна;

- модальный расчет станины с синтеграном;

- модальный расчет станины без синтеграна;

- динамический расчет станины с синтеграном;

- динамический расчет станины без синтеграна;

- термодеформационный расчет станины с синтеграном;

- термодеформационный расчет станины без синтеграна.

2 Конструкторская часть

Прототипом проектируемого многоцелевого станка послужил горизонтальный обрабатывающий центры тайваньской компании LEADWELL серии LCH-500.

2.1 Разработка кинематической схемы и кинематический расчёт коробки скоростей

2.1.1 Выбор приводного электродвигателя

Требуемый диапазон регулирования Rn вычисляется по формуле:

, (2.1)

где -максимальная частота вращения, об/мин;

-минимальная частота вращения, об/мин.

Расчетная частота np, об/мин, вычисляется по формуле:

, (2.2)

об/мин.

Момент на шпинделе М, Н.м, вычисляется по формуле:

, (2.3)

где N-мощность электродвигателя, кВт;

-угловая скорость, с-1;

n-расчетная частота вращения, об/мин.

Н.м

Диапазон регулирования с постоянным моментом Rm вычисляется по формуле:

, (2.4)

Диапазон регулирования с постоянной мощностью Rp вычисляется по формуле:

, (2.5)

Для привода главного движения был выбран двигатель фирмы Siemens модели 1PH4135-4NF26.

Двигатель был выбран на основе мощности и крутящего момента базовых моделей станков Стерлитамакского станкозавода серии 500-HS,500-HV и тайваньской фирмы Leadwell серии LCH-500 и LCV-760, которая составляет 22 кВт и 140 Н.м соответственно.

2.1.2 Выбор структуры коробки скоростей

Необходимое число ступеней коробки скоростей вычисляется по формуле:

, (2.6)

где - достигаемая частота вращения электродвигателя при номинальной мощности, об/мин;

- номинальная частота вращения электродвигателя, об/мин.

Диапазон регулирования частоты вращения шпинделя с постоянной мощностью Rp вычисляется по формуле:

, (2.7)

Число ступеней коробки скоростей zk вычисляется по формуле:

, (2.8)

Округляем в большую сторону, чтобы обеспечить перекрытие, и принимаем .

На рисунке 6 представлен график частот вращения.

Рисунок 6 – График частот вращения

На рисунке 7 представлен график зависимости крутящего момента и мощности от частоты вращения.

Рисунок 7 – График зависимости крутящего момента и мощности от частоты вращения

2.2 Расчет прямозубой эвольвентной передачи

2.2.1 Определение модуля зубчатой передачи расчетом на контактную выносливость зубьев

Для прямозубой цилиндрической передачи модуль mH, мм, вычисляется по формуле:

(2.9)

где Kd – вспомогательный коэффициент; для прямозубых передач Kd = 770;

z1 – число зубьев шестерни;

T1 – вращающий момент на шестерне, Н×м;

u – передаточное отношение передачи;

sНР – допускаемое контактное напряжение, МПа;

KHb – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца;

ψdb– отношение ширины венца к начальному диаметру шестерни, ψdb=0,2.

Отношение ширины венца к начальному диаметру шестерни ψdb вычисляется по формуле:

(2.10)

где b – рабочая ширина венца зубчатой передачи, мм;

d1 – делительный диаметр шестерни, мм.

2.2.2 Определение модуля зубчатой передачи расчетом на выносливость зубьев при изгибе

Для прямозубой цилиндрической передачи модуль mF, мм, определяется по формуле:

(2.11)

где Km – вспомогательный коэффициент; для прямозубых передач Km = 14;

KFb – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца при изгибе;

sFP – допускаемое изгибное напряжение, МПа;

YF1 – коэффициент учитывающий форму зубьев шестерни.

ψdb– отношение ширины венца к начальному диаметру шестерни, ψdb=0,2.

2.2.3 Определение стандартного модуля зубчатой передачи

Из полученных расчетных значений mH и mF выбирается наибольшее значение и округляется в сторону увеличения до стандартного модуля по ГОСТ 9563–60. При этом должно выполняться следующее условие:

m1£m2£ … £mk , (2.12)

где m1 – модуль зубчатых передач группы, расположенной первой от электродвигателя;

mk – модуль зубчатых передач группы, расположенной последней от электродвигателя.

2.2.4 Определение межосевого расстояния зубчатой передачи

Для прямозубой цилиндрической передачи межосевое расстояние Aw, мм, определяется по формуле:

(2.13)

где m – стандартный модуль передачи, мм;

z2 – число зубьев зубчатого колеса, сопряженного с шестерней.

При определении межосевых расстояний по группам передач должно выполняться следующее условие:

Aw1£Aw2£ … £Awk, (2.14)

где Aw1 – межосевое расстояние передач группы, расположенной первой от электродвигателя;

Awk – межосевое расстояние передач группы, расположенной последней от электродвигателя.

Расчет прямозубой эвольвентной передачи выполнен с использованием программы «SIRIUS 2». Результаты расчета находятся в приложении Б.

2.3 Расчет передачи с зубчатыми ремнями

Зубчатые ремни выполняют бесконечными плоскими с выступами на внутренней поверхности, которые входят в зацепление с зубьями на шкивах. Достоинства передач: относительно милые габариты, отсутствие скольжения, возможность больших передаточных чисел, высокий КПД, малая вытяжка, малые силы на валы и опоры. Передаваемые мощности изменяются в широком диапазоне. Так, за рубежом выпускают ремни для передачи мощности до 200 кВт, а уникальные — до 750 кВт. Передаточные числа обычно — до 12 (иногда до 20), КПД 0,92—0,98. Ремни выполняют из резины на основе наирита или при изготовлении ремня литьем — из полиуретанового каучука марки СКУ—7. Несущий слой выполняют из стального троса; в последнее время начинают применять тросы из стекловолокна. Основным параметром передачи: как и зубчатой, является модуль т = t/π; где t — шаг ремня. Рекомендуемые модули зубчатых ремней 3, 4, 5, 7, 10 мм. [3]

Модуль ремня выбирают в зависимости от мощности передачи. Так как мощность электродвигателя N=22 кВт, то принимаем m1,2=7.

Ориентировочно выбираем ширину ремня из стандартного ряда 40-125. Принимаем b1=b2=63 мм.

Числа зубьев ремней для m=7 выбираем из диапазона 56-140.

Принимаем числа зубьев ремней ,.

Диаметр троса для ремней с модулем 7 мм выбирают равным 0,65-0,8 мм. Принимаем диаметр троса мм.

Минимальное число зубьев меньшего шкива при модуле 7 мм . Большие значения принимают при больших скоростях. Принимаем .

Так как передаточное отношение в первой группе равно 1,25, а во второй группе равно 0,4, то соответственно и .

Допускаемое удельное окружное усилие на ремне [p], кгс/см, вычисляется по формуле:

, (2.15)

, (2.16)

где - выбирается в зависимости от модуля, принимаем кгс/см;

-коэффициент режима работы в зависимости от пиковых нагрузок, равный (при пиковой перегрузки в 150% от номинальной при работе в 2 смены);

-коэффициент передаточного числа, вводимый для ускорительных передач и зависящий от передаточного отношения в группе; принимаем (при ) и (при );

-коэффициент, вводимый при наличии натяжных или направляющих роликов; при одном ролике принимаем ;

-коэффициент ширины ремня, учитывающий неполные витки троса у боковых поверхностей ремня; при b=63 мм принимаем .

кгс/см

кгс/см

Необходимая ширина ремня b, мм, рассчитывается по формуле:

, (2.17)

, (2.18)

где - расчетная сила, передаваемая ремнем, Н;

g- ускорение силы тяжести, равное 9,81 ;

q- масса 1 м ремня шириной в 1 см, принимаем кг/см (при т=7 );

-скорость ремня, м/с.

мм

мм

Принимаем ширину ремня b1= 50 мм и b2=100 мм.

Скорость ремня v, м/с, находим для каждого шкива:

при об/мин:

, (2.19)

м/с

при об/мин:

, (2.20)

м/с

при об/мин:

(2.21)

м/с

при об/мин:

, (2.22)

м/с

Расчетная сила , Н, находится по формуле:

, (2.23)

, (2.24)

где Т- вращающий момент на малом шкиве, Т1 =103 Н.м и Т2 =140 Н.м;

zш- число зубьев малого шкива, zш1,2=26;

-коэффициент динамичности и режима работы, принимаем .

Н

Н

Сила, действующие на валы от передачи Q, Н, вычисляют по формуле:

, (2.25)

, (2.26)

Н

Н

Диаметры делительных окружностей шкивов D, мм, вычисляют по формуле:

, (2.27)

мм

, (2.28)

мм

, (2.29)

мм

Диаметры вершин зубьев шкивов Da, мм, вычисляют по формуле:

, (2.30)

мм

, (2.31)

мм

, (2.32)

мм

, (2.33)

мм

где k – поправка, учитывающая нагрузку и податливость каркаса, мм; знак «+» для ведущего шкива, знак «-» для ведомого;

δр – расстояние от впадины ремня до оси троса, принимаем δр = 0,8 (при т=7 ).

Значение k, мм, вычисляют по формуле:

, (2.34)

мм

, (2.35)

мм

, (2.36)

мм

, (2.37)

мм

Податливость λ витков металлотроса каркаса ремня выбирают в зависимости от модуля т. Принимаем λ = 0,0011 мм2/Н (при т=7 ).

Диаметры впадин шкивов Df, мм, вычисляются по формуле:

, (2.38)

мм

, (2.39)

мм

, (2.40)

мм

, (2.41)

мм

где hp– глубина впадины шкива, принимаем hp=0,85 мм

Шаг зубьев шкивов tш, мм, на наружном диаметре вычисляется по формуле:

, (2.42)

мм

, (2.43)

мм

, (2.44)

мм

, (2.45)

мм

Боковой зазор между ремнем и шкивом f, мм, вычисляется по формуле:

, (2.46)

мм

Радиальный зазор между ремнем и шкивом e, мм, вычисляется по формуле:

, (2.47)

мм

Форма зубьев трапецеидальная.

Высоту зубьев и ширину впадин шкивов выбираем в зависимости от модуля m, соответственно принимаем h=6 мм и S =7,5±0,3 мм (при m=7).

Угол .

Толщина обода δ, мм, вычисляется по формуле:

, (2.48)

мм

Длина ремня L, мм, вычисляется по формуле:

, (2.49)

мм

, (2.50)

мм

где zp– число зубьев ремня, принимаем zp1 =60 и zp2 =80.

2.4 Построение свертки коробки скоростей

2.4.1 Разработка компоновочной схемы коробки скоростей

Компоновочная схема разрабатывается в следующем порядке:

а) определяются расстояния между осями валов и проводятся осевые линии;

б) на осях располагаются зубчатые колеса, муфты и другие передачи, и механизмы в соответствии с кинематической схемой. При этом нужно обеспечить возможность перемещения подвижных зубчатых колес и муфт, размещения механизмов управления, регулирования подшипников, сборки и разборки узла, а также обратить внимание на то, чтобы передвижные блоки зубчатых колес не сцепились одновременно с двумя неподвижными колесами на смежном валу;

в) вдоль оси каждого вала проставляются все соответствующие конструктивные размеры, что позволяет определить его ориентировочную длину.

2.4.2 Вычерчивание свертки коробки скоростей

а) выбирается положение оси шпинделя;

б) из центра шпинделя проводится окружность радиусом, равным расстоянию между осью шпинделя и осью соседнего вала. Любая точка на этой окружности может быть центром этого вала, и будет удовлетворять условию зацепляемости колес. Центр выбирается с учетом возможности рационального расположения и остальных валов;

в) таким же путем определяются центры других валов. При расположении валов необходимо обеспечить простую форму корпуса, удобство его обработки, сборки и разборки. Нужно стремиться располагать центры валов на одних тех же линиях, как по вертикали, так и по горизонтали, что делает корпус более технологичным.

2.4.3 Определение усилий действующих в зубчатых зацеплениях

На основе построенной свертки выполняется расчетная схема, представляющая собой условное изображение расчетной цепи зубчатых передач. В полюсе зацепления каждой зубчатой пары, по нормали к боковым поверхностям зубьев, действуют силы Fn, H, величина которых определяется по формуле:

(2.51)

где m и z – модуль и число зубьев зубчатого колеса;

Т – вращающий момент, приложенный к валу зубчатого колеса, Н×м.

Сила, действующая со стороны шестерни на втором валу на зубчатое колесо третьего вала:

кН

На рисунке 8 представлена расчетная схема свертки коробки скоростей.

Рисунок 8 – Расчетная схема свертки коробки скоростей

2.5 Расчет и подбор подшипников

2.5.1 Определение реакций в опорах валов

На основе выполненной компоновочной схемы составляется расчетная схема каждого вала, на которой указываются все силы, действующие на вал, приложенные в соответствующих точках.

Данная схема позволяет определить реакции в каждой опоре с помощью уравнений статики, которые имеют следующий вид:

, , (2.52)

где SFkx – сумма всех сил, действующих в плоскости Оzx, Н;

SFky – сумма всех сил, действующих в плоскости Оzy, Н;

Smо(Fk) – сумма моментов сил относительно выбранной точки плоскости.

2.5.2 Выбор подшипников по статической грузоподъемности

Критерием для подшипника служит неравенство:

Pо£Cо, (2.53)

где Ро – эквивалентная статическая нагрузка;

Со – табличное значение статической грузоподъемности выбранного подшипника.

Величины приведенной статической нагрузки для радиальных подшипников Po, Н, определяются как большие из двух следующих значений:

Pо = XоFr + YоFa; Pо = Fr, (2.54)

где Хо – коэффициент радиальной нагрузки;

Yо – коэффициент осевой нагрузки;

Fr – постоянная по величине и направлению радиальная нагрузка, Н;

Fа – постоянная по величине и направлению осевая нагрузка, Н.

2.5.3 Выбор подшипников по динамической грузоподъемности

Критерием для выбора подшипника служит неравенство:

Стр. £ С , (2.55)

где Cтр – требуемая величина динамической грузоподъемности подшипника, Н;

С – табличное значение динамической грузоподъемности выбранного подшипника, Н.

Требуемая динамическая грузоподъемность Cmp, Н, определяется по формуле:

, (2.56)

где Р – эквивалентная динамическая нагрузка, Н;

n – частота вращения вала для которого подбирается подшипник, об/мин;

Lh – долговечность подшипника, выраженная в часах работы;

a – коэффициент, зависящий от формы кривой контактной усталости.

Эквивалентная динамическая нагрузка для шариковых радиальных подшипников P, Н, определяется по формуле:

P = (XVFr + YFa)KбKт, (2.57)

где Fr – радиальная нагрузка, приложенная к подшипнику;

Fa – осевая нагрузка, приложенная к подшипнику;

V – коэффициент вращения;

Kб – коэффициент безопасности;

Kт – температурный коэффициент.

2.5.4 Выбор подшипников по диаметру вала

При выборе подшипников по таблицам должен быть учтен необходимый по условию прочности диаметр вала. Для определения диаметра вала под установку подшипника строятся эпюры крутящих и изгибающих моментов.[4]

Диаметр участка вала d, мм, работающего на чистое кручение, определяется по формуле:

, (2.58)

где C =;

-крутящий момент на i-ом валу, Н.м.

Диаметр вала под подшипник на первом валу d1, мм, вычисляется по формуле:

мм

Принимаем d1 = 30 мм.

Диаметр вала под подшипник на втором валу d2, мм, вычисляется по формуле:

мм

Принимаем d2 = 40 мм.

Расчет подшипников качения выполнен с использованием программы

«SIRIUS 2». Результаты расчета находятся в приложении В.

2.6 Расчет сечения сплошного вала

2.6.1 Определение диаметра средних участков вала

Под средними участками вала следует понимать участки, на которых расположены шестерни и зубчатые колеса. Определение диаметра производится расчетом на изгиб с кручением по формуле (2.58). [4]

После завершения расчета, разрабатывается конструкция каждого вала, которая должна обеспечивать возможность сборки коробки скоростей и свободного продвижения зубчатых колес до места посадки.

2.6.2 Расчет валов на усталостную прочность

Расчет сводится к определению расчетных коэффициентов запаса прочности для предположительно опасных сечений валов.

Условие прочности в данном расчете, имеет вид:

, (2.59)

где n – расчетный коэффициент запаса прочности;

[n] = 1,3 ¸1,5 – требуемый коэффициент запаса для обеспечения прочности;

[n] = 2,5 ¸ 4 – требуемый коэффициент запаса для обеспечения жесткости;

ns – коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

nt – коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

, (2.60)

, (2.61)

где s -1 и t -1 – пределы выносливости для материала вала при симметричных циклах изгиба и кручения, МПа;

sа, tа и sm, tm – амплитуды и средние напряжения циклов нормальных и касательных напряжений, МПа;

ks и kt – эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и при кручении

es и et – масштабные факторы для нормальных и касательных напряжений;

ys и yt – коэффициенты, учитывающие влияние постоянной составляющей цикла на усталостную прочность.

Можно считать, что нормальные напряжения σa, МПа, возникающие в поперечном сечении вала от изгиба, изменяются по симметричному циклу, тогда:

, (2.62)

где Мизг. – суммарный изгибающий момент в наиболее нагруженном сечении, Н×мм;

W – момент сопротивления сечения при изгибе, мм3.

Для круглого сечения вала W, мм3, вычисляется по формуле:

, (2.63)

Для круглого сечения со шпоночной канавкой W, мм3, вычисляется по формуле:

, (2.64)

где b и t – ширина и высота шпоночной канавки, мм.

Для сечения вала со шлицами W, мм3, вычисляется по формуле:

, (2.65)

где x– коэффициент, учитывающий серию шлицев,

x = 1,125 – для шлицев легкой серии;

x = 1,205 – для шлицев средней серии;

x = 1,265 – для шлицев тяжелой серии.

Так как момент, передаваемый валом, изменяется по величине, то при расчете принимают для касательных напряжений τa, МПа, наиболее неблагоприятный знакопостоянный цикл – от нулевой:

, (2.66)

где Wк – момент сопротивления вала при кручении, мм3.

Для круглого сечения вала Wk, мм3, вычисляется по формуле:

, (2.67)

Для сечения вала со шпоночной, канавкой Wk, мм3:

(2.68)

Для сечения вала со шлицами Wk, мм3:

(2.69)

2.6.3 Расчет на прочность шпонок и шлицевых соединений

Условие прочности по смятию для призматической шпонки σсм, МПа, имеет вид:

, (2.70)

где z – число шпонок, шт;

sсм.– напряжение смятия, МПа;

[s]см. – допускаемое напряжение при смятии, МПа;

lp– рабочая длина шпонки, мм;

d – диаметр вала, мм;

h – высота шпонки, мм.

Условие прочности из расчета на срез шпонки tср, МПа:

, (2.71)

где [t]ср. – допускаемое напряжение при срезе, МПа.

Расчет шлицевых соединений условно производят на смятие втулки σсм, МПа, в месте ее соприкосновения с боковыми поверхностями зубьев.

, (2.72)

где y = 0,7¸0,8 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по зубьям;

z – число зубьев, шт;

l– рабочая длина зуба вдоль оси вала, мм;

h – рабочая высота контактирующих зубьев в радиальном направлении, мм;

rср. – средний радиус, мм.

Расчет сечения сплошного вала выполнен с использованием программы

«SIRIUS 2». Результаты расчета находятся в приложении Г.

2.7 Расчет потерь на трение в подшипниках качения валов

Сопротивление вращению в подшипниках качения складываются из следующих составляющих:

- гистерезисные потери при циклической упругой деформации сжатия материала тел качения и беговых дорожек в точках контакта;

- проскальзывание тел качения относительно беговых дорожек, вызванное сдвиговой деформацией материала в точках контакта;

- скольжение тел качения относительно беговых дорожек при нарушении качения в результате сдвигов и перекосов обойм подшипника под нагрузкой;

- трение тел качения о сепаратор и (в подшипниках с центрированным сепаратором) трение сепаратора об обоймы;

- выдавливание и вязкий сдвиг масла в точках контакта;

- завихрение и разбрызгивание смазочного материала смазочного масла, соприкасающегося с подшипником.

Основными потерями в подшипниках являются потери на трение, которые определяются моментом трения.

Потеря мощности Рmp, Вт, обусловленная потерями на трение в подшипнике определяется по формуле:

, (2.73)

где n – частота вращения вала, об/мин .

Расчет потерь на трение в подшипниках выполнен с использованием программы «SIRIUS 2». Результаты расчета находятся в приложении Д.

2.8 Расчет теплового баланса опор

Уравнение теплового баланса W, Вт, при установившемся режиме работы подшипника имеет следующий вид:

W = W1 + W2, (2.74)

где W – тепловыделение в подшипнике, Вт;

W1 – количество тепла, переносимого смазкой, Вт;

W2 – количество тепла, отводимого корпусом подшипника во внешнюю среду, Вт.

Количество теплаW1, Вт, переносимого смазкой, рассчитывается по формуле:

W1 = c×Q×(t2 – t1), (2.75)

где с – удельная объемная теплоемкость масла, Дж/м3×°C;

t1 и t2 – температура смазки на входе и выходе из подшипника, °C;

Q – расход масла, м3/с.

Количество теплаW2, Вт, отводимого корпусом подшипника во внешнюю среду, рассчитывается по формуле:

W2 = k×F×(tм – tв), (2.76)

где F – свободная поверхность подшипникового узла, м2;

k – коэффициент теплоотдачи, Вт/м2×°С;

tм – средняя температура масла в нагруженной зоне, °C;

tв – температура окружающего воздуха, °C.

Теплообразование в подшипнике W, Вт, определяется мощностью расходуемой на трение:

W = Pтр, (2.78)

Из приведенных формул следует, что необходимое для отвода тепла количество жидкого масла Q, л/мин, определяется по формуле:

, (2.79)

Расчет теплового баланса опор выполнен с использованием программы

«SIRIUS 2». Результаты расчета находятся в приложении Е.

2.9 Выбор и обоснование посадок

2.9.1 Выбор посадок подшипников качения

При назначении полей допусков для посадок вала под внутреннее кольцо и отверстия корпуса под наружное кольцо подшипников качения необходимо учитывать:

а) вращается вал (внутреннее кольцо) или корпус;

б) вид нагрузки;

в) режим работы;

г) тип и размеры подшипников;

д) класс точности подшипника;

е) скорость вращающегося кольца;

ж) условия монтажа и эксплуатации и т. п.

В соответствии с указанными условиями, для посадки на вал шариковых радиальных подшипников класса точности Р6, циркуляционном нагружении

(вращающийся вал) и нормальном режиме работы, выбирается поле допуска k6. Для посадки подшипников в корпус выбирается поле допуска Н7. Для посадки на шпиндельный вал шариковых радиально-упорных подшипников выбирается более высокий класс точности Р2. При посадке радиально-упорных подшипников в гильзу шпинделя применяется поле допуска Js4, а посадке на шпиндельный вал применяется поле допуска k3.[7]

2.9.2 Выбор посадок шпоночных соединений

Для подвижных шпоночных соединений выбирается посадка N9/h9. Для неподвижных шпоночных соединений выбирается переходная посадка H6/k5.

Для прямобочных шлицевых соединений:

а) в качестве посадки по диаметру при центрировании по наружному диаметру выбирается посадка H7/js6;

б) в качестве посадки по ширине шлица выбирается посадка F8/ js7.

Для неподвижных шпоночных соединений выбирается переходная посадка H7/k6. Для посадки призматических шпонок в вал использована посадка P9/h9.

Выбор посадки для резьбовых соединений происходит по длине свинчивания классу точности резьбы. Для резьбы с нормальной длиной свинчивания и средним классом точности применяется посадка 6Н/6g. [7]

2.10 Выводы по конструкторской части

В конструкторской части дипломного проекта было выполнено:

– разработана кинематическая схема коробки скоростей;

– кинематический расчет коробки скоростей;

– выбран приводной электродвигатель;

– расчет прямозубой эвольвентной передачи;

– расчет передачи с зубчатыми ремнями;

– компоновочная схема коробки скоростей;

– определены усилия, действующие в зубчатых зацеплениях;

– расчет и подбор подшипников качения;

– расчет сечения сплошного вала;

– расчет потерь на трения в подшипниках качения;

– расчет теплового баланс опор.

2 Конструкторская часть

Прототипом проектируемого многоцелевого станка послужил горизонтальный обрабатывающий центры тайваньской компании LEADWELL серии LCH-500.

2.1 Разработка кинематической схемы и кинематический расчёт коробки скоростей

2.1.1 Выбор приводного электродвигателя

Требуемый диапазон регулирования Rn вычисляется по формуле:

, (2.1)

где -максимальная частота вращения, об/мин;

-минимальная частота вращения, об/мин.

Расчетная частота np, об/мин, вычисляется по формуле:

, (2.2)

об/мин.

Момент на шпинделе М, Н.м, вычисляется по формуле:

, (2.3)

где N-мощность электродвигателя, кВт;

-угловая скорость, с-1;

n-расчетная частота вращения, об/мин.

Н.м

Диапазон регулирования с постоянным моментом Rm вычисляется по формуле:

, (2.4)

Диапазон регулирования с постоянной мощностью Rp вычисляется по формуле:

, (2.5)

Для привода главного движения был выбран двигатель фирмы Siemens модели 1PH4135-4NF26.

Двигатель был выбран на основе мощности и крутящего момента базовых моделей станков Стерлитамакского станкозавода серии 500-HS,500-HV и тайваньской фирмы Leadwell серии LCH-500 и LCV-760, которая составляет 22 кВт и 140 Н.м соответственно.

2.1.2 Выбор структуры коробки скоростей

Необходимое число ступеней коробки скоростей вычисляется по формуле:

, (2.6)

где - достигаемая частота вращения электродвигателя при номинальной мощности, об/мин;

- номинальная частота вращения электродвигателя, об/мин.

Диапазон регулирования частоты вращения шпинделя с постоянной мощностью Rp вычисляется по формуле:

, (2.7)

Число ступеней коробки скоростей zk вычисляется по формуле:

, (2.8)

Округляем в большую сторону, чтобы обеспечить перекрытие, и принимаем .

На рисунке 6 представлен график частот вращения.

Рисунок 6 – График частот вращения

На рисунке 7 представлен график зависимости крутящего момента и мощности от частоты вращения.

Рисунок 7 – График зависимости крутящего момента и мощности от частоты вращения

2.2 Расчет прямозубой эвольвентной передачи

2.2.1 Определение модуля зубчатой передачи расчетом на контактную выносливость зубьев

Для прямозубой цилиндрической передачи модуль mH, мм, вычисляется по формуле:

(2.9)

где Kd – вспомогательный коэффициент; для прямозубых передач Kd = 770;

z1 – число зубьев шестерни;

T1 – вращающий момент на шестерне, Н×м;

u – передаточное отношение передачи;

sНР – допускаемое контактное напряжение, МПа;

KHb – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца;

ψdb– отношение ширины венца к начальному диаметру шестерни, ψdb=0,2.

Отношение ширины венца к начальному диаметру шестерни ψdb вычисляется по формуле:

(2.10)

где b – рабочая ширина венца зубчатой передачи, мм;

d1 – делительный диаметр шестерни, мм.

2.2.2 Определение модуля зубчатой передачи расчетом на выносливость зубьев при изгибе

Для прямозубой цилиндрической передачи модуль mF, мм, определяется по формуле:

(2.11)

где Km – вспомогательный коэффициент; для прямозубых передач Km = 14;

KFb – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца при изгибе;

sFP – допускаемое изгибное напряжение, МПа;

YF1 – коэффициент учитывающий форму зубьев шестерни.

ψdb– отношение ширины венца к начальному диаметру шестерни, ψdb=0,2.

2.2.3 Определение стандартного модуля зубчатой передачи

Из полученных расчетных значений mH и mF выбирается наибольшее значение и округляется в сторону увеличения до стандартного модуля по ГОСТ 9563–60. При этом должно выполняться следующее условие:

m1£m2£ … £mk , (2.12)

где m1 – модуль зубчатых передач группы, расположенной первой от электродвигателя;

mk – модуль зубчатых передач группы, расположенной последней от электродвигателя.

2.2.4 Определение межосевого расстояния зубчатой передачи

Для прямозубой цилиндрической передачи межосевое расстояние Aw, мм, определяется по формуле:

(2.13)

где m – стандартный модуль передачи, мм;

z2 – число зубьев зубчатого колеса, сопряженного с шестерней.

При определении межосевых расстояний по группам передач должно выполняться следующее условие:

Aw1£Aw2£ … £Awk, (2.14)

где Aw1 – межосевое расстояние передач группы, расположенной первой от электродвигателя;

Awk – межосевое расстояние передач группы, расположенной последней от электродвигателя.

Расчет прямозубой эвольвентной передачи выполнен с использованием программы «SIRIUS 2». Результаты расчета находятся в приложении Б.

2.3 Расчет передачи с зубчатыми ремнями

Зубчатые ремни выполняют бесконечными плоскими с выступами на внутренней поверхности, которые входят в зацепление с зубьями на шкивах. Достоинства передач: относительно милые габариты, отсутствие скольжения, возможность больших передаточных чисел, высокий КПД, малая вытяжка, малые силы на валы и опоры. Передаваемые мощности изменяются в широком диапазоне. Так, за рубежом выпускают ремни для передачи мощности до 200 кВт, а уникальные — до 750 кВт. Передаточные числа обычно — до 12 (иногда до 20), КПД 0,92—0,98. Ремни выполняют из резины на основе наирита или при изготовлении ремня литьем — из полиуретанового каучука марки СКУ—7. Несущий слой выполняют из стального троса; в последнее время начинают применять тросы из стекловолокна. Основным параметром передачи: как и зубчатой, является модуль т = t/π; где t — шаг ремня. Рекомендуемые модули зубчатых ремней 3, 4, 5, 7, 10 мм. [3]

Модуль ремня выбирают в зависимости от мощности передачи. Так как мощность электродвигателя N=22 кВт, то принимаем m1,2=7.

Ориентировочно выбираем ширину ремня из стандартного ряда 40-125. Принимаем b1=b2=63 мм.

Числа зубьев ремней для m=7 выбираем из диапазона 56-140.

Принимаем числа зубьев ремней ,.

Диаметр троса для ремней с модулем 7 мм выбирают равным 0,65-0,8 мм. Принимаем диаметр троса мм.

Минимальное число зубьев меньшего шкива при модуле 7 мм . Большие значения принимают при больших скоростях. Принимаем .

Так как передаточное отношение в первой группе равно 1,25, а во второй группе равно 0,4, то соответственно и .

Допускаемое удельное окружное усилие на ремне [p], кгс/см, вычисляется по формуле:

, (2.15)

, (2.16)

где - выбирается в зависимости от модуля, принимаем кгс/см;

-коэффициент режима работы в зависимости от пиковых нагрузок, равный (при пиковой перегрузки в 150% от номинальной при работе в 2 смены);

-коэффициент передаточного числа, вводимый для ускорительных передач и зависящий от передаточного отношения в группе; принимаем (при ) и (при );

-коэффициент, вводимый при наличии натяжных или направляющих роликов; при одном ролике принимаем ;

-коэффициент ширины ремня, учитывающий неполные витки троса у боковых поверхностей ремня; при b=63 мм принимаем .

кгс/см

кгс/см

Необходимая ширина ремня b, мм, рассчитывается по формуле:

, (2.17)

, (2.18)

где - расчетная сила, передаваемая ремнем, Н;

g- ускорение силы тяжести, равное 9,81 ;

q- масса 1 м ремня шириной в 1 см, принимаем кг/см (при т=7 );

-скорость ремня, м/с.

мм

мм

Принимаем ширину ремня b1= 50 мм и b2=100 мм.

Скорость ремня v, м/с, находим для каждого шкива:

при об/мин:

, (2.19)

м/с

при об/мин:

, (2.20)

м/с

при об/мин:

(2.21)

м/с

при об/мин:

, (2.22)

м/с

Расчетная сила , Н, находится по формуле:

, (2.23)

, (2.24)

где Т- вращающий момент на малом шкиве, Т1 =103 Н.м и Т2 =140 Н.м;

zш- число зубьев малого шкива, zш1,2=26;

-коэффициент динамичности и режима работы, принимаем .

Н

Н

Сила, действующие на валы от передачи Q, Н, вычисляют по формуле:

, (2.25)

, (2.26)

Н

Н

Диаметры делительных окружностей шкивов D, мм, вычисляют по формуле:

, (2.27)

мм

, (2.28)

мм

, (2.29)

мм

Диаметры вершин зубьев шкивов Da, мм, вычисляют по формуле:

, (2.30)

мм

, (2.31)

мм

, (2.32)

мм

, (2.33)

мм

где k – поправка, учитывающая нагрузку и податливость каркаса, мм; знак «+» для ведущего шкива, знак «-» для ведомого;

δр – расстояние от впадины ремня до оси троса, принимаем δр = 0,8 (при т=7 ).

Значение k, мм, вычисляют по формуле:

, (2.34)

мм

, (2.35)

мм

, (2.36)

мм

, (2.37)

мм

Податливость λ витков металлотроса каркаса ремня выбирают в зависимости от модуля т. Принимаем λ = 0,0011 мм2/Н (при т=7 ).

Диаметры впадин шкивов Df, мм, вычисляются по формуле:

, (2.38)

мм

, (2.39)

мм

, (2.40)

мм

, (2.41)

мм

где hp– глубина впадины шкива, принимаем hp=0,85 мм

Шаг зубьев шкивов tш, мм, на наружном диаметре вычисляется по формуле:

, (2.42)

мм

, (2.43)

мм

, (2.44)

мм

, (2.45)

мм

Боковой зазор между ремнем и шкивом f, мм, вычисляется по формуле:

, (2.46)

мм

Радиальный зазор между ремнем и шкивом e, мм, вычисляется по формуле:

, (2.47)

мм

Форма зубьев трапецеидальная.

Высоту зубьев и ширину впадин шкивов выбираем в зависимости от модуля m, соответственно принимаем h=6 мм и S =7,5±0,3 мм (при m=7).

Угол .

Толщина обода δ, мм, вычисляется по формуле:

, (2.48)

мм

Длина ремня L, мм, вычисляется по формуле:

, (2.49)

мм

, (2.50)

мм

где zp– число зубьев ремня, принимаем zp1 =60 и zp2 =80.

2.4 Построение свертки коробки скоростей

2.4.1 Разработка компоновочной схемы коробки скоростей

Компоновочная схема разрабатывается в следующем порядке:

а) определяются расстояния между осями валов и проводятся осевые линии;

б) на осях располагаются зубчатые колеса, муфты и другие передачи, и механизмы в соответствии с кинематической схемой. При этом нужно обеспечить возможность перемещения подвижных зубчатых колес и муфт, размещения механизмов управления, регулирования подшипников, сборки и разборки узла, а также обратить внимание на то, чтобы передвижные блоки зубчатых колес не сцепились одновременно с двумя неподвижными колесами на смежном валу;

в) вдоль оси каждого вала проставляются все соответствующие конструктивные размеры, что позволяет определить его ориентировочную длину.

2.4.2 Вычерчивание свертки коробки скоростей

а) выбирается положение оси шпинделя;

б) из центра шпинделя проводится окружность радиусом, равным расстоянию между осью шпинделя и осью соседнего вала. Любая точка на этой окружности может быть центром этого вала, и будет удовлетворять условию зацепляемости колес. Центр выбирается с учетом возможности рационального расположения и остальных валов;

в) таким же путем определяются центры других валов. При расположении валов необходимо обеспечить простую форму корпуса, удобство его обработки, сборки и разборки. Нужно стремиться располагать центры валов на одних тех же линиях, как по вертикали, так и по горизонтали, что делает корпус более технологичным.

2.4.3 Определение усилий действующих в зубчатых зацеплениях

На основе построенной свертки выполняется расчетная схема, представляющая собой условное изображение расчетной цепи зубчатых передач. В полюсе зацепления каждой зубчатой пары, по нормали к боковым поверхностям зубьев, действуют силы Fn, H, величина которых определяется по формуле:

(2.51)

где m и z – модуль и число зубьев зубчатого колеса;

Т – вращающий момент, приложенный к валу зубчатого колеса, Н×м.

Сила, действующая со стороны шестерни на втором валу на зубчатое колесо третьего вала:

кН

На рисунке 8 представлена расчетная схема свертки коробки скоростей.

Рисунок 8 – Расчетная схема свертки коробки скоростей

2.5 Расчет и подбор подшипников

2.5.1 Определение реакций в опорах валов

На основе выполненной компоновочной схемы составляется расчетная схема каждого вала, на которой указываются все силы, действующие на вал, приложенные в соответствующих точках.

Данная схема позволяет определить реакции в каждой опоре с помощью уравнений статики, которые имеют следующий вид:

, , (2.52)

где SFkx – сумма всех сил, действующих в плоскости Оzx, Н;

SFky – сумма всех сил, действующих в плоскости Оzy, Н;

Smо(Fk) – сумма моментов сил относительно выбранной точки плоскости.

2.5.2 Выбор подшипников по статической грузоподъемности

Критерием для подшипника служит неравенство:

Pо£Cо, (2.53)

где Ро – эквивалентная статическая нагрузка;

Со – табличное значение статической грузоподъемности выбранного подшипника.

Величины приведенной статической нагрузки для радиальных подшипников Po, Н, определяются как большие из двух следующих значений:

Pо = XоFr + YоFa; Pо = Fr, (2.54)

где Хо – коэффициент радиальной нагрузки;

Yо – коэффициент осевой нагрузки;

Fr – постоянная по величине и направлению радиальная нагрузка, Н;

Fа – постоянная по величине и направлению осевая нагрузка, Н.

2.5.3 Выбор подшипников по динамической грузоподъемности

Критерием для выбора подшипника служит неравенство:

Стр. £ С , (2.55)

где Cтр – требуемая величина динамической грузоподъемности подшипника, Н;

С – табличное значение динамической грузоподъемности выбранного подшипника, Н.

Требуемая динамическая грузоподъемность Cmp, Н, определяется по формуле:

, (2.56)

где Р – эквивалентная динамическая нагрузка, Н;

n – частота вращения вала для которого подбирается подшипник, об/мин;

Lh – долговечность подшипника, выраженная в часах работы;

a – коэффициент, зависящий от формы кривой контактной усталости.

Эквивалентная динамическая нагрузка для шариковых радиальных подшипников P, Н, определяется по формуле:

P = (XVFr + YFa)KбKт, (2.57)

где Fr – радиальная нагрузка, приложенная к подшипнику;

Fa – осевая нагрузка, приложенная к подшипнику;

V – коэффициент вращения;

Kб – коэффициент безопасности;

Kт – температурный коэффициент.

2.5.4 Выбор подшипников по диаметру вала

При выборе подшипников по таблицам должен быть учтен необходимый по условию прочности диаметр вала. Для определения диаметра вала под установку подшипника строятся эпюры крутящих и изгибающих моментов.[4]

Диаметр участка вала d, мм, работающего на чистое кручение, определяется по формуле:

, (2.58)

где C =;

-крутящий момент на i-ом валу, Н.м.

Диаметр вала под подшипник на первом валу d1, мм, вычисляется по формуле:

мм

Принимаем d1 = 30 мм.

Диаметр вала под подшипник на втором валу d2, мм, вычисляется по формуле:

мм

Принимаем d2 = 40 мм.

Расчет подшипников качения выполнен с использованием программы

«SIRIUS 2». Результаты расчета находятся в приложении В.

2.6 Расчет сечения сплошного вала

2.6.1 Определение диаметра средних участков вала

Под средними участками вала следует понимать участки, на которых расположены шестерни и зубчатые колеса. Определение диаметра производится расчетом на изгиб с кручением по формуле (2.58). [4]

После завершения расчета, разрабатывается конструкция каждого вала, которая должна обеспечивать возможность сборки коробки скоростей и свободного продвижения зубчатых колес до места посадки.

2.6.2 Расчет валов на усталостную прочность

Расчет сводится к определению расчетных коэффициентов запаса прочности для предположительно опасных сечений валов.

Условие прочности в данном расчете, имеет вид:

, (2.59)

где n – расчетный коэффициент запаса прочности;

[n] = 1,3 ¸1,5 – требуемый коэффициент запаса для обеспечения прочности;

[n] = 2,5 ¸ 4 – требуемый коэффициент запаса для обеспечения жесткости;

ns – коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

nt – коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

, (2.60)

, (2.61)

где s -1 и t -1 – пределы выносливости для материала вала при симметричных циклах изгиба и кручения, МПа;

sа, tа и sm, tm – амплитуды и средние напряжения циклов нормальных и касательных напряжений, МПа;

ks и kt – эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и при кручении

es и et – масштабные факторы для нормальных и касательных напряжений;

ys и yt – коэффициенты, учитывающие влияние постоянной составляющей цикла на усталостную прочность.

Можно считать, что нормальные напряжения σa, МПа, возникающие в поперечном сечении вала от изгиба, изменяются по симметричному циклу, тогда:

, (2.62)

где Мизг. – суммарный изгибающий момент в наиболее нагруженном сечении, Н×мм;

W – момент сопротивления сечения при изгибе, мм3.

Для круглого сечения вала W, мм3, вычисляется по формуле:

, (2.63)

Для круглого сечения со шпоночной канавкой W, мм3, вычисляется по формуле:

, (2.64)

где b и t – ширина и высота шпоночной канавки, мм.

Для сечения вала со шлицами W, мм3, вычисляется по формуле:

, (2.65)

где x– коэффициент, учитывающий серию шлицев,

x = 1,125 – для шлицев легкой серии;

x = 1,205 – для шлицев средней серии;

x = 1,265 – для шлицев тяжелой серии.

Так как момент, передаваемый валом, изменяется по величине, то при расчете принимают для касательных напряжений τa, МПа, наиболее неблагоприятный знакопостоянный цикл – от нулевой:

, (2.66)

где Wк – момент сопротивления вала при кручении, мм3.

Для круглого сечения вала Wk, мм3, вычисляется по формуле:

, (2.67)

Для сечения вала со шпоночной, канавкой Wk, мм3:

(2.68)

Для сечения вала со шлицами Wk, мм3:

(2.69)

2.6.3 Расчет на прочность шпонок и шлицевых соединений

Условие прочности по смятию для призматической шпонки σсм, МПа, имеет вид:

, (2.70)

где z – число шпонок, шт;

sсм.– напряжение смятия, МПа;

[s]см. – допускаемое напряжение при смятии, МПа;

lp– рабочая длина шпонки, мм;

d – диаметр вала, мм;

h – высота шпонки, мм.

Условие прочности из расчета на срез шпонки tср, МПа:

, (2.71)

где [t]ср. – допускаемое напряжение при срезе, МПа.

Расчет шлицевых соединений условно производят на смятие втулки σсм, МПа, в месте ее соприкосновения с боковыми поверхностями зубьев.

, (2.72)

где y = 0,7¸0,8 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по зубьям;

z – число зубьев, шт;

l– рабочая длина зуба вдоль оси вала, мм;

h – рабочая высота контактирующих зубьев в радиальном направлении, мм;

rср. – средний радиус, мм.

Расчет сечения сплошного вала выполнен с использованием программы

«SIRIUS 2». Результаты расчета находятся в приложении Г.

2.7 Расчет потерь на трение в подшипниках качения валов

Сопротивление вращению в подшипниках качения складываются из следующих составляющих:

- гистерезисные потери при циклической упругой деформации сжатия материала тел качения и беговых дорожек в точках контакта;

- проскальзывание тел качения относительно беговых дорожек, вызванное сдвиговой деформацией материала в точках контакта;

- скольжение тел качения относительно беговых дорожек при нарушении качения в результате сдвигов и перекосов обойм подшипника под нагрузкой;

- трение тел качения о сепаратор и (в подшипниках с центрированным сепаратором) трение сепаратора об обоймы;

- выдавливание и вязкий сдвиг масла в точках контакта;

- завихрение и разбрызгивание смазочного материала смазочного масла, соприкасающегося с подшипником.

Основными потерями в подшипниках являются потери на трение, которые определяются моментом трения.

Потеря мощности Рmp, Вт, обусловленная потерями на трение в подшипнике определяется по формуле:

, (2.73)

где n – частота вращения вала, об/мин .

Расчет потерь на трение в подшипниках выполнен с использованием программы «SIRIUS 2». Результаты расчета находятся в приложении Д.

2.8 Расчет теплового баланса опор

Уравнение теплового баланса W, Вт, при установившемся режиме работы подшипника имеет следующий вид:

W = W1 + W2, (2.74)

где W – тепловыделение в подшипнике, Вт;

W1 – количество тепла, переносимого смазкой, Вт;

W2 – количество тепла, отводимого корпусом подшипника во внешнюю среду, Вт.

Количество теплаW1, Вт, переносимого смазкой, рассчитывается по формуле:

W1 = c×Q×(t2 – t1), (2.75)

где с – удельная объемная теплоемкость масла, Дж/м3×°C;

t1 и t2 – температура смазки на входе и выходе из подшипника, °C;

Q – расход масла, м3/с.

Количество теплаW2, Вт, отводимого корпусом подшипника во внешнюю среду, рассчитывается по формуле:

W2 = k×F×(tм – tв), (2.76)

где F – свободная поверхность подшипникового узла, м2;

k – коэффициент теплоотдачи, Вт/м2×°С;

tм – средняя температура масла в нагруженной зоне, °C;

tв – температура окружающего воздуха, °C.

Теплообразование в подшипнике W, Вт, определяется мощностью расходуемой на трение:

W = Pтр, (2.78)

Из приведенных формул следует, что необходимое для отвода тепла количество жидкого масла Q, л/мин, определяется по формуле:

, (2.79)

Расчет теплового баланса опор выполнен с использованием программы

«SIRIUS 2». Результаты расчета находятся в приложении Е.

2.9 Выбор и обоснование посадок

2.9.1 Выбор посадок подшипников качения

При назначении полей допусков для посадок вала под внутреннее кольцо и отверстия корпуса под наружное кольцо подшипников качения необходимо учитывать:

а) вращается вал (внутреннее кольцо) или корпус;

б) вид нагрузки;

в) режим работы;

г) тип и размеры подшипников;

д) класс точности подшипника;

е) скорость вращающегося кольца;

ж) условия монтажа и эксплуатации и т. п.

В соответствии с указанными условиями, для посадки на вал шариковых радиальных подшипников класса точности Р6, циркуляционном нагружении

(вращающийся вал) и нормальном режиме работы, выбирается поле допуска k6. Для посадки подшипников в корпус выбирается поле допуска Н7. Для посадки на шпиндельный вал шариковых радиально-упорных подшипников выбирается более высокий класс точности Р2. При посадке радиально-упорных подшипников в гильзу шпинделя применяется поле допуска Js4, а посадке на шпиндельный вал применяется поле допуска k3.[7]

2.9.2 Выбор посадок шпоночных соединений

Для подвижных шпоночных соединений выбирается посадка N9/h9. Для неподвижных шпоночных соединений выбирается переходная посадка H6/k5.

Для прямобочных шлицевых соединений:

а) в качестве посадки по диаметру при центрировании по наружному диаметру выбирается посадка H7/js6;

б) в качестве посадки по ширине шлица выбирается посадка F8/ js7.

Для неподвижных шпоночных соединений выбирается переходная посадка H7/k6. Для посадки призматических шпонок в вал использована посадка P9/h9.

Выбор посадки для резьбовых соединений происходит по длине свинчивания классу точности резьбы. Для резьбы с нормальной длиной свинчивания и средним классом точности применяется посадка 6Н/6g. [7]

2.10 Выводы по конструкторской части

В конструкторской части дипломного проекта было выполнено:

– разработана кинематическая схема коробки скоростей;

– кинематический расчет коробки скоростей;

– выбран приводной электродвигатель;

– расчет прямозубой эвольвентной передачи;

– расчет передачи с зубчатыми ремнями;

– компоновочная схема коробки скоростей;

– определены усилия, действующие в зубчатых зацеплениях;

– расчет и подбор подшипников качения;

– расчет сечения сплошного вала;

– расчет потерь на трения в подшипниках качения;

– расчет теплового баланс опор.

4 Исследовательская часть

4.1 Расчет и проектирование шпинделя

Для проектного четырехкоординатного прецизионного многоцелевого станка горизонтальной компоновки разработана конструкция шпиндельного узла, состоящего из шпинделя, опор качения и приводного элемента. Шпиндель имеет конусное отверстие 7:24 (№40) для установки инструмента. Максимальный диаметр устанавливаемого инструмента составляет 150 мм, а максимальный вылет 400 мм. Опорами шпиндельного узла являются прецизионные высокоскоростные подшипники качения типа 36100К. С целью анализа радиальной жесткости и тепловых характеристик проведен расчет на жесткость и тепловой расчет.[12]

4.1.1 Статический расчет на жесткость шпиндельного узла многоцелевого станка

Жесткость шпиндельного узла, определяется по упругим перемещениям переднего конца шпинделя, обусловленная податливостью собственно шпинделя и его опор; радиальная и осевая жесткость шпиндельного узла существенно влияет на точность обработки. Допустимое радиальное перемещение переднего конца шпинделя под действием нагрузки не должно превышать 1/3 допуска на размер обработанной на станке детали. Допуск на размер для плоскости, получаемую тонким фрезерованием, по седьмому квалитету составляет 20 мкм.

Для расчета используется метод конечных элементов. Шпиндельный узел представляется стержневыми конечными элементами, каждый стержень описывается тремя параметрами: длиной, внутренним диаметром и наружным диаметром. При разбиении шпиндельного узла на конечные элементы учитывается: количество опор шпинделя; тип опор и схема их установки. Тип опор и схема их установки моделируется в зависимости от ряда условий:

- жесткости подшипников;

- конфигурации внутренних и наружных поверхностей шпинделя;

- расположения зубчатых колес;

- наличия других приводных элементов.

В общем случае разбиение шпинделя на конечные элементы выполняется на основе условий однозначности: физических, начальных и граничных.

В соответствии с указанными условиями составляется расчетная схема шпинделя, используемая для последующего расчета на ЭВМ. Данный расчет выполнен при помощи расчетно-графического пакета программ «TEMOS», разработанного на кафедре «Станки, инструмент и летательные аппараты».

Конструктивная схема шпинделя представлена на рисунке 11.

Результаты расчета находятся в приложении Ж.

Рисунок 11 – Конструктивная схема шпинделя

Расчетная схема шпиндельного узла представлена на рисунке 12.

Рисунок 12 – Расчетная схема шпиндельного узла

Деформация шпиндельного узла в узловых точках представлена на рисунке 13.

Рисунок 13 – Деформация шпиндельного узла в узловых точках

4.1.2 Тепловой расчет шпиндельного узла

Тепловой расчет шпиндельного узла осуществляется на основе решения осесимметричной задачи методом конечных элементов. В качестве типового конечного элемента в данном случае принимается треугольник. Для упрощения формирования расчетной схемы, используется процедура триангуляции четырехугольных элементов, представляющих собой фигуры, полученные при разбиении осевого сечения шпинделя. Под разбиение попадают шпиндель и все элементы установленные на нем за исключением источников тепла, которыми в данном случае являются опоры качения.

При разработке тепловой модели использовалась ТДС со следующими допущениями:

- шпиндельный узел может рассматриваться состоящим из шпинделя и корпуса (гильзы), являющимися телами вращения, а также как собственно шпиндель (без гильзы), так и с гильзой любой геометрической формы (не обязательно являющимся телом вращения);

- тепловое нагружение принималось симметричным относительно оси вращения, изменение температуры в торцевом сечении - только в зависимости от радиуса;

- основными источниками тепла являлись подшипники качения, представляемые в виде распределенных потоков тепла в местах посадки подшипников;

- мощность тепловыделения для подшипников определялась гидродинамическими и нагрузочными факторами потерь на трение; теплофизические характеристики масла были приняты зависящими от температуры;

- тепловой поток от подшипника распределялся пропорционально площадям поверхностей контакта;

- другие источники тепла (например, электродвигатели, гидросистема, пары трения и.т.п.) также рассматривались как распределенные тепловые потоки, но их мощность тепловыделения задавалась непосредственно;

- узлы станка рассматриваются из условий действия сложного теплообмена (т.е. одновременное действие теплопроводности, конвекции и теплового излучения);

- коэффициенты теплоотдачи рассматривались как функции температуры, режимов работы узлов станка и вида системы охлаждения;

-система охлаждения учитывалась посредством задания условий конвективного теплообмена;

- контакт двух поверхностей может приниматься как идеальным, так и неидеальным;

- общее время моделирования работы станка разбивалось на отдельные интервалы времени, в пределах которых, все зависящие от температуры величины считались постоянными.

Расчет выполняется в следующем порядке:

1) Назначается количество четырехугольных областей, необязательно правильной формы, в соответствии с условиями однозначности.

2) Назначаются граничные условия (конвективный теплообмен и мощности тепловыделения).

3) Назначаются исходные данные для расчета мощности тепловыделения и коэффициентов теплоотдачи по теплоотдающим поверхностям.

4) Вводятся условия для выполнения теплового расчета (время и номера узлов).

Для теплового расчета шпиндельного узла был использован расчетно-графический пакет программ «TEMOS». Результаты расчета находятся в приложении З.

Расчетная схема тепловой модели шпиндельного узла представлена на рисунке 14.

Рисунок 14 – Тепловая модель шпиндельного узла

Температурное поле шпиндельного узла представлено на рисунке 15.

Рисунок 15 – Температурное поле шпиндельного узла

Тепловые характеристики отдельных узлов шпинделя представлены на рисунке 16.

Рисунок 16 – Тепловые характеристики отдельных узлов шпинделя

4.2 Инженерный анализ несущей системы четырехкоординатного прецизионного многоцелевого станка горизонтальной компоновки

В настоящее время при создании сложных технических объектов все большее внимание уделяется внедрению систем инженерного анализа. Системы компьютерного инженерного анализа позволяют оценить принципиальную работоспособность и соответствие заданным требованиям будущей конструкции, а также они нашли широкое применение при моделировании технологических процессов металлообработки, ковки и штамповки, литья металлов и пластмасс /9/.

В данном проекте использовался один из наиболее распространенных в нашей стране CAE пакет ANSYS.

Программa ANSYS - это гибкое, надежное средство проектирования и анализа. Она работает в среде операционных систем самых распространенных компьютеров - от ГС до рабочих станций и суперкомпьютеров. Особенностью программы является файловая совместимость всех членов семейства ANSYS для всех используемых платформ. Многоцелевая направленность программы (т.е. реализация в ней средств для описания отклика системы на воздействия различной физической природы)позволяет использовать одну и ту же модель для решения таких связанных задач, как прочность при тепловом нагружении, влияние магнитных полей на прочность конструкции, тепломассоперенос в электромагнитном поле. Модель созданная на ГС, может использоваться на суперкомпьютере. Это обеспечивает всем пользователям программы удобные возможности для решения широкого круга инженерных задач.

4.2.1 Статический расчет несущей системы в условиях жесткого закрепления

Динамическое качество станка определяется устойчивостью системы и характеризующей ее реакцией на внешние воздействия. Его можно оценить как динамическое качество единой системы, включающей станок, приспособление, обрабатываемую деталь, инструмент в их взаимодействии с рабочими процессами (резанием, трением, электро- и гидродинамическими процессами и т.д.). Оно зависит от параметров упругой системы, собственных частот колебаний, динамической податливости звеньев и схем их нагружения.[11]

Одним из критериев оценки показателей динамического качества станка является точность обработки. Точность обработки определяется относительными смещениями инструмента и заготовки по нормали к обработанной поверхности, вызывающими нарушение заданных размеров, форм, и относительного расположения поверхностей детали. Эти смещения как результат деформации и являются параметром по которому определяются показатели динамического качества при оценки влияния динамического процесса на точность обработки.[1]

Для расчетов была разработана несущая система станка, спроектированная в CAD-системе КОМПАС – 3D и перенесенная в CAE-систему ANSYS. [13]

В процессе работы был произведен анализа несущей системы станка с синтеграном и без синтеграна. Расчет модели станка проводился с учетом того, что несущая система станка, жестко закрепленная на предполагаемом фундаменте, представляет собой упругую систему. Для оценки деформации элементов упругой системы прикладывается нагрузка к узлам инструмента и обрабатываемой заготовки.

На рисунке 17 представлены расчетные схемы для статического расчета.

а) б)

Рисунок 17– Расчетные схемы для статического расчета несущей системы станка с синтеграном (а) и без синтеграна (б)

На рисунках 18,19, 20, 21 представлены результаты статического расчета.

В результате статической нагрузки относительное перемещение узлов инструмента и обрабатываемой заготовки по оси Х составило:

– для модели с синтеграном 1,86 мкм;

– для модели без синтеграна 1,89 мкм.

а) б)

Рисунок 18 – Относительное перемещение узлов инструмента и заготовки по оси Х несущей системы станка с синтеграном (а) и без синтеграна (б)

По оси Y относительное перемещение узлов инструмента и обрабатываемой заготовки составило для:

– для модели с синтеграном 0,05 мкм;

– для модели без синтеграна 0,03 мкм.

а) б)

Рисунок 19 – Относительное перемещение узлов инструмента и заготовки по оси Y несущей системы станка с синтеграном (а) и без синтеграна (б)

По оси Z относительное перемещение узлов инструмента и обрабатываемой заготовки составило для:

– для модели с синтеграном 0,1 мкм;

– для модели без синтеграна 0,1 мкм.

а) б)

Рисунок 20 – Относительное перемещение узлов инструмента и заготовки по оси Z несущей системы станка с синтеграном (а) и без синтеграна (б)

Суммарное относительное перемещение узлов инструмента и обрабатываемой заготовки по трем осям составило для:

– для модели с синтеграном 0,74 мкм;

– для модели без синтеграна 0,71 мкм.

а) б)

Рисунок 21 – Суммарное относительное перемещение узлов инструмента и заготовки по трем осям несущей системы станка с синтеграном (а) и без синтеграна (б)

4.2.2 Модальный расчет несущей системы станка

Модальный анализ выполняется для того, чтобы оценить числовые значения собственных частот (модальных частот) рассчитываемой модели и выполнить анализ форм колебаний. Знание этих характеристик позволяет принять решение о динамическом качестве модели.[13]

В процессе выполнения расчета проявились пятнадцать собственных частот.

На первой, третьей, пятой, шестой, седьмой, восьмой, девятой, десятой и одиннадцатой модальной частоте наблюдаются качательные колебания в плоскости XOY. На второй и тринадцатой модальной частоте наблюдаются качательные колебания в плоскости ZOY. На четвертой, двенадцатой, четырнадцатой и пятнадцатой модальной частоте наблюдаются крутильные колебания относительно оси OY.

На рисунках 22, 23, 24 представлены результаты модального расчета.

Качательные колебания в плоскости XOY могут привести к браку изделия. Числовые значения модальных частот данной формы колебания составляют:

– для модели с синтеграном 1 мода-81,9 Гц, 3 мода -208,1 Гц, 5 мода -249,1 Гц, 6 мода-251,3 Гц, 7 мода-294,2 Гц, 8 мода-310,3 Гц, 9 мода-320,3 Гц, 10 мода-321,5 Гц, 11 мода-343,4 Гц;

– для модели без синтеграна 1 мода-77,4 Гц, 3 мода-181,2 Гц, 5 мода-242,1 Гц, 6 мода-244,9 Гц, 7 мода-282 Гц, 8 мода-294,8 Гц, 9 мода-303 Гц, 10 мода-341,7 Гц, 11 мода-347,6 Гц.

а) б)

Рисунок 22 – Качательные колебания в плоскости XOY несущей системы станка с синтеграном (а) и без синтеграна (б) на первой модальной частоте

Качательные колебания в плоскости ZOY могут привести к затуплению и (или) поломке инструмента, а также браку изделия. Числовые значения модальных частот данной формы колебания составляют:

– для модели с синтеграном 2 мода-118,4 Гц, 13 мода-367,4 Гц;

– для модели без синтеграна 2 мода-103,3 Гц, 13 мода-368,3 Гц.

а) б)

Рисунок 23 – Качательные колебания в плоскости ZOY несущей системы станка с синтеграном (а) и без синтеграна (б) на второй модальной частоте

Крутильные колебания относительно оси OY могут привести к затуплению и (или) поломке инструмента, а также браку изделия. Числовые значения модальных частот данной формы колебания составляют:

– для модели с синтеграном 4 мода-219,7 Гц,12 мода-354,6 Гц,14 мода-410,6 Гц,15 мода-459,9 Гц;

– для модели без синтеграна 4 мода-208,9 Гц,12 мода-359,1 Гц,14 мода-408,1 Гц, 15 мода-459,9 Гц.

а) б)

Рисунок 24 – Крутильные колебания относительно оси OY несущей системы станка с синтеграном (а) и без синтеграна (б) на второй четвертой модальной частоте

4.2.3 Динамический расчет несущей системы станка

Если модальный расчет в современных CAE-системах позволяет выполнить анализ только форм колебаний и оценить числовые значения собственных частот модели, то для построения других динамических характеристик: амплитудно-частотных и амплитудно-фазовых частотных характеристик, - необходимо выполнить другой тип расчета – динамический.[13]

В результате динамического расчета несущей системы станка получаем амплитудно-частотные (АЧХ) и амплитудно-фазовой частотные характеристики (АФЧХ) узлов инструмента и обрабатываемой заготовки. Совмещение АЧХ и АФЧХ узлов инструмента и обрабатываемой заготовки дает возможность построить АЧХ и АФЧХ относительного перемещения узлов инструмента и обрабатываемой заготовки.

На рисунках 25, 26, 27 представлены АЧХ относительного перемещения узлов инструмента и обрабатываемой заготовки.

При построении АЧХ выявляются резонансные частоты, которые являются значимыми при оценки динамических характеристик несущей системы станка.

Значимые частоты несущей системы станка по оси Х:

– модель с синтеграном: 152 Гц, 343 Гц;

– модель без синтеграна: 102 Гц, 267 Гц, 327 Гц, 710 Гц.

а) б)

Рисунок 25 – АЧХ относительного перемещения узлов инструмента и обрабатываемой заготовки по оси Х несущей системы станка с синтеграном (а) и без синтеграна (б)

Значимые частоты несущей системы станка по оси Y:

– модель с синтеграном: 152 Гц, 312 Гц, 400 Гц, 493 Гц;

– модель без синтеграна: 115 Гц, 221 Гц, 280 Гц, 332 Гц, 445 Гц, 720 Гц.

а) б)

Рисунок 26 – АЧХ относительного перемещения узлов инструмента и обрабатываемой заготовки по оси Y несущей системы станка с синтеграном (а) и без синтеграна (б)

Значимые частоты несущей системы станка по оси Z:

– модель с синтеграном 312 Гц, 400 Гц;

– модель без синтеграна 115 Гц, 221 Гц, 312 Гц.

а) б)

Рисунок 27 – АЧХ относительного перемещения узлов инструмента и обрабатываемой заготовки по оси Z несущей системы станка с синтеграном (а) и без синтеграна (б)

На рисунках 28, 29, 30 представлены амплитудно-фазо-частотные характеристики (АФЧХ) относительного перемещения узлов инструмента и обрабатываемой заготовки.

а) б)

Рисунок 28 – АФЧХ относительного перемещения узлов инструмента и обрабатываемой заготовки по оси Х несущей системы станка с синтеграном (а) и без синтеграна (б)

а) б)

Рисунок 29 – АФЧХ относительного перемещения узлов инструмента и обрабатываемой заготовки по оси Y несущей системы станка с синтеграном (а) и без синтеграна (б)

а) б)

Рисунок 30 – АФЧХ относительного перемещения узлов инструмента и обрабатываемой заготовки по оси Z несущей системы станка с синтеграном (а) и без синтеграна (б)

4.2.4 Термодеформационный расчет несущей системы станка

Термодеформационный расчет позволяет определить относительные смещения инструмента и заготовки в результате суммарного воздействия на упругую систему статических и тепловых нагрузок. Источниками возникновения тепловых потоков являются опоры качения шпиндельного узла, электродвигатели установленные на станке, поверхности трения, гидро- и пневматические системы станка. Температура окружающей среды принимается равной 21 оС.

В процессе работы был произведен анализа несущей системы станка с синтеграном и без синтеграна. Расчет модели станка проводился с учетом того, что несущая система станка, жестко закрепленная на предполагаемом фундаменте, представляет собой упругую систему. Для оценки деформации элементов упругой системы прикладывается статическая нагрузка к узлам инструмента и обрабатываемой детали, а также тепловая нагрузка на соответствующие поверхности. Мощность теплового потока шпиндельного узла рассчитывается с помощью программы «SIRIUS 2». Мощность теплового потока электродвигателя станка составляет не более 12,5% от его мощности.[13]

На рисунках 31, 32, 33, 34 представлены результаты термодеформационного расчета.

В результате статической и тепловой нагрузки относительное перемещение узлов инструмента и обрабатываемой заготовки по оси Х составило:

– для модели с синтеграном 2,4 мкм;

– для модели без синтеграна 5,9 мкм.

а) б)

Рисунок 31 – Относительное перемещение узлов инструмента и заготовки по оси Х несущей системы станка с синтеграном (а) и без синтеграна (б)

Относительное перемещение узлов инструмента и обрабатываемой заготовки по оси Y составило:

– для модели с синтеграном 8,62 мкм;

– для модели без синтеграна 2,14 мкм.

а) б)

Рисунок 32 – Относительное перемещение узлов инструмента и заготовки по оси Y несущей системы станка с синтеграном (а) и без синтеграна (б)

Относительное перемещение узлов инструмента и обрабатываемой заготовки по оси Z составило:

– для модели с синтеграном 7,12 мкм;

– для модели без синтеграна 7,25 мкм.

а) б)

Рисунок 33 – Относительное перемещение узлов инструмента и заготовки по оси Z несущей системы станка с синтеграном (а) и без синтеграна (б)

Суммарное относительное перемещение узлов инструмента и обрабатываемой заготовки по трем осям составило:

– для модели с синтеграном 4,31 мкм;

– для модели без синтеграна 0,14 мкм.

а) б)

Рисунок 34 – Суммарное относительное перемещение узлов инструмента и заготовки по оси Х несущей системы станка с синтеграном (а) и без синтеграна (б)

4.3 Выводы по исследовательской части

Выбранная конструкция шпиндельного узла подходит по параметрам жесткости и значениям тепловых деформаций. Расчет шпинделя на жесткость показал, что деформации шпинделя находятся в пределах 5 мкм, что делает возможным обработку в поле допуска 20 мкм. Это значение соответствует 7 квалитету точности, следовательно, спроектированный станок будет относиться к классу высокой точности (прецизионные станки). Тепловой расчет показал, что максимальная температура в передней опоре шпинделя составляет26,3 оС, что является допустимым для данного класса станков.

Проведенные расчеты несущей системы станка позволяют оценить статические, динамические и термодеформационные качества спроектированного станка.

Результаты статического расчета несущей системы станка показали, что относительные перемещения инструмента и заготовки не выходят за рамки требуемой точности обработки детали как с применением синтеграна, так и без синтеграна. Модальный и динамический расчеты позволили определить формы колебания несущей системы станка и выявить резонансные частоты, возникновение которых может привести к серьезным нарушениям в работе станка. Результаты термодеформационного расчета показали, что относительные перемещения инструмента и заготовки выходят за рамки требуемой точности обработки по осям Y и Z, и составляют 8,62 мкм (модель с синтеграном) и 7,25 мкм (модель без синтеграна) соответственно, при допустимой деформации 6,3 мкм. Но суммарные относительные перемещения инструмента и заготовки по трем осям находятся в пределах требуемой точности. Следовательно, спроектированный станок отвечает требованиям статической и тепловой устойчивости, и обеспечивает необходимую точность обработки.

5 Безопасность труда

5.1 Анализ и обеспечение безопасных условий труда

Условия труда, как совокупность санитарно-гигиенических, психофизиологических элементов производственной среды оказывают непосредственное воздействие на здоровье и работоспособность человека.

Наряду с производственными процессами и работами, характеризующимися относительным комфортом, есть еще и такие, где человеку приходится работать в неблагоприятных условиях.

Чтобы устранить производственные вредности или разработать мероприятия, позволяющие предотвратить снижение работоспособности, возникновение профессиональных заболеваний и случаев производственного травматизма, нужно объективно оценить влияние условий труда на человека. Наиболее полно характеризует это влияние категория тяжести работы, которая отражает совокупное воздействие всех элементов, составляющих условия труда, на работоспособность человека, его здоровье, жизнедеятельность.

При оценке тяжести труда учитываются те элементы условий труда, которые реально воздействуют на работника в рабочей зоне станка.

Рабочая зона металлорежущего станка включает в себя опасные зоны – зоны, в которых генерируются вредные и травмирующие воздействия. Незащищенность опасной зоны работа может привести к различным травмам. Безопасность производственного оборудования обеспечивается правильным выбором принципов его действия, кинематических схем, конструктивных решений (в том числе форм корпусов, сборочных единиц и деталей), рабочих тел, параметров рабочих процессов, использованием различных средств защиты.

При работе металлорежущего станка возникают следующие вредные и опасные факторы: вибрация, шум, пыль, действие электрического тока в сети напряжением 380 В, избыточная температура. Устранение воздействия этих факторов и создание здоровой воздушной среды являются важной задачей, которая должна осуществляться комплексно, одновременно с решением основных вопросов производства. С целью устранения указанных выше факторов предпринимается ряд мероприятий в соответствии с нормативными документами.

Чтобы исключить попадание в опасную зону при работе станка предусматривается защитное ограждение, которое не допускает непосредственного контакта рабочего и инструмента, а также попадание стружки на тело и одежду рабочего, но позволяет визуально отслеживать процесс обработки. Ограждение оснащается контрольным выключателем, что делает невозможным включение рабочей части. Ременная передача привода главного движения закрывается ограждением, предохраняющим от травмирования. Внутренняя поверхность ограждения окрашивается в желтый сигнальный цвет. С наружной стороны кожуха устанавливается предупреждающий знак опасности по ГОСТ 12.4.026-76.

Отклонение параметров метеоусловий от санитарных значений согласно ГОСТ 12.1.005-88 может привести в последствии к заболеваниям: простуде, перегреву организма.

Метеорологические условия на производстве определяются следующими параметрами:

1) температурой воздуха t, °С;

2) относительной влажностью φ, %;

3) скоростью движения воздуха на рабочем месте υ, м/с.

Для создания оптимальных метеорологические условий в цехе предусматривается приточно-вытяжную вентиляцию. В этой системе воздух подается в помещение приточной вентиляцией, а удаляется вытяжной вентиляцией, работающими одновременно.

Для обогрева помещений в холодное время года предусматривается система воздушного и водяного отопления. Система отопления компенсирует потери теплоты через строительные ограждения, а также нагрев проникающего в помещение холодного воздуха, поступающих материалов и транспорта. В цехе рекомендуется поддерживать с помощью кондиционеров оптимальную величину относительной влажности и минимальную скорость движения воздуха, а также температуру.

От освещения зависят производительность труда и качество выпускаемой продукции. Освещенность на рабочем месте соответствует характеру зрительной работы, обеспечивает достаточно равномерное распределение яркости на рабочей поверхности и в пределах окружающего пространства, на рабочей поверхности должны отсутствовать резкие тени, прямая и отраженная блескость. В дневное время суток используется естественное освещение, которое обеспечивает оптимальную освещенность. Естественное освещение помещений осуществляется через световые проемы и выполнено в виде бокового освещения. В темное время суток, а также при недостаточном естественном освещении предусматривается искусственное освещение, как в помещениях, так и на открытых площадках, проездах и т.п. Электрический свет не только заменяет естественное освещение, но и облегчает труд, снижает усталость.

Естественное и искусственное освещение в помещении регламентируется нормами СНиП 23-05-95 в зависимости от характера зрительной работы, системы и вида освещения, фона, контраста объекта с фоном.

Искусственное освещение нормируется количественными (минимальной освещенностью Еmin) и качественными показателями (показателями освещенности и комфорта, коэффициентом пульсации освещенности kЕ).

Естественное освещение характеризуется тем, что создаваемая освещенность изменяется в зависимости от времени суток, года, метеорологических условий. Поэтому в качестве критерия оценки естественного освещения принята относительная величина – коэффициент естественной освещенности КЕО, не зависящий от указанных параметров. КЕО – это отношение освещенности в данной точке внутри помещения Евн к одновременному значению наружной горизонтальной освещенности Ен, создаваемой светом полностью открытого небосвода, выраженное в процентах.

Принято раздельное нормирование КЕО для бокового и верхнего естественного освещения. При боковом освещении нормируют минимальное значение КЕО в пределах рабочей зоны, которое должно быть обеспечено в точках, наиболее отдаленных от окна; в помещениях верхним и комбинированным освещением – по усредненному КЕО в пределах рабочей зоны. Нормированное значение КЕО с учетом характеристики зрительной работы, системы освещения, района расположения зданий на территории страны рассчитывается по формуле:

, (5.1)

где - коэффициент естественной освещенности, определяется по СНиП 23-05-95;

m - коэффициент светового климата, определяемый в зависимости от района расположения здания на территории страны;

c - коэффициент солнечного климата, определяемый в зависимости от ориентации окон относительно сторон света; коэффициенты m и с определяют по таблицам СНиП 23-05-95.

Согласно СНиП 23-05-95 при работах высокой точности в помещениях с искусственным комбинированным освещением освещенность должна составлять 750 лк, а в помещениях с совмещенным освещением (естественное плюс искусственное) общая освещенность должна быть не менее 200 лк, при показатели ослепленности Р = 40 и коэффициенте пульсации kE =15 %. Фактическое значение освещенности составляет 200 лк.

При работах высокой точности в помещениях с естественным боковым освещением КЕО, eн=1,2% в нашем случае фактическое значение КЕО в помещении с верхним и комбинированным освещением eн=3% (СНиП 23-05-95).

Работа металлорежущего станка сопровождается шумом и вибрацией. Уровень шума достигает 90 дБА, что оказывает вредное влияние на организм человека и в первую очередь на центральную нервную и сердечно-сосудистую системы. Длительное воздействие интенсивного шума может привести к ухудшению слуха, а в отдельных случаях - к глухоте. Шум ослабляет внимание, увеличивает расход энергии при одинаковой физической нагрузке, замедляет скорость психических реакций. В результате снижается производительность и ухудшается качество работы. Допустимый верхний уровень шума на рабочем месте составляет 85 дБА по СН 2.2.4/2.1.8.562-96.

К средствам индивидуальной защиты от шума относят вкладыши, наушники и шлемы.

Для уменьшения шума в оборудовании предусматривается принудительная смазка трущихся поверхностей, а также балансировка вращающихся элементов робота. Направление шума учитывается при проектировании установок в цехе. Используются звукопоглощающие и звукоизолирующие материалы.

Увеличение производительности и, как следствие этого, рост мощностей и производительности технологического оборудования при одновременном снижении его материалоемкости, уменьшение статических нагрузок на человека сопровождаются нежелательным побочным эффектом - усилением вибраций. Воздействие вибраций не только ухудшает самочувствие работающего и снижает производительность труда, но часто приводит к тяжелому профессиональному заболеванию – виброболезни. Поэтому вопросам борьбы с вибрацией придается огромное значение.

Вредные последствия вибрации возрастают с увеличением быстроходности машин и механизмов, поскольку энергия колебательного процесса возрастает пропорционально квадрату частоты колебаний. При повышении частот колебаний более 0,7 Гц возможны резонансные колебания в органах человека.

Для уменьшения вибраций, возникающих при работе металлорежущего станка, во время установки оборудования ставят виброопоры. Применяют демпфирующие устройства в конструкции станка

Еще одним опасным фактором при работе станка является напряжение в электрической цепи. Станок подключается к цепи напряжением 380 В, значит есть опасность поражения электрическим током.

Случаи поражения человека током возможны лишь при замыкании электрической цепи через тело человека или, иначе говоря, при прикосновении человека не менее чем к двум точкам цепи, между которыми существует некоторое напряжение.

Опасность такого прикосновения, оцениваемая значением тока, проходящего через тело человека, или же напряжением прикосновения, зависит от ряда факторов: схемы включения человека в цепь, напряжения сети, схемы самой сети, режима ее нейтрали, степени изоляции токоведущих частей от земли, а также от значения емкости токоведущих частей относительно земли и т.п.

Для защиты от поражения электрическим током на станке предусматривается: защитное заземление, защитное отключение и использование двойной изоляции. Распределительные шкафы и щиты, светильники, корпуса электронного оборудования и токопроводящие части станка заземлены. Также на рабочих местах используются деревянные подмостки.

Работа станка связана с использованием различных горючих веществ, таких как керосин (легко воспламеняющаяся жидкость), масла индустриальные (горючая вязкая жидкость, плотность – 917 кг/м3 , tвсп. -181° С, tсамовоспл.=355° С ), СОЖ (ОСМз - горючее вещество, плотность 894 кг/м3, tвсп.=162° С, tсамовоспл.=178° С ). Неосторожное обращение с этими веществами, несоблюдение техники безопасности может привести к пожару на территории цеха.

При обработке металлов резанием образуется стружка. Стружка иногда отлетает от места резания на большие расстояния, иногда даже в виде факела, и представляет опасность. Температура стружки может достигать 850 °С.

Кроме стружки в результате резания чугуна, стали, цветных металлов в воздухе рабочей зоны образуется пыль, которая, попадая в органы дыхания человека, со временем может вызвать различные легочные заболевания. ПДК выделяемой пыли составляет 3-4 мг/м3 по ГОСТ 12.1.005-88. Фактическое значение концентрации пыли в помещении цеха составляет 0,8 мг/м3, что соответствует указанной норме.

Предприятия машиностроительной промышленности нередко отличаются повышенной пожарной опасностью, так как их характеризует сложность производственных установок, значительное количество легковоспламеняющихся и горючих жидкостей, сжиженных горючихгазов, твердых сгораемых материалов и т.д. По отношению к электробезопасности цех относится к помещениям с повышенной опасностью поражения людей электрическим током. С позиции пожарной безопасности цех относится к категории пожароопасных (категория Д) и характеризуется тем, что в помещении находятся несгораемые вещества и материалы в холодном состоянии.

Основы противопожарной защиты предприятий определены стандартами (ГОСТ 12.1.004 -88). Этими стандартами возможная частота пожаров допускается такой, чтобы вероятность возникновения в течение года не превышала 10-6.

Для устранения пожарной опасности цех оснащается комплектом пожаротушения. В комплект пожаротушения входят: кирки, багры, лопаты, ведра, огнетушители химически-пенные и углекислотные (ОХВП – 10, ОУ – 8). Также в помещении размещаются пожарные гидранты центрального водоснабжения и пожарные рукава. В здании, где будут размещаться рабочие места, предусматриваются запасные выходы на случай пожароопасности и четкий план эвакуации. Для хранения промасленной ветоши предусматривается специальная тара.[17]

5.2 Расчет категории тяжести труда

При оценке категории тяжести труда учитываются санитарно-гигиенические и психофизиологические производственные элементы условий труда.

Первые включают:

- температуру, влажность и скорость движения воздуха на рабочем месте;

- наличие токсичных веществ;

- пыли;

- вибрации, шума, ультразвука;

- теплового излучения;

- электромагнитных полей;

- ионизирующих излучений;

- биологические факторы.

Ко вторым относятся:

- физическая, динамическая и статическая нагрузка;

- рабочая поза и перемещения в пространстве;

- сменность, продолжительность непрерывной работы в течении суток;

- точность зрительных работ;

- число заданных объектов наблюдения;

- темп работы, монотонность работы;

- объем получаемой и перерабатываемой информации;

- режим труда и отдыха;

- нервно-эмоциональная нагрузка;

- интеллектуальная нагрузка.

Степень тяжести труда характеризуется реакциями и изменениями в организме человека под воздействием производственной среды. При благоприятных условиях труда функциональные возможности организма улучшаются, что способствует повышению работоспособности и влияние утомления на работоспособность будет незначительным. Напротив, при неблагоприятных условиях повышенное производственное утомление приводит к снижению работоспособности, а также повышает возможность производственного травматизма.

В результате применения мероприятий по эргономике и охране труда температура воздуха на рабочем месте в холодный период года в помещении повысилась с 13 до 18 С, скорость движения воздуха в холодный период года уменьшилась с 0,5 до 0,2 м/с, уровень шума снизился с 86 до 68 дБ. Определить динамику изменения производственного травматизма и работоспособности в этих условиях при обслуживании многоцелевого станка в течение смены.

Для оценки условий труда в баллах до и после внедрения мероприятий воспользуемся данными.

Результаты оценки приведены в таблице 8.

Таблица 8 - Результаты оценки условий труда до и после внедрения мероприятий

В соответствии с величиной интегрального показателя условиям труда (работе) присваивается та или иная категория тяжести.

Зависимость категории тяжести труда от интегральной оценки условий труда представлена в таблице 9.

Таблица 9 - Зависимость категории тяжести труда от интегральной оценки условий труда.

Определим интегральную оценку тяжести труда UT до и после внедрения мероприятий по формуле:

, (5.2)

где UT – интегральный показатель тяжести труда;

Xmax– элемент условий труда на рабочем месте, имеющий наибольший балл;

– сумма количественной оценки баллах значимых элементов условий труда без Xmax;

п – количество элементов условий труда;

10 – число, введенное для удобства расчетов.

Интегральный показатель тяжести труда до внедрения мероприятий UT1:

что соответствует четвертой категории тяжести работ.

Интегральный показатель тяжести труда после внедрения мероприятий UT2:

что соответствует второй категории тяжести работ.

Прогнозирование изменения травматизма осуществляется следующим образом. Рост производственного травматизма К, количество раз, оценивается по формуле:

, (5.3)

При проектировании производственною процесса и оборудования предусматривается создание оптимальной производственной среды и достижение условий труда, соответствующих первой категории тяжести труда. Так как оборудование имеет завершенность конструктивных разработок и высокую производительность, то величина производственного травматизма принимается равной единице, и в этом случае, интегральный показатель тяжести труда будет равен:

что характеризует проектную травмоопасность производственною процесса.

В реальных условиях эксплуатации до внедрения мероприятия возможен рост травматизма в 2,67 раза из-за четвертой категории тяжести труда:

После внедрения мероприятий категория тяжести труда снизится до второй (UT2=31,1), что соответствует росту травматизма в 1,38 раза по сравнению с рациональными (проектируемыми) условиями груда:

Интегральный показатель тяжести труда позволяет определить влияние условий труда на работоспособность человека. Для этого сначала вычисляется степень утомления У в условных единицах. Зависимость между интегральным показателем тяжести труда и утомлением выражается уравнением:

(5.4)

где 15,6 и 0,64 - коэффициенты регрессии.

Зная степень утомления, можно определить уровень работоспособностиR, т.е. величину противоположную утомлению по выражению:

R= 100-У, (5.5)

где R - уровень работоспособности в относительных единицах.

До внедрения комплекса мероприятий:

- показатель утомления составляет

- уровень работоспособности составляет

R1= 100-53,8 = 46,2

После внедрения комплекса мероприятий:

- показатель утомления составляет

- уровень работоспособности составляет

R2 = 100-24,2=75,8

Определим изменение производительности труда ППТ (прирост производительности труда) за счет изменения работоспособности составит:

, (5.6)

где R2 и R1 - работоспособность в условных единицах до и после внедрения мероприятий, понизивших тяжесть труда;

0,2 - поправочный коэффициент, отряжающий усредненную зависимость между повышением работоспособности и ростом производительности труда.

Данный расчет показал, что проведенные мероприятия по улучшению условий труда на рабочем месте привели к снижению утомления почти в 2 раза и увеличению работоспособности. А производительность труда увеличилась на 13%.[16]

5.3 Возможные чрезвычайные ситуации

В процессе осуществления трудовой деятельности существует опасность возникновения чрезвычайной ситуации.

Чрезвычайная ситуация (ЧС) – внешне неожиданная, внезапно возникающая обстановка, которая характеризуется резким нарушением установившегося процесса, оказывающая значительное отрицательное влияние на жизнедеятельность людей, функционирование экономики, социальную сферу и окружающую среду.

Одной из ситуаций, которая может возникнуть на рассматриваемом объекте, является пожар. Под пожаром обычно понимают неконтролируемый процесс горения, сопровождающийся уничтожением материальных ценностей и создающий опасность для жизни людей.

Предприятия машиностроительной промышленности нередко отличаются повышенной пожарной опасностью, так как их характеризует сложность производственных установок, значительное количество легковоспламеняющихся и горючих жидкостей, сжиженных горючих газов, твердых сгораемых материалов, большое количество емкостей и аппаратов, в которых находятся пожароопасные продукты под давлением; разветвленная сеть трубопроводов с запорно-пусковой и регулирующей арматурой, большая оснащенность электроустановками.

Основной причиной пожаров на машиностроительных предприятиях является нарушение технологического режима. Это связано с большим разнообразием и сложностью технологических процессов.

Сложность противопожарной защиты современных машиностроительных предприятий усугубляется их гигантскими размерами, большой плотностью застройки, применением в строительстве облегченных конструкций из металла и полимерных материалов, обладающих низкой огнестойкостью.

Для снижения вероятности возникновения пожара необходимо использовать комплекс мероприятий профилактического характера, а также установить систему пожаротушения и взрывозащиты.

Для этого требуется оборудовать помещение производственного цеха средствами пожарной сигнализации. Наиболее надежной системой пожарной сигнализации является электрическая пожарная сигнализация. Современные виды такой сигнализации дополнительно обеспечивают автоматический ввод в действие предусмотренных на объекте средств пожаротушения.

Для ликвидации начинающихся очагов пожара силами персонала, помещение оборудовано по действующим нормам первичными средствами пожаротушения, пожарным ручным инструментом и пожарным инвентарем. Для тушения электроустановок под напряжением до 380 В. Предусмотрено применение углекислотных (ОУ-2, ОУ-5, ОУ-8) или углекислотно-бромэтиловых огнетушителей (ОУБ-3, ОУБ-7). При возникновении пожара необходимо вызвать пожарную команду и отключить электропитание, эвакуацию людей производить через входные двери и запасные выходы. При тушении пожара следует учитывать недопустимость применения воды, так как это может стать причиной возникновения коротких замыканий и поражений электрическим током.

Для устранения пожарной опасности на предприятии установлены щиты с комплектами пожаротушения в непосредственной близости от рабочего места. В комплект пожаротушения входят: кирки, багры, лопаты, вёдра, огнетушители химические и углекислотные (ОХВП-10, ОУ-8). Также в помещении установлены пожарные гидранты центрального водоснабжения и пожарные рукава. В здании, где размещены рабочие места, предусмотрены запасные выходы на случай пожароопасности и четкий план эвакуации. Уменьшение вероятности возникновения пожара обеспечат следующие мероприятия. Для предотвращения возгорания кабельных линий рекомендуется использование специальных огнезащитных покрытий, которые препятствуют распространению пожара. Во время ремонта кабельных линий с применением сварки, пайки или открытого огня должны строго соблюдаться правила пожарной безопасности. Необходимо тщательно проверять состояние контактов, так как ослабление контактов в местах присоединения может привести к местному нагреву, а затем к нагреву провода и к нагреву изоляции выше допустимых температур. Надежность работы радиоэлектронных изделий гарантируется только в определенных интервалах температуры, влажности, тока и напряжения. Из-за возможных отклонений электрических и климатических параметров эти изделия нередко являются источниками открытого пламени и высоких температур. Могут загораться резисторы, выгорать отдельные элементы схемы. Причиной этого являются небрежное исполнение и нарушение правил монтажа.[17]

5.3.1 Расчет времени эвакуации при пожаре

Во время пожара происходит быстрое повышение температуры и увеличение концентрации отравляющих веществ до величин, которые представляют смертельную опасность для организма. По этой причине в случае возгорания должна быть проведена быстрая эвакуация людей из помещения.

Показателем эффективности процесса вынужденной эвакуации является время, в течение которого люди могут при необходимости покинуть отдельные помещения и здание в целом.

Механический цех располагается в отдельном здании на первом этаже. При эвакуации рабочим, количество которых в общем случае составляет пятьдесят человек, необходимо пройти следующий путь: коридор длиной 44 м и холл длиной 7 м.

Таким образом, полное время эвакуации Тэв, мин, будет складываться из времени перемещения людей по коридору и холлу:

Тэв. = tкор. + tхолл, (5.7)

где Тэв. – время эвакуации при пожаре, мин;

tкор. – время прохождения коридора, мин;

tхолл – время прохождения холла, мин.

Время движения людского потока на участке пути t, мин, определяется по формуле:

, (5.8)

где L – длина участка пути, м;

V – скорость движения людского потока на данном участке пути, м/мин.

Величина скорости (V) принимается по табличным данным (Прил.Е.2) в зависимости от плотности людского потока D, человек/м2, которая определяется по формуле:

, (5.9)

где N – среднее число людей, находящихся на участке пути (в данном случае

N = 62 человека);

b – ширина участка пути (для коридора bкор = 3,5 м, для холла bхолл = 5 м).

Плотность людского потока

а) в коридоре:

человек/м2

б) в холле:

человек/м2

При полученных значениях плотности скорость движения людского потока будет равна:

а) в коридоре:

Vкор. = 40 м/мин

б) в холле:

Vхолл = 15 м/мин

С учетом найденных значений скорости время движения людского потока:

а) по коридору:

мин

б) в холле:

мин

Таким образом, время вынужденной эвакуации людей из рассматриваемого помещения составит:

Тэв. = 1,1 + 0,47 = 1,57 мин = 1 мин 34 сек.

По взрыво- и пожароопосности помещение цеха относится к категории Д (помещения и здания, где обращаются технологические процессы с использованием твердых негорючих веществ и материалов в холодном состоянии (механическая обработка металлов)). Нормативное время вынужденной эвакуации людей из помещения составляет 4 мин. Таким образом, время вынужденной эвакуации людей из рассматриваемого помещения удовлетворяет нормативным показателям.[16]

5.4 Выводы по безопасности труда

В разделе безопасности труда было выполнено:

– проанализированы условия труда;

– расчет категории тяжести труда;

– рассмотрены возможные чрезвычайные ситуации;

– расчет времени эвакуации при пожаре.

6 Экономическая часть

6.1 Исходные данные для расчета экономического эффекта от модернизации

Модернизация многоцелевого станка модели LCH-500 позволила повысить его точность, что дало возможность заменить шлифование тонким фрезерованием.

Рассчитаем годовой экономический эффект от модернизации. В качестве детали – представителя для проведения расчетов выбрана деталь «кронштейн».

База для сравнения вариантов – многоцелевой станок модели LCH-500 до модернизации и шлифовальный станок Орша 4080.

Исходные данные представлены в таблицах 10, 11, 12.[15]

Таблица 10 – Исходные данные для расчета затрат на модернизацию станка

Таблица 11 – Исходные данные для расчета затрат на комплектующие изделия для модернизации станка

Таблица 12 – Исходные данные для расчета экономического эффекта от применения модернизированного оборудования

Продолжение таблицы 12

6.2 Расчет затрат на проведение модернизации

6.2.1 Расчет заработной платы рабочих, участвующих в проведении модернизации, с отчислениями

Расчет заработной платы рабочих, участвующих в проведении модернизации, с отчислениями, (Сзпм, руб) ведется по формуле:

(6.1)

где ЧТСм – часовая тарифная ставка, участвующих в модернизации руб/час;

Трм – суммарная трудоемкость работ по модернизации оборудования, час;

Кдз – коэффициент, учитывающий дополнительную заработную плату;

Курал – районный коэффициент;

Ксн – коэффициент отчислений на социальные нужды.

руб.

6.2.2 Расчет затрат на комплектующие изделия для модернизации оборудования

Расчет затрат на комплектующие изделия для модернизации оборудования (Сзамкомпл , руб) осуществляется по формуле:

,(6.2)

где n - число наименований комплектующих изделий, используемых для модернизации оборудования;

Qкомпл - количество i-х комплектующих изделий, используемых для модернизации оборудования, шт;

Цкомпл - цена i-х комплектующих, руб/шт.

Скомпл=390000·1+50000·1+20000·1=460000 руб.

6.2.3 Расчет прочих расходов на модернизацию оборудования

Величина прочих расходов (Спрм,руб) определяется пропорционально расходам на оплату труда:

,(6.3)

где Кпрм – коэффициент, учитывающий прочие (накладные) расходы на модернизацию оборудования.

руб.

6.2.4 Расчет суммарных затрат на модернизацию оборудования

Расчет суммарных затрат на модернизацию оборудования (Смод, руб)

производится по формуле:

Смод=Сзпм+Скомпл+Спрм , (6.4)

Смод=1697+460000+4243=465940 руб.

Результаты расчета затрат сведены в таблицу 13.

Таблица 13 – Затраты на модернизацию оборудования

6.2.5 Расчет стоимости модернизированного оборудования (Цобмод, руб) осуществляется по формуле:

Цобмод=Цобнемод+Смод–Сзамкомпл, (6.5)

где Цобнемод - стоимость оборудования до проведения модернизации, руб;

Сзамкомпл - общая стоимость комплектующих изделий, заменяемых в ходе проведения модернизации оборудования, руб.

Цобмод =6100000+465940-210000=6355940 руб.

6.3 Расчет экономического эффекта от проведения модернизации

6.3.1 Расчет изменения трудоемкости

Снижение трудоемкости, ∆Т ,% рассчитывается по формуле:

(6.6)

где tштмод – штучное время на обработку детали с использованием модернизированого оборудования, мин/шт;

tштбаз – штучное время при использовании базовой модели оборудования, мин/шт.

%

6.3.2 Расчет необходимого количества оборудования и его загрузки

6.3.2.1 Расчетное количество оборудования

Расчетное количество базового и модернизированного оборудования (С расч) рассчитывается по формуле:

(6.7)

где Nвып – годовая программа выпуска деталей, шт/год;

Fдейст–действительный годовой фонд времени работы оборудования, час/год.

(6.8)

где Kрн – коэффициент потерь времени на ремонт и наладку (принимаем

Крн = 0,985);

Fном – номинальный фонд годового времени работы оборудования, час/год.

(6.9)

где hсмен – количество смен в день, смен;

Fсмен – количество часов работы в смену, час/смен;

1 – сокращенная продолжительность смен в предпраздничные дни, час;

Fном дн – номинальный фонд годового времени работы оборудования, в днях, дн/год.

(6.10)

где Dкален – количество календарных дней в году, дней;

Dвых – количество выходных дней в году, дней;

Dпразд – количество праздничных дней в году, дней.

дней/год

час/год

час/год

6.3.2.2 Принятое количество оборудования (Сприн ):

Сприн баз фрез = 1

Сприн баз щлиф = 1

Сприн мод = 1

6.3.2.3 Загрузка оборудования

Загрузка оборудования (Кзагр, %) рассчитывается по формуле:

(6.11)

6.3.3 Расчет годовой производительности единицы оборудования и ее изменения

6.3.3.1 Годовая производительность единицы оборудования

Годовая производительность единицы оборудования (Пр, шт/год) рассчи –тывается по формуле:

(6.12)

шт/год

шт/год

6.3.3.2 Коэффициент роста производительности оборудования

Коэффициент роста производительности оборудования (Кпр) рассчитывается по формуле:

(6.13)

6.3.4 Расчет капитальных вложений

6.3.4.1 Расчет капитальных вложений в оборудование

Капитальные вложения в оборудование (Коб, руб) рассчитываются по формуле:

(6.14)

где Цоб – стоимость оборудования,руб.

руб.

руб.

руб.

руб.

6.3.4.2 Капитальные вложения в здание

Капитальные вложения в здание (К зд, руб) определяются по формуле :

Кзд =Ц зд∙Sоб∙K доп∙C пр , (6.15)

где Ц зд – стоимость 1м² здания, руб/м²;

Sоб – площадь здания, занимаемая единицей оборудования, м²;

Kдоп – коэффициент, учитывающий дополнительную производственную площадь.

Кздбаз фрез= 4000·12,6·1,2·1=60480 руб.

Кздбаз шлиф= 4000·8·1,2·1=38400 руб.

Кздбаз= 60480+38400=98880 руб.

Кздмод = 4000∙12,6∙1,2∙1=60480 руб.

6.3.4.3 Капитальные вложения суммарные

Суммарные капитальные вложения ( Кm, руб) определяются по формуле:

Кm = Коб+ К зд, (6.16)

Кmбаз = 7200000+98880 = 7298880 руб.

Кm мод = 6355940+60480 = 6416420 руб.

6.3.5 Расчет технологической себестоимости годового выпуска изделий

6.3.5.1 Расчет годовой заработной платы с отчислениями

Годовая заработная плата с отчислениями (Сзп, руб/год) рассчитывается по формуле:

(6.17)

где ЧТС – часовая тарифная ставка, руб/час;

Кдз – коэффициент, учитывающий дополнительную заработную плату;

Курал – районный коэффициент;

Ксн – коэффициент отчислений на социальные нужды.

руб/год

руб/год

6.3.5.2 Расчет годовых затрат на электроэнергию

Годовые затраты на электроэнергию (Сэл, руб/год) рассчитываются по формуле:

(6.18)

где Цэ – стоимость 1 кВт час электроэнергии, руб/кВт-час;

Моб – мощность электродвигателей, потребляемая единицей оборудования, кВт.

руб/год

руб/год

руб/год

руб/год

6.3.5.3 Расчет годовых амортизационных отчислений для оборудования

а) Годовые амортизационные отчисления для оборудования (Самоб, руб/год) рассчитываются по формуле:

(6.19)

где На – норма годовых амортизационных отчислений для данного вида оборудования, %.

руб/год

руб/год

б) Амортизационные отчисления для здания

Годовые амортизационные отчисления для здания (Самзд, руб/год) определяются по формуле:

Самзд=Кзд∙Назд/100, (6.20)

где Назд – норма годовых амортизационных отчислений для здания, %.

Самзд баз=98880∙2,5/100=2472 руб/год

Самзд мод=60480∙2,5/100=1512 руб/год

в) Амортизационные отчисления суммарные (Сам, руб/год) рассчитываются по формуле:

Сам= Самоб+Самзд , (6.21)

Сам баз=720000+2472=722472 руб/год

Сам мод=635594+1512=637106 руб/год

6.3.5.4 Расчет годовых затрат на текущий ремонт оборудования

а) Затраты на текущий ремонт оборудования

Годовые затраты на текущий ремонт оборудования (Сремоб, руб/год) рассчитываются по формуле:

(6.22)

где Нремоб – норма годовых затрат на текущий ремонт оборудования, %.

руб/год

руб/год

б) Затраты на текущий ремонт здания

Годовые затраты на текущий ремонт здания (Сремзд,руб/год) рассчитываются по формуле:

Срем зд=Кзд ∙Нремоб/100, (6.23)

где Нремоб - норма годовых затрат на текущий ремонт здания, %.

Срем зд баз=98880∙1/100=989 руб/год

Срем зд мод=60480∙1/100=605 руб/год

в) Затраты на текущий ремонт суммарные

Годовые суммарные затраты на текущий ремонт (Срем,руб/год) определяются по формуле:

Срем= Сремоб + Сремзд, (6.24)

Срембаз=216000+989=216989 руб/год

Среммод=190678+605=191283 руб/год

6.3.5.5 Затраты на содержание здания

Расчет годовых затрат на содержание здания (Ссодзд, руб/год) ведется по формуле:

Ссодзд =Кзд∙Нсодзд /100, (6.25)

где Нсодзд–норма годовых затрат на содержание здания, %.

Ссодздбаз=98880∙3/100=2966 руб/год

Ссодздмод=60480∙3/100=1814 руб/год

6.3.5.6 Расчет годовых затрат на инструмент

Годовые затраты на инструмент, (Синстр, руб/год) рассчитываются по формуле:

,(6.26)

где Цинстр – цена инструмента, руб/шт;

Ринстр – годовой расход инструмента, шт/год.

Годовой расход инструмента (Ринстр, шт/год) определяется по формуле:

, (6.27)

где Т сл инстр – срок службы инструмента, мин.

шт/год

шт/год

шт/год

шт/год

шт/год

руб/год

руб/год

руб/год

руб/год

руб/год

руб/год

руб/год

6.3.5.7 Расчет технологической себестоимости годового выпуска изделий

Технологическая себестоимость годового выпуска изделий (Стехн, руб/год) рассчитывается по формуле:

,(6.28)

руб/год

руб/год

Результаты расчета затрат сведены в таблицу 14.

Таблица 14 – Затраты на годовой выпуск деталей с использованием базового и модернизированного оборудования

6.3.6 Штучная технологическая себестоимость

Штучная технологическая себестоимость (Сшт техн, руб/шт) рассчитывается по формуле:

(6.29)

руб/шт

руб/шт

6.3.7 Расчет годовой экономии от снижения себестоимости

Экономия от снижения себестоимости, (Сизм,руб/год) рассчитывается по формуле:

(6.30)

руб/год

6.3.8 Расчет приведенных затрат

6.3.8.1 Годовые приведенные затраты

Годовые приведенные затраты (Зприв год, руб/год) рассчитываются по формуле:

(6.31)

где Ен – нормативный коэффициент эффективности капитальных вложений, руб/год/руб.

руб/год

руб/год

6.3.8.2 Удельные приведенные затраты

Удельные приведенные затраты (Зприв уд, руб/шт) рассчитываются по формуле:

(6.32)

руб/шт

руб/шт

6.3.9 Расчет годового экономического эффекта

Годовой экономический эффект (Эгод, руб/год) рассчитывается по формуле:

(6.33)

руб/год

Результаты расчетов проекта сведены в таблицу 14.

Таблица 15 - Технико-экономические показатели проекта

6.4 Выводы по экономической части

В экономической части дипломного проекта было выполнено:

– рассчитаны затраты на проведение модернизации;

– рассчитан годовой экономический эффект от проведения модернизации.

Заключение

В результате выполнения дипломного проекта был спроектирован четырехкоординатный прецизионный многоцелевой станок горизонтальной компоновки, обеспечивающий необходимую точность обработки и отвечающий всем требованиям технического задания.

В дипломном проекте были решены следующие задачи:

- выбран прототип прецизионного многоцелевого станка горизонтальной компоновки;

- спроектирован привод главного движения, включая шпиндельный узел;

- спроектирована несущая система станка;

- проведен сравнительный анализ статических, динамических и теплодеформационных характеристик несущей системы станка с учетом заполнения внутренних полостей станины синтеграном;

- проведен расчет экономического эффекта от проведения модернизации;

- проведен расчет категории тяжести труда.

В ходе решения поставленных в работе задач были выполнены следующие расчеты:

- кинематический расчет привода;

- расчет статических характеристик шпиндельного узла;

- расчет тепловых характеристик шпиндельного узла;

- расчет на жесткость несущей системы станка с синтеграном;

- расчет на жесткость несущей системы станка без синтеграна;

- модальный расчет станины с синтеграном;

- модальный расчет станины без синтеграна;

- динамический расчет станины с синтеграном;

- динамический расчет станины без синтеграна;

- термодеформационный расчет несущей системы станка с синтеграном;

- термодеформационный расчет несущей системы станка с синтеграном.

Список использованных источников

1 Пуш В.Э. Металлорежущие станки: Учебник для машиностроительных втузов/ Под ред. В.Э. Пуша. –М.: Машиностроение, 198. 256 с., ил.

2 Поляков А.Н., Парфенов И.В. Расчет коробок передач металлорежущих станков с применением ЭВМ: Методические указания по курсовому и дипломному проектированию для студентов: - Оренбург: ГОУ ОГУ, 20034. – 49 с.

3 Свирщевский Ю.И., Макейчик Н.Н. Расчёт и конструирование коробок скоростей и подач – Минск: Высшая школа, 1976. – 590 с.

4 Поляков А.Н., Парфенов И.В. Расчет и конструирование станков. Применение ЭВМ в курсовых и дипломных проектах: Методические указания по курсовому и дипломному проектированию для студентов: - Оренбург: ГОУ ОГУ, 2004. – 26 с.

5 Перель Л.Я., Филатов А.А. Подшипники качения – М.: Машиностроение, 1992. – 543 с.

6 Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин : Учеб. Пособие для техн. спец. Вузов. – 8-е издание перераб. и доп. – М.: Издательский центр «Академия», 2004. – 496 с., ил.

7 Палей М.А., Романов А.Б., Брагинский В.А. Допуски и посадки – Л.: Политехника, т. 1 и 2, 1991.

8 Багров Б.М., Козлов А.М. Многоцелевые станки: учебное пособие /Багров Б.М., Козлов А.М: - Липецк: ЛГТУ, 2004. – 193 с.

9 Расчет припусков и межпереходных размеров в машиностроении: Учебное пособ. для машиностроит. спец. вузув/Я.М. Радкевич., В.А. Тимирязев/ под ред. В.А. Тимирязева. – М.: Высш. Шк., 2004. – 272 с., ил.

10 Каминская В.В., Левина З.М., Д.Н. Решетов. Станины и корпусные детали металлорежущих станков (Расчет и конструирование). ЭНИМС- М.: Государственное научно-техническое издательство машиностроительной литературы, 1960.–563 с.

11 Кудинов В.А. Динамика станков. – М.: Машиностроение, 1967. – 360 с.

12 Кирилин Ю.В., Шестернинов А.В. Расчет и проектирование шпиндельных узлов металлорежущих станков с опорами качения: учебное пособие: - Ульяновск: УлГТУ, 1998. – 72 с.

13 Поляков А.Н., Каменев С.В. Расчет базовых деталей станков в системе ANSYS: учебное пособие: - Оренбург: ГОУ ОГУ, 2006. – 111 с.

14 Справочник технолога-машиностроителя. В 2-х т. С74 Т.2 /Под ред. Косиловой А.Г. и Мещерякова Р.К. – 4-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1985. 496 с., ил.

15 Гореликова-Китаева О.Г. Технико-экономическое обоснование модернизации технологического оборудования: методические указания по выполнению экономического раздела дипломного проекта: - Оренбург: ООО «Агенство «ПРЕССА», 2006. – 22 с.

16 Курдюмов В.И., Зотов Б.И. Проектирование и расчет средств обеспечения безопасности. – М.: КолосС, 2005. – 216 с., ил.

17 Охрана труда в машиностроении: Учебник для машиностроительных вузов/Е.Я. Юдин, С.В. Белов, С.К. Баланцев и др.; Под ред. Е.Я. Юдина, С.В. Белова – 2-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1983. 432 с., ил.

18 Общемашиностроительные нормативы времени, М. – Машиностроение, 1974.

19 Основной каталог металлорежущего инструмента Sandvik Coromant.

20 Каталог фрезерного инструмента Seco.

Приложение Б

(обязательное)

Расчет прямозубой эвольвентной передачи

Исходные данные

Крутящий момент на шестерне = 335 Н*М;

Частота вращения шестерни = 605 об/мин;

Допустимое контактное напряжение = 1000 МПа;

Допустимое изгибное напряжение = 320 МПа;

Отношение ширины венца к начальному диаметру шестерни = 0,2;

Число зубьев шестерни = 18;

Число зубьев колеса = 69;

Степень точности передачи = 7;

Расположение передачи - между опор.

Результаты расчета

Расчетный модуль по контактным напряжениям = 5,3;

Расчетный модуль по изгибным напряжениям = 5,9;

Стандартный модуль по ГОСТ 9563-60 = 6,00;

Межосевое расстояние = 261 мм;

Ширина шестерни = 21,6 мм;

Окружная скорость зубьев передачи = 3,42 м/с.

Исходные данные

Крутящий момент на шестерне = 335 Н*М;

Частота вращения шестерни = 605 об/мин;

Допустимое контактное напряжение = 500 МПа;

Допустимое изгибное напряжение = 140 МПа;

Отношение ширины венца начальному диаметру шестерни = 0,2;

Число зубьев шестерни = 36;

Число зубьев колеса = 51;

Степень точности передачи = 7;

Расположение передачи - между опор.

Результаты расчета

Расчетный модуль по контактным напряжениям = 5,3;

Расчетный модуль по изгибным напряжениям = 5,9;

Стандартный модуль по ГОСТ 9563-60 = 6,00;

Межосевое расстояние = 261 мм;

Ширина шестерни = 21,6 мм;

Окружная скорость зубьев передачи = 5,7 м/с.

Приложение В

(обязательное)

Расчет подшипников качения

Расчет подшипников на 1 валу

Исходные данные

Расстояние от левой опоры до силы Р = 0 мм

Расстояние от левой опоры до силы Q = 216,5 мм

Расстояние между опорами = 376,5 мм

Сила Р действующая на вал = 0 H

Сила Q действующая на вал = 2400 H

Угол между плоскостями действия сил = 0 Град

Частота вращения вала = 1500 Об/мин

Результаты расчета

Реакции в опорах

R = 1019,92 H

S = 1380,08 H

Статическая грузоподъемность подшипников

С01 = 1019,92 H

С02 = 1380,08 H

Динамическая грузоподъемность подшипников

С1 = 11816,59 H

С2 = 15989,33 H

Изгибающие моменты на валу(X от левого конца)

X1 = 216,50 H

M1 = 220,81 H*м

X2 = 0,00 H

M2 = 0,00 H*м

Расчет подшипников на 2 валу

Исходные данные

Расстояние от левой опоры до силы Р = 331,5 мм

Расстояние от левой опоры до силы Q = 68 мм

Расстояние между опорами = 358 мм

Сила Р действующая на вал = 6600 H

Сила Q действующая на вал = 2400 H

Угол между плоскостями действия сил = 175,25 Град

Частота вращения вала = 605 Об/мин

Результаты расчета

Реакции в опорах

R = 1457,83 H

S = 5657,28 H

Статическая грузоподъемность подшипников

С01 = 1457,83 H

С02 = 5657,28 H

Динамическая грузоподъемность подшипников

С1 = 12477,34 H

С2 = 48419,78 H

Изгибающие моменты на валу(X от левого конца)

X1 = 331,50 H

M1 = 483,27 H*м

X2 = 68,00 H

M2 = 1640,61 H*м

Расчет подшипников на 3 валу

Исходные данные

Расстояние от левой опоры до силы Р = 567 мм

Расстояние от левой опоры до силы Q = 0 мм

Расстояние между опорами = 600 мм

Сила Р действующая на вал = 6600 H

Сила Q действующая на вал = 0 H

Угол между плоскостями действия сил = 0 Град

Частота вращения вала = 178 Об/мин

Результаты расчета

Реакции в опорах

R = 363,00 H

S = 6237,00 H

Статическая грузоподъемность подшипников

С01 = 363,00 H

С02 = 6237,00 H

Динамическая грузоподъемность подшипников

С1 = 2065,96 H

С2 = 35496,90 H

Изгибающие моменты на валу(X от левого конца)

X1 = 567,00 H

M1 = 205,82 H*м

X2 = 0,00 H

M2 = 0,00 H*м

Приложение Г

(обязательное)

Расчет сечения сплошного вала

Расчёт первого вала коробки скоростей

Исходные данные

Изгибающий момент в сечении = 220,81 Н.м;

Крутящий момент в сечении = 140 Н.м;

Предел прочности материала вала = 980 МПа;

Максимальный диаметр сечения вала = 45 мм;

Минимальный диаметр сечения вала = 45 мм;

Ширина шлица или шпонки = 0 мм;

Высота шпонки шпонки = 0 мм;

Радиус галтели, выточки или признак = 1 мм;

Код марки стали = 35;

Признак концентратора напряжений = 1;

Число шлицев или шпонок в сечении вала = 0.

Результаты расчёта

Галтель Х=1, Радиус R=1 мм;

Запас статической прочности при изгибе = 29,105;

Запас статической прочности при кручении = 66,072;

Суммарный запас статической прочности = 26,636;

Запас усталостной прочности при изгибе = 11,671;

Запас усталостной прочности при кручении = 114,339;

Суммарный запас усталостной прочности = 11,611.

Расчёт второго вала коробки скоростей

Исходные данные

Изгибающий момент в сечении = 1640,61 Н.м;

Крутящий момент в сечении = 335 Н.м;

Предел прочности материала вала = 1470 МПа;

Максимальный диаметр сечения вала = 55 мм;

Минимальный диаметр сечения вала = 55 мм;

Ширина шлица или шпонки = 16 мм;

Высота шпонки шпонки = 10 мм;

Радиус галтели, выточки или признак = 1 мм;

Код марки стали = 50;

Признак концентратора напряжений = 4;

Число шлицев или шпонок в сечении вала = 1.

Результаты расчёта

Шпонка (торцевая фреза) Х=4, R=1 мм, B=16 мм, T=10 мм , Z=1;

Запас статической прочности при изгибе = 11,270;

Запас статической прочности при кручении = 86,468;

Суммарный запас статической прочности = 11,175;

Запас усталостной прочности при изгибе = 1,672;

Запас усталостной прочности при кручении = 26,599;

Суммарный запас усталостной прочности = 1,669.

Расчёт третьего вала коробки скоростей

Исходные данные

Изгибающий момент в сечении = 483,27 Н.м;

Крутящий момент в сечении = 335 Н.м;

Предел прочности материала вала = 980 МПа;

Максимальный диаметр сечения вала = 50 мм;

Минимальный диаметр сечения вала = 50 мм;

Ширина шлица или шпонки = 0 мм;

Высота шпонки шпонки = 0 мм;

Радиус галтели, выточки или признак = 1 мм;

Код марки стали = 35;

Признак концентратора напряжений = 1;

Число шлицев или шпонок в сечении вала = 0.

Результаты расчёта

Галтель Х=1, Радиус R=1 мм;

Запас статической прочности при изгибе = 18,242;

Запас статической прочности при кручении = 37,877;

Суммарный запас статической прочности = 16,435;

Запас усталостной прочности при изгибе = 7,178;

Запас усталостной прочности при кручении = 63,595;

Суммарный запас усталостной прочности = 7,132.

Приложение Д

(обязательное)

Расчет потерь на трение в подшипника качения

Расчет подшипников на 1 валу

Исходные данные

Тип подшипника .шариковый радиальный;

Внутренний диаметр подшипника 40 мм;

Наружный диаметр подшипника 80 мм;

Статическая грузоподъемность .17800 H;

Частота вращения подшипника 1500 об/мин;

Радиальная нагрузка 1019 H;

Осевая нагрузка 0 H;

Кинематическая вязкость смазки .20 сСт.

Результаты расчета

Момент трения холостого хода .17,726 H.мм;

Момент трения от нагрузки 11,411 H.мм;

Суммарный момент трения 29,138 H.мм;

Мощность трения 4,577 Вт.

Исходные данные

Тип подшипника .шариковый радиальный;

Внутренний диаметр подшипника 45 мм;

Наружный диаметр подшипника 85 мм;

Статическая грузоподъемность .20100 H;

Частота вращения подшипника 1500 об/мин;

Радиальная нагрузка 1380 H;

Осевая нагрузка 0 H;

Кинематическая вязкость смазки .20 сСт.

Результаты расчета

Момент трения холостого хода .22,538 H.мм;

Момент трения от нагрузки 18,502 H.мм;

Суммарный момент трения 41,039 H.мм;

Мощность трения 6,446 Вт.

Расчет подшипников на 2 валу

Исходные данные

Тип подшипника .шариковый радиальный;

Внутренний диаметр подшипника 55 мм;

Наружный диаметр подшипника 100 мм;

Статическая грузоподъемность .25000 H;

Частота вращения подшипника 605 об/мин;

Радиальная нагрузка 1457 H;

Осевая нагрузка 0 H;

Кинематическая вязкость смазки .20 сСт.

Результаты расчета

Момент трения холостого хода .20,854 H.мм;

Момент трения от нагрузки 21,283 H.мм;

Суммарный момент трения 42,137 H.мм;

Мощность трения 2,670 Вт.

Исходные данные

Тип подшипника .роликовый радиальный;

Внутренний диаметр подшипника 45 мм;

Наружный диаметр подшипника 85 мм;

Статическая грузоподъемность .50000 H;

Частота вращения подшипника 605 об/мин;

Радиальная нагрузка 5657 H;

Осевая нагрузка 0 H;

Кинематическая вязкость смазки .20 сСт.

Результаты расчета

Момент трения холостого хода .130,269 H.мм;

Момент трения от нагрузки 99,280 H.мм;

Суммарный момент трения 229,549 H.мм;

Мощность трения 14,543 Вт.

Расчет подшипников на 3 валу

Исходные данные

Тип подшипника .шариковый радиальный;

Внутренний диаметр подшипника 90 мм;

Наружный диаметр подшипника 160 мм;

Статическая грузоподъемность .62000 H;

Частота вращения подшипника 178 об/мин;

Радиальная нагрузка 363 H;

Осевая нагрузка 0 H;

Кинематическая вязкость смазки .20 сСт.

Результаты расчета

Момент трения холостого хода .38,706 H.мм;

Момент трения от нагрузки 2,417 H.мм;

Суммарный момент трения 41,123 H.мм;

Мощность трения 0,767 Вт.

Исходные данные

Тип подшипника .шариковый радиальный;

Внутренний диаметр подшипника 90 мм;

Наружный диаметр подшипника 160 мм;

Статическая грузоподъемность .62000 H;

Частота вращения подшипника 178 об/мин;

Радиальная нагрузка 6237 H;

Осевая нагрузка 0 H;

Кинематическая вязкость смазки .20 сСт.

Результаты расчета

Момент трения холостого хода .38,706 H.мм;

Момент трения от нагрузки 198,404 H.мм;

Суммарный момент трения 237,110 H.мм;

Мощность трения 4,420 Вт.

Расчёт левой опоры шпиндельного узла

Исходные данные

Тип подшипника .шариковый радиальный;

Внутренний диаметр подшипника 75 мм;

Наружный диаметр подшипника 115 мм;

Статическая грузоподъемность .34500 H;

Частота вращения подшипника 716 об/мин;

Радиальная нагрузка 618 H;

Осевая нагрузка 350 H;

Кинематическая вязкость смазки .20 сСт.

Результаты расчета

Момент трения холостого хода .42,975 H.мм;

Момент трения от нагрузки 8,215 H.мм;

Суммарный момент трения 51,191 H.мм;

Мощность трения 3,838 Вт.

Расчёт правой опоры шпиндельного узла

Исходные данные

Тип подшипника .шариковый радиальный;

Внутренний диаметр подшипника 80 мм;

Наружный диаметр подшипника 125 мм;

Статическая грузоподъемность .44000 H;

Частота вращения подшипника 716 об/мин;

Радиальная нагрузка 1538 H;

Осевая нагрузка 350 H;

Кинематическая вязкость смазки .20 сСт.

Результаты расчета

Момент трения холостого хода .53,978 H.мм;

Момент трения от нагрузки 22,745 H.мм;

Суммарный момент трения 76,723 H.мм;

Мощность трения 5,753 Вт.

Приложение Е

(обязательное)

Расчёт теплового баланса опор качения

Расчёт левой опоры первого вала коробки скоростей

Исходные данные

Количество групп подшипников в опоре: 1;

Длина опоры: 18 мм;

Диаметр или высота опоры: 80 мм;

Мощность трения группы подшипников: 4,577 Вт.

Результаты расчёта

Избыточная температура опоры: 4,486 10,467 °С;

Требуемое количество жидкой смазки: = 0,015 0,036 л/мин.

Расчёт правой опоры первого вала коробки скоростей

Исходные данные

Количество групп подшипников в опоре: 1;

Длина опоры: 19 мм;

Диаметр или высота опоры: 85 мм;

Мощность трения группы подшипников: 6,446 Вт.

Результаты расчёта

Избыточная температура опоры: 5,607 13,084 °С;

Требуемое количество жидкой смазки: 0,017 0,041 л/мин.

Расчёт левой опоры второго вала коробки скоростей

Исходные данные

Количество групп подшипников в опоре: 1;

Длина опоры: 21 мм;

Диаметр или высота опоры: 100 мм;

Мощность трения группы подшипников: 2,67 Вт.

Результаты расчёта

Избыточная температура опоры: 1,710 3,990°С;

Требуемое количество жидкой смазки: 0,024 0,055 л/мин.

Расчёт правой опоры второго вала коробки скоростей

Исходные данные

Количество групп подшипников в опоре: 1;

Длина опоры: 20,75 мм;

Диаметр или высота опоры: 85 мм;

Мощность трения группы подшипников: 14,543 Вт.

Результаты расчёта

Избыточная температура опоры: 12,301 28,702 °С;

Требуемое количество жидкой смазки: 0,018 0,042 л/мин.

Расчёт левой опоры третьего вала коробки скоростей

Исходные данные

Количество групп подшипников в опоре: 1;

Длина опоры: 21 мм;

Диаметр или высота опоры: 160 мм;

Мощность трения группы подшипников: 0,767 Вт.

Результаты расчёта

Избыточная температура опоры: 0,198 0,462 °С;

Требуемое количество жидкой смазки: 0,059 0,137 л/мин.

Расчёт правой опоры третьего вала коробки скоростей

Исходные данные

Количество групп подшипников в опоре: 1;

Длина опоры: 30 мм;

Диаметр или высота опоры: 160 мм;

Мощность трения группы подшипников: 4,420 Вт.

Результаты расчёта

Избыточная температура опоры: 1,142 2,665 °С;

Требуемое количество жидкой смазки: 0,059 0,137 л/мин.

Приложение Ж

(обязательное)

Статический расчёт на жесткость шпиндельного узла

Результаты расчета деформаций в узловых точках представлены в таблице Ж.1

Таблица Ж.1– Результаты расчета деформаций в узловых точках

Результаты расчета реакций в опорах шпиндельного узла представлены в таблице Ж.2.

Таблица Ж.2 – Результаты расчета реакций в опорах шпиндельного узла