Разработка кинематической структуры токарно-винторезного станка

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

Металлорежущий станок и станочный модуль являются основой для построения современных технологических систем и производств, в том числе гибких. Трудно представить себе более разнообразные машины по размерам, конструктивному оформлению, техническим характеристикам и принципам действия, чем металлорежущие станки. При их создании используются все достижения машино- и приборостроения, электротехники и электроники, автоматики и информатики. Постоянный поиск новых решений для достижения прецизионности, производительности, надежности, экономичности и других требований потребителей приводит к частой смене моделей станков, к непрерывному появлению конкурирующих конструкций. Преимущество получает та фирма, которая обеспечивает более высокие технические характеристики и расширяет технологические возможности станка и станочной системы, дает гарантию сохранения показателей качества станка в течение всего периода эксплуатации и в возможно более короткий срок осуществляет выпуск новой работоспособной конструкции.

Поэтому создатели новой техники должны использовать все достижения науки о станках, анализировать тенденции развития станкостроения, широко применять автоматизированные методы расчета и проектирования, владеть методологией, позволяющей принимать правильные решения для достижения поставленных целей, использовать накопленный опыт, оперативно применять справочные материалы и стандарты, находить оптимальные пути для обеспечения высших технических характеристик создаваемых моделей станков, и в первую очередь, из качества, надежности и производительности при наименьших затратах времени и рациональном использовании средств.

Целью курсового проекта является разработка кинематической структуры токарно-винторезного станка.



1. Определение технических характеристик станка

1.1 Анализ задания, обзор конструкции станков и их технологических возможностей

Заданием курсового проекта является проектирование токарно-винторезного станка по следующим данным:

- число скоростей привода

- структурная формула привода z = рев Ч 3 Ч 1 Ч 3;

- знаменатель ряда скоростей ц = 1,26;

- значения чисел оборотов

- число оборотов электродвигателя

- мощность электродвигателя

- параметры станка H Ч L = 250 Ч 1000 мм.

Станки токарной группы наиболее распространены в машиностроении и металлообработке по сравнению с металлорежущими станками других групп.

Токарно-винторезные станки предназначены для токарной обработки наружных и внутренних цилиндрических, конических, фасонных, торцевых поверхностей, а так же прорезание канавок, нарезания резьбы (метрические, дюймовые, модульные и питчевые) сверление. Обработка сравнительно небольших деталей из различных материалов как быстрорежущими, так и твердосплавными инструментами в условиях индивидуального и серийного производства.

1.2 Выбор базовой модели станка и ее анализ

В качестве базово модели токарного станка выбираем токарно-винторезный станок модели 1А616. Он является наиболее универсальным станком токарной группы.

Техническая характеристика станка 1А616 приведена в таблице 1.1

Таблица 1.1 Техническая характеристика станка

Высота центров, мм	165
Максимальное расстояние между центрами, мм	710
Наибольший диаметр обрабатываемой детали, мм над станиной над суппортом	320 180
Диаметр сквозного отверстия в шпинделе, мм	35
Число скоростей вращения шпинделя	21
Пределы чисел оборотов шпинделя в минуту	11-2240
Количество величин подач суппорта	22
Пределы величии продольных и поперечных подач суппорта в мм/об	0.03- 1.04
Типы нарезаемых резьб: метрическая, шаг в мм дюймовая, число ниток на 1” модульная, модуль в мм питчевая в питчах	0.5- 18 48- 2.5 0.25- 12 128- 4.5
Мощность главного электродвигателя, кВт	4.5

Общий вид станка модели 1А616 представлен на рисунке 1.1

Основные узлы:

А -- гитара сменных колес;

Б -- передняя бабка с переборным устройством, звеном увеличения шага и реверсивным механизмом;

В -- фартук с механизмом подач;

Г -- суппорт с быстродействующим четырехпозиционным резцедержателем;

Д -- задняя бабка;

Е -- станина;

Ж -- встроенный шкаф с электрооборудованием;

3 -- задняя тумба;

И -- система охлаждения;

К -- поддон для сбора охлаждающей жидкости й стружки;

Л -- коробка скоростей;

М -- передняя тумба,

Н -- коробка подач.

Рисунок 1.1

1.3 Определение и обоснование кинематической структуры станка

Кинематическая структура токарного станка класса Э22 представлена на рис 1.2.

Рисунок 1.2

Поверхность деталей создаются методом двойного следа. Для осуществления процесса резания необходимо иметь два движения формообразования: вращательное (главное движения резания) и прямолинейное (движение подачи).

Кинематическая группа движения (КГД) скорости резания Ф_v (В₁):

М₁> 1> Р₁> i_v> 2>В₁.

Внутренняя кинематическая связь (КС):

вращательная пара между шпинделем и шпиндельной бабкой.

Внешняя КС:

М₁> 1> Р₁> i_v> 2.

Движение простое с замкнутой траекторией - настраивается по 2 параметрам:

- скорость - органом настройки - i_v;

- направление - механизмом реверсирования - Р₁.

КГД продольной подачи Ф_s1 (П₂):

М₁> 1> Р₁> i_v> 2> P₂>i_s1> 3>переключатель> 4> реечная передача> П₂.

Внутренняя КС:

поступательная пара между суппортом и его направляющими.

Внешняя КС:

М₁> 1> Р₁> i_v> 2> P₂>i_s1> 3>переключатель> 4> реечная передача.

Движение простое с незамкнутой траекторией - настраивается по 4 параметрам:

- скорость - органом настройки - i_s1;

- направление - механизмом реверсирования - Р₂.

- путь - L - при помощи упоров;

- исходное положение - H - при помощи упоров.

Кинематическая схема представлена на рисунке 1.2

Кинематическая структура винторезного станка класса М12 представлена на рисунке 1.3.

Рисунок 1.3

Винторезная структура токарного станка:

КГД скорости резания

В₁

Ф_v (В₁П₂): М₁> 1> Р₁> i_v> 2>+

Р₂> i_x> 3 >винтовая передача> П₂

Внутренняя КС: В₁> 2> Р₂>i_x> 3>t₁>П₂.

Внешняя КС: М₁> 1> Р₁> i_v> 2.

Движение сложное с незамкнутой траекторией - настраивается по 5 параметрам:

- скорость - i_v;

- направление - P₁;

- траектория - на шаг резьбы Т_н звеном настройки i_x, на направление резьбы реверсом Р₂;

- путь - при помощи упоров;

- исходное положение - при помощи упоров.



2. Кинематический расчет привода главного движения

2.1 Определение основных кинематических параметров

Записуем значения чисел оборотов по нормали 2Н11-1:

Анализ и выбор структурной формулы

Структурную формулу выбираем с таких возможных вариантов:

а) z=3x1x3;

б) z=1x3x3;

в) z=3x3x1;

г) z=3x3;

д) z=9x1;

е) z=1x9;

Выбираем вариант а) z=3х1х3.



2.2 Разработка кинематической схемы привода

Кинематическая схема представлена на рисунке 2.1

Привод главного движения (ПГД) включает:

- односкоростной асинхронный электродвигатель М1;

- клиноременную передачу d - D;

- реверсивный механизм размещается в коробке скоростей. Реверсивный механизм базируется на применении электромагнитных муфт ЭМВ - для прямого и ЭМН - обратного хода;

- 9-ти скоростную коробку скоростей. Коробка скоростей состоит из двух множительных механизмов зубчатых колес , , , переключение осуществляется с помощью электромагнитных муфт ЭМ1, ЭМ2, ЭМ3, М4, ЭМ5, ЭМ6, а так же одну постоянную передачу .

- выходной вал - шпиндель.

Рисунок 2.1



2.3 Построение, анализ кинематических вариантов включения и выбор оптимального варианта

Построение (КВВ) кинематических вариантов включения (структурных сеток)

КВВ - это такой порядок переключения групповых передач, который позволяет, последовательно получить ряд чисел оборотов на шпинделе (рисунок 2.2).

В зависимости от варианта КВВ, у нас будут получаться различные габариты привода.

Количество КВВ определяется по формуле:

,

где K - число групповых передач, для нашего случая K=2

Каждая группа передач может быть основной; первой множительной; второй множительной и т.д.

Таким образом для нашего случая получаем:

а) б)

Рисунок 2.2



Анализ кинематических вариантов включения и выбор оптимального варианта

Вариант а)

R_гр p'₁=²=1,26²<8;

R_гр p'_O= ⁰=1,26⁰<8;

R_гр p'₂= ⁴=1,26⁶<8;

Вариант б)

R_гр p'₂= ⁴=1,26⁶<8;

R_гр p'_O= ⁰=1,26⁰<8;

R_гр p'₁= ²=1,26²<8.

Рассмотрим второй принцип. По второму принципу оптимальным КВВ будет тот, который имеет суммарный диапазон регулирования на валах наименьший.

Рассмотрим все варианты и выберем тот который имеет наименьший диапазон. Следовательно, по этому принципу оптимальным КВВ будет вариант который будет использоваться для дальнейшего кинематического расчета.

2.4 Построение графика чисел оборотов

График чисел оборотов (рисунок 2.3) можно построить если известно следующее:

1) полная кинематическая схема привода;

2) оптимальный КВВ;

3) значения чисел оборотов электродвигателя;

4) значения оборотов на шпинделе;

5) значение знаменателя ряда скоростей.

Рисунок 2.3

2.5 Определение чисел зубьев зубчатых колес и диметров шкивов привода, а так же параметров других кинематических элементов

Первая группа уравнений записывается исходя из фактических значений передаточных отношений:

Вторая группа уравнений записывается исходя из условия параллельности осей, т.е. постоянного межцентрового расстояния двух соседних валов:

8) ;

9) ;

10) ;

11) .

Третья группа уравнений записывается исходя из конструктивных соображений. Задаемся значениями шестеренок каждой групповой передачи:

12)

13)

14)

Решая систему линейных однородных уравнений определяем значение - округляя до целых значений.

Для первой группы передач:

Для второй группы передач:

Для третей группы передач:

Сумма зубьев между валами должна увеличиваться в групповых передачах в кинематической цепи по мере движения в шпинделе:

Из (1) и (12) уравнений:

Из (2) и (8) уравнений:

;

Остальные количества зубьев зубчатых передач рассчитываются аналогично.

Результаты приведены в таблице 2.5



Таблица 2.5

24	48	28	44	32	40	46	46	25	63	39	50	54	35	32	50

2.6 Оценка точности кинематического расчета

При расчете чисел зубьев выполнялось округление до целых значений чисел зубьев, поэтому фактические значения расчетных частот вращения шпинделя будут отличаться от заданных соответствующих нормали 2Н11-1. Записываем значения чисел оборотов исходя из уравнений кинематического баланса.

;

где С - количество оборотов в минуту на ведомому шкиву ременной передачи;

d, D - диаметры шкивов;

е - коэффициент проскальзывания ремней 0,4.

;

;

;

;

;

;

;

;

.

Определяем погрешность расчета частоты вращения шпинделя.

Отклонения расчетного значения от стандартного должно быть не больше , т.е. у нашем случае: .

Определяем отклонения каждого расчетного значения :

та порівняймо з допустимим :

;

;

;

;

;

По результатам проверки видно, что кинематический расчет привода главного движения сделан правильно.



3. Прочностной расчет деталей и механизмов привода главного движения

3.1 Определения основных напряжений, что действуют в приводе

Диапазон регулирования на валах:

R_вIо=⁰=1;

R_вI=⁰=1;

R_вIІ=⁰=1;

R_вIII=²=1,58

R_вIV=²=1,26²=1,58;

R_вV=⁸=1,26⁸=6,35;

Расчетные значения чисел оборотов на валах:

n_вIо=1445 об/мин;

n_вI=1000 об/мин;

n_вIІ=630 об/мин;

n_вIІІ=315 об/мин;

n_вIV=315 об/мин;

n_вV= 125 об/мин;

Считаем мощность, которую передает каждый вал:

N_ел.дв=5.5 кВт;

N_I=N_ел.дв·_р.п·_пп·_м=5,5·0,95·0,99·0,99=5,12 кВт;

N_II=N_I·_з.п·_пп=5,12·0,97·0,99=4,92 кВт;

N_III=N_II·_з.п·_пп=4,92·0,97·0,99=4,72 кВт;

N_IV=N_III·_з.п·_пп=4,72·0,97·0,99=4,53 кВт;

N_V=N_IV·_з.п·_пп=4,53·0,97·0,99=4,35 кВт,



Считаем крутящий момент на валах:

;

;

;

;

;

;

3.2 Проектировочный расчет валов

d_Io=32 мм;

;

У соответствии с ГОСТ 6636-69 принимаем d_вІ=30 мм.

;



У соответствии с ГОСТ 6636-69 принимаем d_вІІ=40 мм.

;

У соответствии с ГОСТ 6636-69 принимаем d_вІІІ=45 мм.

;

У соответствии с ГОСТ 6636-69 принимаем d_вІV=45 мм.

;

У соответствии с ГОСТ 6636-69 принимаем d_вVІ=50 мм.

3.3 Проектировочный расчет зубчатых передач

Определения геометрических параметров зубчатой передачи

Для выбора шестерни и колеса выбираем материал - Сталь 40ХН. Термическая обработка - закалка с.в.ч., 45HRC.

Оцениваем эквивалентные сроки службы передачи для расчета на усталость при изгибе. Суммарный срок службы передачи:

t=5·24·365·k_доб·k_річ.·k_роб. = 5·365·24·0.33·0.7·0.15=1517.7 часов.

Придел контактной выносливости, что отвечает базовому числу циклов изменений напряжений,

_HP=17HRC+200=17·55+200=1135 МПа.

Эквивалентное (суммарное) число циклов напряжений N_HE определяются по формуле

N_HE=60·t·n,

где t -- суммарный срок службы передачи, часов;

n -- частота вращения ведущего зубчатого колеса, об/мин.

N_HE=60·1517.7·48,9=0,4·10⁷.

Коэффициент долговечности K_HL определяется по формуле

,

где N_H0 -- базовое число циклов изменений напряжений;

N_HL -- эквивалентное число циклов изменений напряжений.

Допускаемые контактные напряжения ?_HP, МПа определяются по формуле (4.3) з /8. с.51/

s_HP=s_HPў·K_HL(4.3)

деs _HP -- придел контактной выносливости, что отвечает базовому числу циклов смены напряжения МПа;

K_HL -- коэффициент долговечности.

s_HP=1135·1,76=1430 МПа.

Расчетный начальный диаметр шестерни d_w, мм определяют по формуле (4.4) з /8. с.52/



,(4.4)

де K_d -- вспомогательный коэффициент;

Т₁ -- номинальный крутящий момент на шестерне, Н·м;

K_H? -- коэффициент, что учитывает розпределение напряжения по ширине винца;

u -- передаточное число;

_bd -- коэффициент ширины зубчатого винца;

_HP -- допустимые контактные напряжения, МПа.

Номинальный крутящий момент на шестерне: Т=74,5 Нм. Коэффициент ширины зубчатого винца ш_bd = 0,2.

Модуль зацепления m, мм определяют по формуле (4.5) з /4. с.76/

, (4.5)

где d_w -- начальный диаметр шестерни;

z -- число зубьев шестерни.

мм.

Полученный модуль округляем до стандартного значения m=2 мм. По стандартном модулю пересчитываем начальный диаметр.

d_w=2·32=64 мм.

Определения геометрических параметров зубчатой передачи

Для выбора шестерни и колеса выбираем материал - Сталь 40ХН. Термическая обработка - закалка с.в.ч., 55HRC.

Оцениваем эквивалентные сроки службы передачи для расчета на усталость при изгибе. Суммарный срок службы передачи:

t_?=5·24·365·k_доб·k_річ.·k_роб. = 5·365·24·0.33·0.7·0.15=1517.7 часов.

Придел контактной выносливости, что отвечает базовому числу циклов изменений напряжений,

_HP=17HRC+200=17·55+200=1135 МПа.

Эквивалентное (суммарное) число циклов напряжений N_HE определяются по формуле

N_HE=60·t_?·n,

где t_? -- суммарный срок службы передачи, часов;

n -- частота вращения ведущего зубчатого колеса, об/мин.

N_HE=60·1517.7·74,58=0,6·10⁷.

Коэффициент долговечности K_HL определяется по формуле

,

где N_H0 -- базовое число циклов изменений напряжений;

N_HL -- эквивалентное число циклов изменений напряжений.

Допускаемые контактные напряжения ?_HP, МПа определяются по формуле (4.3) з /8. с.51/

s_HP=s_HPў·K_HL4.3)

де s_HP -- придел контактной выносливости, что отвечает базовому числу циклов смены напряжения МПа;

K_HL -- коэффициент долговечности.

s_HP=1135·1,64=1430 МПа.

Расчетный начальный диаметр шестерни d_w, мм определяют по формуле (4.4) з /8. с.52/

,(4.4)

де K_d -- вспомогательный коэффициент;

Т₁ -- номинальный крутящий момент на шестерне, Н·м;

K_H? -- коэффициент, что учитывает распределение напряжения по ширине винца;

u -- передаточное число;

s_bd -- коэффициент ширины зубчатого винца;

s_HP -- допустимые контактные напряжения, МПа.

Номинальный крутящий момент на шестерне: Т=74,5 Нм. Коэффициент ширины зубчатого винца ш_bd = 0,2.

Модуль зацепления m, мм определяют по формуле (4.5) з /4. с.76/

, (4.5)

где d_w -- начальный диаметр шестерни;

z -- число зубьев шестерни.

мм.

Полученный модуль округляем до стандартного значения m=2,5 мм. По стандартном модулю пересчитываем начальный диаметр.

d_w=2,5·24=60 мм.

Определения геометрических параметров зубчатой передачи

Для выбора шестерни и колеса выбираем материал - Сталь 40ХН. Термическая обработка - закалка с.в.ч., 45HRC.

Оцениваем эквивалентные сроки службы передачи для расчета на усталость при изгибе. Суммарный срок службы передачи:

t_?=5·24·365·к_уст·k_год.·k_раб. = 5·365·24·0.33·0.7·0.15=1517.7 часов.

Придел контактной выносливости, что отвечает базовому числу циклов изменений напряжений,

s_HP=17HRC+200=17·55+200=1135 МПа.

Эквивалентное (суммарное) число циклов напряжений N_HE определяются по формуле

N_HE=60·t_?·n,

где t_? -- суммарный срок службы передачи, часов;

n -- частота вращения ведущего зубчатого колеса, об/мин.

N_HE=60·1517.7·315=2,87·10⁷.

Коэффициент долговечности K_HL определяется по формуле

,

где N_H0 -- базовое число циклов изменений напряжений;

N_HL -- эквивалентное число циклов изменений напряжений.

Допускаемые контактные напряжения ?_HP, МПа определяются по формуле (4.3) з /8. с.51/

s_HP=s_HPў·K_HL(4.3)

де s_HP -- придел контактной выносливости, что отвечает базовому числу циклов смены напряжения МПа;

K_HL -- коэффициент долговечности.

s_HP=1135·1,26=1430 МПа.

Расчетный начальный диаметр шестерни d_w, мм определяют по формуле (4.4) з /8. с.52/

,(4.4)

де K_d -- вспомогательный коэффициент;

Т₁ -- номинальный крутящий момент на шестерне, Н·м;

K_H? -- коэффициент, что учитывает распределение напряжения по ширине винца;

u -- передаточное число;

s_bd -- коэффициент ширины зубчатого винца;

s_HP -- допустимые контактные напряжения, МПа.

Номинальный крутящий момент на шестерне: Т=143,09 Нм. Коэффициент ширины зубчатого винца ш_bd = 0,2.

Модуль зацепления m, мм определяют по формуле (4.5) з /4. с.76/

, (4.5)

где d_w -- начальный диаметр шестерни;

z -- число зубьев шестерни.

мм.

Полученный модуль округляем до стандартного значения m=2,5 мм. По стандартном модулю пересчитываем начальный диаметр.

d_w=2,5·46=115 мм.

Определения геометрических параметров зубчатой передачи

Для выбора шестерни и колеса выбираем материал - Сталь 40ХН. Термическая обработка - закалка с.в.ч, 45HRC.

Оцениваем эквивалентные сроки службы передачи для расчета на усталость при изгибе. Суммарный срок службы передачи:

t_?=5·24·365·k_Дон·k_год.·k_раб. = 5·365·24·0.33·0.7·0.15=1517.7 часов.

Придел контактной выносливости, что отвечает базовому числу циклов изменений напряжений,

s_HP=17HRC+200=17·45+200=1135 МПа.

Эквивалентное (суммарное) число циклов напряжений N_HE определяются по формуле

N_HE=60·t·n,

где t -- суммарный срок службы передачи, часов;

n -- частота вращения ведущего зубчатого колеса, об/мин.

N_HE=60·1517.7·315=2,87·10⁷.

Коэффициент долговечности K_HL определяется по формуле

,

где N_H0 -- базовое число циклов изменений напряжений;

N_HL -- эквивалентное число циклов изменений напряжений.

Допускаемые контактные напряжения ?_HP, МПа определяются по формуле (4.3) з /8. с.51/

s_HP=s_HPў·K_HL(4.3)

де s_HP -- придел контактной выносливости, что отвечает базовому числу циклов смены напряжения МПа;

K_HL -- коэффициент долговечности.

s_HP=1135·1,26=1430 МПа.

Расчетный начальный диаметр шестерни d_w, мм определяют по формуле (4.4) з /8. с.52/

,(4.4)

де K_d -- вспомогательный коэффициент;

Т₁ -- номинальный крутящий момент на шестерне, Н·м;

K_H -- коэффициент, что учитывает распределение напряжения по ширине винца;

u -- передаточное число;

s_bd -- коэффициент ширины зубчатого винца;

s_HP -- допустимые контактные напряжения, МПа.

Номинальный крутящий момент на шестерне: Т=137,33 Нм. Коэффициент ширины зубчатого винца ш_bd = 0,2.

Модуль зацепления m, мм определяют по формуле (4.5) з /4. с.76/

, (4.5)

где d_w -- начальный диаметр шестерни;

z -- число зубьев шестерни.

мм.

Полученный модуль округляем до стандартного значения m=2,5 мм. По стандартном модулю пересчитываем начальный диаметр.

d_w=2,5·25=62,5 мм.

Определение размеров зубчатых колес

Для примера рассчитаем параметры зубчатого колеса z₁, для которого z=24, m=2,5 мм.

Делительный диаметр колеса

Диаметр окружности вершин колеса

Диаметр окружности впадин колеса

Ширина колеса

Остальные зубчатые колеса рассчитываются аналогично.

Расчеты сводим к таблице 3.1

Таблица 3.1 - параметры зубчатых колес

Обозначения зубчатых колес	da, мм	df, мм	dw, мм	bw, мм	aw, мм	m
Z1	65	53,75	60	20	90	2,5
Z2	125	113,75	120	20	90	2,5
Z3	75	63,75	70	20	90	2,5
Z4	115	103,75	110	20	90	2,5
Z5	85	73,75	80	20	90	2,5
Z6	105	93,75	100	20	90	2,5
Z7	96	87	92	16	92	2
Z8	96	87	92	16	92	2
Z9	67,5	56,25	62,5	20	110	2,5
Z10	162,5	151,25	157,5	20	110	2,5
Z11	102,5	91,25	97,5	20	110	2,5
Z12	130	118,75	125	20	110	2,5
Z13	140	128,75	135	20	110	2,5
Z14	92,5	81,25	87,5	20	110	2,5
ZА	68	59	64	16	82	2
ZВ	104	95	100	16	82	2

3.4 Проверочный расчет зубчатых передач

Контактные напряжения H, МПа рассчитываем по формуле (21) [8, с.53] :

, (21)

где Z_H -- коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев, Z_H=1,76;

Z_м -- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес,Z_м=275;

Z_е -- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;

щ_Ht -- удельная расчетная окружная сила, Н·мм;

u -- передаточное число;

d_w -- начальный диаметр шестерни, мм.

Коэффициент Zе определяем по формуле (22) [8, с.54]:

,, (22)

де е_б -- коэффициент торцового перекрытия.

Коэффициент торцового перекрытия е_б определяем по формуле (23) [8, с.54]:

, (23)

где z₁, z₂ -- число зубьев колес;

в -- угол наклона зубьев, °.

Удельная расчетная окружная сила щ_Ht, Н·мм определяем по формуле (24) [8, с.54]:

, (24)

где F_t -- исходная расчетная окружная сила, Н;

b_щi - ширина зубчатого венца, мм;

К_Нб -- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, К_Нб=1;

К_Нв -- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, K_Hв=1;

К_Нv -- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении.

Исходную расчетную окружную силу F_t , Н определяем по формуле (25) [4, с.172]:

, (25)

где Т_кр -- крутящий момент на шестерне, Н·м;

d_w -- начальный диаметр шестерни, мм.

Коэффициент К_Нv определяется в зависимости от окружной скорости V. Окружная скорость V, м / с определяется по формуле (26) [4, с.72]:

, (26)

где N - мощность на валу, кВт;

n - частота вращения вала, об / мин.

Проверяем передачу z₁-z₂.

Коэффициент торцового перекрытия:

.

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий:

.

Окружная скорость:

.

K_HV=1,08.

Исходная расчетная окружная сила:



.

Ширина зубчатого венца:

b_w=20 мм.

Удельная расчетная окружная сила:

.

Контактные напряжения :

Проверяем передачу z₇-z₈.

Коэффициент торцового перекрытия:

.

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий:

.

Окружная скорость:

.

K_HV=1,04.

Исходная расчетная окружная сила:

.

Ширина зубчатого венца:

b_w=16 мм.

Удельная расчетная окружная сила:

.

Контактные напряжения :

Проверяем передачу z₉-z₁₀.

Коэффициент торцового перекрытия:

.

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий:

.

Окружная скорость:

.

K_HV=1,04.

Исходная расчетная окружная сила:

.

Ширина зубчатого венца:

b_w=20 мм.

Удельная расчетная окружная сила:

.

Контактные напряжения :

3.5 Уточненный расчет вала привода

Определяем главную составляющую силы резания P_z, H для наиболее нагруженного режима обработки по формеле:

,

где N_рез -- мощность, что расходуется на резание металлу, Вт;

V -- скорость резания, м/с.

.

P_Y=0,4·P_Z=4350Н

P_Х=0,25·Р_Z=0,25·7500=1875 H.

Определяем силы в зацеплении:

Определяем окружную силу в зацеплении F_t, Н по формулі:

F_t=2T/d_w,

где Т -- крутящий момент на шестерне, Н;

d_w -- начальный диаметр шестерни, м.

F_t=(2·338)/0,157=4305 H.

Определяем радиальную силу в зацеплении F_r, Н по формуле:

F_r=F_t·tg б_w,

где F_t -- окружная сила в зацеплении, Н;

б_w -- угол зацепления, °.

F_r=4305·tg 20°=1566,89 H.

Определяем реакции в опорах и строим епюры изгибающих и крутящих моментов.

Определяем реакции в опорах в горизонтальной плоскости:

УМ_A=0; -F_t·а+R_Bгор·(a+b)+P_Y·(a+b+c)=0.

R_Bгор=(F_t·a-Р_У·(a+b+с))/(a+b)=(4305·0,05-4350·0,607)/0,517=- 4277,24 H.

УМ_B=0; -R_Aгор·(а+b)+F_t·b+Р_У·c=0.

R_Aгор=(F_t·b+Р_У·c)/(а+b)=(4305·0,467+4350·0,09)/0,517=4236,21 H.

Проверка: 4236,21-4305-4277,24+4350=0.

Определяем реакции в опорах у вертикальной плоскости:

УМ_A=0; -F_r·а+R_Bверт·(a+b)+P_Z·(a+b+c)=0.

R_Bверт=(F_r·a-Р_Z·(a+b+с))/(a+b)=( 1566,89 ·0,05-7250·0,607)/0,517=-8377,55 H.

Знак “-“ показывает, что направление R_Bверт противоположное.

УМ_B=0; -R_Aверт·(а+b)+F_r·b+Р_Z·c=0.

R_Aверт=(F_r·b+Р_Z·c)/(а+b)=( 1566,89 ·0,467+7250·0,09)/0,517=2677,44 H.

Проверка: 2677,44 -1566,89 -8377,55 +7250=0.

Определяем изгибающий момент в горизонтальной плоскости

М_{из гор}(С)=R_Aгор·а=4236,21 ·0,05=211,8105 Н·м;

М_{из гор}(В)=Р_У·с=4350·0,09=391,5 Н·м.

Визначаємо згинальні моменти в вертикальній площині

М_{из верт}(С)=R_Aверт·а=2677,44 ·0,05=133,872 Н·м;

М_{из верт}(В)=Р_Z·с=7250·0,09=652,5 Н·м.

Определяем суммарный изгибающий момент М_из, Н·м по формуле (4.15)

,(4.15)

где М_{из гор} -- изгибающий момент у горизонтальной плоскости, Н·м;

де М_{из верт} -- изгибающий момент у вертикальной плоскости, Н·м.

.

.

Крутящий момент М_кр, Н·м определяется по формуле (4.16)

, (4.16)

где F_t -- окружная сила в зацеплении, Н;

d_w -- начальный диаметр колеса, м.

.

Проверяем запас прочности по границе устойчивости в сечении І-І.

Полярный момент опоры W_p, м³ для трубчатого круглого сечения определяется по формуле (4.17) з /9. с.209/

,(4.17)

где D -- наружный диаметр шпинделя, м;

б -- коэффициент.

Эпюра моментов представлена на рисунке 3.1.

Коэффициент б определяется по формуле (4.18) з /9. с.251/

,(4.18)



где d -- внутренний диаметр шпинделя, м;

D -- наружный диаметр шпинделя, м.

.

.

Напряжение кручения ф, Па определяются по формуле (4.19) з /9. с.209/

,(4.19)

где М_кр -- крутящий момент, Н·м;

W_P -- полярный момент в опоре, м³.

.

Осевой момент опоры W_зг, м³ для трубчатого круглого сечения определяется по формуле (4.20) з /9. с.251/

,(4.20)

где D -- наружный диаметр шпинделя, м.

б -- коэффициент.

.

Напряжение изгиба у_из определяется по формуле (4.21) з /9. с.249/

,(4.21)

где М_из -- изгибающий момент, Н·м;

W_P -- осевой момент опоры, м³.

.

Запас прочности опоры усталости изгибу S_? определяется по формуле (4.22) з /3. с.299/

,(4.22)

где у_-1 -- придел выносливости, МПа;

у_из -- напряжение изгибу, МПа;

K_d -- масштабный фактор;

К_F -- фактор шероховатости поверхности;

К_у -- эффективный коэффициент концентрации напряжений при изгибе;

ш_у -- коэффициент, что корректирует влияние постоянной цикла напряжения на опоры;

ф_m -- постоянная.

Предел выносливости

у_-1=0,4·у_В=0,4·750=300 МПа.

Коэффициенты К_у=K_ф=1, K_d=0,65, K_F=1.

.

Запас прочности при кручении S_у определяется по формуле (4.23) з /3. с.299/



,(4.23)

где у_-1 -- предел выносливости, МПа;

ф_а -- амплитуда изменчивых циклов напряжений, МПа;

ф_m -- постоянная, МПа;

K_d -- масштабный фактор;

К_F -- фактор шероховатости поверхности;

К_z -- эффективный коэффициент концентрации напряжений при кручении;

шz-- коэффициент, что корректирует влияние постоянной цикла напряжений.

Предел выносливости

у_-1=0,2·у_В=0,2·750=150 МПа.

у_m=ф_а=0,5·5,2=2,6 МПа.

.

Запас прочности S определяется по формуле (4.24) з /3. с.299/

,(4.24)

где S_у-- запас прочности при изгибе, МПа;

S_ф-- запас прочности при кручении, МПа.

.

Проверка жесткости вала.

Момент инерции J, мм⁴ определяется по формуле (4.25) з /9. с.291/

,(4.25)

где D -- наружный диаметр шпинделя, мм;

б -- коэффициент.

.

Прогиб в, мм определяется по формуле (4.26) з /3. с.303/

,(4.26)

где F -- сила в зацеплении, Н;

Р -- сила резания, Н;

Е -- модуль прочности , МПа;

J -- момент инерции, мм⁴;

l -- расстояние между опорами, мм;

а, b -- расстояние между силой в зацеплении и опорою, мм;

c -- расстояние между опорою и силой резания, мм.

Прогиб в горизонтальной плоскости

Прогиб в вертикальной плоскости

Суммарный прогиб в, мм определяется по формуле (4.27) з /3. с.307/



,(4.27)

где у_гор -- прогиб в горизонтальной плоскости, мм;

у_верт -- прогиб в вертикальной плоскости, мм.

Угол поворота И , рад определяется по формуле (4.28) з /3. с.303/

(4.28)

где F -- сила в зацеплении, Н;

Р -- сила резания, Н;

Е -- модуль прочности , МПа;

J -- момент инерции, мм⁴;

l -- расстояние между опорами, мм;

а, b -- расстояние между силой в зацеплении и опорою, мм;

c -- расстояние между опорою и силой резания, мм.

Угол поворота в горизонтальной плоскости

Угол поворота в вертикальной плоскости

Суммарний угол поворота И , рад определятся по формуле (4.29) з /3. с.307/

,(4.29)

где И _гор -- угол поворота в горизонтальной плоскости , рад;

И _верт -- угол поворота в вертикальной плоскости, рад.

Рисунок 3.1

3.6 Расчет шпоночных соединений

В большинстве случаев для крепления колес и муфт на валах используются ненапряженные призматические шпонки. Шпонки, что крепят колеса выбирают по ГОСТ 10748-79 и по СТ РЭВ 189-75.

Наиболее часто используются шпонки с закругленными торцами (исполнение А)

Рис. 3.1 Шпоночное соединение

Наиболее опасной деформацией для шпонок и пазов есть смятие для крутящего момента Мi, (Н·мм). Расчет на смятие исполняется по следующей формуле:

где - напряжение смятия, ;

М - момент, что крутит, на этом валу, ;

- диаметр вала, ;

- высота шпонки, ;

- глубина шпонкового паза, ;

- робочая длина шпонки, .

,

где - длина шпонки (общая);

- ширина шпонки .

В общем машиностроении напряжения, что действуют, на смятие принимают равными:

- при среднему режиме работы

;

- при статистических перегружениях

.

Материал шпонок это Ст. 6, стали 45, 50.

Нулевой вал:

Второй вал:

Третий вал:

Четвертый вал:

Пятый вал:

-- допускаемое напряжение на срез, зависящее от материала соединительных элементов и условий работы конструкции.

В машиностроении при расчете штифтов, болтов, шпонок и т. п. принимают:

,

где -- предел текучести материала.

Придел текучести для стали 40Х равен 300 МПа. Значит:

Проверочный расчет шпонки на срез определяется по формуле:

ф_сp = 2М_кр / dbl ? [ф]_сp МПа,

где М_кр -- крутящий момент, передаваемый соединением, в Нм;

b -- ширина поперечного сечения шпонки в мм;

d -- диаметр вала в мм;

l - длинна шпонки, в мм.

Пятый вал:

3.7 Расчет клиноременной передачи

В приводе главного движения станка применяются две клиноременные передачи. Для примера рассчитаем первую передачу.

Частота вращения меньшего шкива

Определяем сечение ремня - А.

Крутящий момент

Диаметр меньшего шкива

Полученное значение диаметра округляем по ГОСТ 17383-73 до ближайшего стандартного. .

Диаметр большего шкива

Полученное значение округляем по ГОСТ 17383-73 до ближайшего значения. .

Уточненное передаточное отношение

Межосевое расстояние, в интервале

где - толщина клинового ремня, мм.

Длина ремня

Полученное значение округляем до ближайшего стандартного.

.

Уточненное межосевое расстояние

Угол обхвата ремнем меньшего шкива

Число ремней

где - коэффициент режима работы;

- мощность, допускаемая для передачи одним ремнем, кВт;

- коэффициент, учитывающий влияние длины ремня;

- коэффициент угла обхвата;

- коэффициент, учитывающий число ремней в передаче.

Натяжение ветви ремня

где - окружная скорость ремня, м/с;

- коэффициент, учитывающий центробежную силу,

Сила, действующая на вал

3.8 Выбор муфт привода

В приводе главного движения используются электромагнитные муфты с контактным токоподводом (рис 3.4). В муфтах данного типа фрикционные диски расположены между корпусом муфты и якорем и составляют часть ее магнитопровода. Намагничивающий пакет фрикционных дисков снижается магнитными силами, непосредственно воздействующими на диски.

Рисунок 3.4

В данных муфтах катушка для намагничивания неподвижна. Муфты могут иметь отверстие для посадки на вал на шпонке, а также на шлицах, с центрированием как по наружному, так и по внутреннему диаметру. Они предназначены для работы в условиях, обеспечивающих смазку их минеральным маслом(вязкостью не более 23 сст при 50°С; типа индустриальное 20).

Пакет дисков состоит из набора внутренних и наружных дисков. Внутренние диски связаны эвольвентным шлицевым соединением с втулкой на валу, наружные находятся в зацеплении с поводком. Наружные диски имеют так называемую «синусную» (волнистую) форму, что обеспечивает разъединение дисков при включении муфты. Форма дисков и их малая толщина обеспечивают большое магнитное сопротивление в радиальном направлении. Радиальные прорези придают дискам эластичность.

Муфты для привода главного движения выбираем в соответствии с ГОСТ 21573-76 в зависимости от передаваемого динамического крутящего момента в большую сторону.

На вал с крутящим моментом 48,9 Нм принимаем муфту с обозначением №8, с такими основными параметрами:

T_дин.=40 Нм;

D=110 мм;

L=42 мм.

На вал с крутящим моментом 74,58 Нм принимаем муфту с обозначением №9, с такими основными параметрами:

T_дин.=63 Нм;

D=120 мм;

L=45 мм;

D₅=110 мм;

На вал с крутящим моментом 132,33 Нм принимаем муфту с обозначением №8, с такими основными параметрами:

T_дин.=100 Нм;

D=110 мм;

L=42 мм.

3.9 Подбор подшипников качения

Подберем подшипники для уже рассчитанного ранее вала. Из расчетов следует, что наибольшая реакция наблюдается при включении передачи z₉ - z₁₀ в опоре А, . Расчеты по выбору подшипника будем вести для этой опоры.

Требуемая динамическая грузоподъемность

где - желательная долговечность, ч.

металлорежущий станок привод зубчатый

где - коэффициент вращения;

- коэффициент безопасности;

- температурный коэффициент.

По известному диаметру посадочной поверхности (рассчитан ранее,

d=45 мм) и требуемой динамической грузоподъемности подбираем подшипник 36209, для которого С₀=25100 Н. Условие С_тр < С₀ выполняется.

Остальные подшипники рассчитываются аналогично.



4. Описание основных систем станка

4.1 Система управления

Разработанная схема коробки скоростей с электромагнитными муфтами позволяет управлять приводом главного движения в автоматическом режиме. Управление осуществляется командоаппаратом и электросхемой, которые обеспечивают возможность включения любой ступени частот вращения шпинделя поворотом рукоятки управления.

На рисунке 4.1 показан командоаппарат с установленными на барабане кулачками, воздействующими на систему конечных выключателей ВК1 - ВК6, каждый из которых воздействует через электросхему управления на свою электромагнитную муфту ЭМ1 - ЭМ6.

Рисунок 4.1

Положение кулачков определяется принятым порядком переключения шестерен коробки скоростей. Это положение кулачков показано на развертке барабана (см. рисунок 4.1) для каждой ступени скоростей, порядок включения которых определяется графиком частот вращения шпинделя (см. рисунок 2.1).

На рисунке 4.2 представлена электросхема управления коробкой скоростей. Управление осуществляется следующим образом.

Для включения прямого вращения шпинделя служит кнопка Кн2-В, а для обратного (реверса) - кнопка Кн3-Н, расположенная на пульте управления. При нажатии одной из них, например Кн2-В, включается цепь питания реле Рв и контактора К1. При этом реле Рв своими нормально открытыми контактами Рв шунтирует кнопку Кн2-В, включает электромагнитную муфту 9МВ, обеспечивающую кинематическое замыкание цепи прямого вращения шпинделя. Одновременно с этим контактор К1 своими нормально открытыми контактами 1К₁, 1К₂, 1К₃ включает цепь питания электродвигателя М привода главного движения.

Заданная частота вращения шпинделя обеспечивается комбинацией включения электромагнитных муфт ЭМ1 - ЭМ6:

n₁ - включает муфты ЭМ1 и ЭМ4

n₂ - включает муфты ЭМ2 и ЭМ4

n₃ - включает муфты ЭМ3 и ЭМ4

n₄ - включает муфты ЭМ1 и ЭМ5

n₅ - включает муфты ЭМ2 и ЭМ5

n₆ - включает муфты ЭМ3 и ЭМ5

n₇ - включает муфты ЭМ1 и ЭМ6

n₈ - включает муфты ЭМ2 и ЭМ6

n₉ - включает муфты ЭМ3 и ЭМ6

Обеспечение включения соответствующих электромагнитных муфт возлагается на соответствующие реле Р₁, Р₂, Р₃, Р₄, Р₅, Р₆ управление которыми осуществляется конечными выключателями ВК1-ВК6.



Рисунок 4.2

В электросхеме предусмотрены блокировки, исключающие случайные включения цепей управления коробки скоростей, несоответствующих заданным режимам работы. С этой целью управления электромагнитными муфтами включены нормально закрытые контакты соответствующих реле.

Питание схемы управления осуществляется от силовой цепи через соответствующие предохранители ПР и понижающий трансформатор ТР.

Для отключения всей схемы управления служит кнопка С (стоп).

4.2 Система смазки коробки скоростей

Система смазки состоит из централизованной смазки от насоса и ручной. Масляный насос получает привод от вала коробки скоростей. К местам смазки масло подается через распределительную колодку установленную на корпусе коробки скоростей. От колодки масло поступает на смазку деталей коробки скоростей внутрь валов. Из валов через отверстия масло подводится к электромагнитным муфтам. На верхней части коробки установлен маслораспределитель. От маслораспределителя масло поступает в подшипники гильзы и распределительные колодки. От колодок посредством трубопроводов смазываются механизмы станины, коробки подач и механизм шпинделя. Отработанное масло сливается обратно в масляную ванну. Следует особо обратить внимание на смазку электромагнитных муфт. Электромагнитные муфты следует обеспечивать постоянной смазкой, которая поступает на фрикционные диски. Долговечность муфт в значительной мере зависит от правильного выбора системы подачи смазки и выбора масла. Правильно подобранная смазка уменьшает износ дисков электромагнитных муфт, снижает потери на трение, предупреждает коррозию и т.д. используется смазочное масло марки «Индустриальное 20» ГОСТ 1707-92.

4.3 Система охлаждения зоны резания и отвода стружки

Охлаждая - смазывающая жидкость подается под давлением с направлением струи в зону резания. Система, используемая в станке для подачи СОЖ , включают следующие элементы:

? насос для подачи жидкости под давлением мощностью N = 0,12 кВт центробежного типа;

? трубопроводы и арматура для подачи жидкости в зону резания, наконечник формирует и регулирует струю СОЖ;

? фильтр( его применяют для очистки жидкости от стружки и грязи, представляет собой сетку с маленькими отверстиями);

? резервуар для охлаждающей жидкости ;

? отстойник для частичной очистки жидкости (устанавливается в задней опоре, где находится и насос).

При массовом производстве отвод стружки от станка в механических цехах:

? автоматизированный (когда стружка удаляется от станка конвейерами, расположенными под полом);

? механизированный(с использованием ручного труда и мероприятий механизации с транспортировкой стружки в конвейерах, ящиках и тележках).

Бывают и промежуточные варианты, когда например имеются только магистральные конвейеры для стружки, а от станков она удаляется вручную и другими способами.

Разработанный в данном курсовом проекте токарный станок используется в единичном и мелкосерийном производстве, стружка из станка удаляется скребком с поддона, а затем удаляется из цеха.



5. Мероприятия по технике безопасности при работе на станке

Спроектированный станок оборудован всеми необходимыми оградительными и предохранительными устройствами.

Безопасность труда ставит своей задачей осуществление мероприятий, направленных на предупреждение несчастных случаев на производстве, улучшение условий труда рабочих.

При работе на сверлильном станке травмы могут быть получены вследствие неправильного крепления обрабатываемых заготовок и режущего инструмента, несоблюдение элементарных правил удаления стружки, неправильного ношения спецодежды и головных уборов.

Причиной несчастных случаев очень часто бывает отделяемая при сверлении отверстий, особенно на больших скоростях, мелкая стружка. Она может повредить глаз, вызвать ожоги на открытых частях тела.

Для предохранения глаз от травмирования стружкой необходимо ставить на пути возможного отделения стружки ограничительные щитки и надевать очки.

Нельзя выдувать стружку ртом из глухих отверстий и удалят ее со станка руками. Ее осторожно удаляют специальными скребками и щетками, намагниченными наконечниками и другими приспособлениями.

Вращающиеся детали станка, вспомогательные и режущие инструменты, не имеющие ограждения, представляют серьезную опасность для сверловщика, так как могут захватить одежду, руки и волосы. Для предупреждения несчастных случаев применяют специальные ограждения, волосы убирают под головной убор, рукава спецодежды завязывают у кистей рук.

Каждый рабочий должен строго соблюдать следующие основные правила безопасности труда:

1)Надежно закреплять обрабатываемую заготовку и режущий инструмент.

2)Перед включением электродвигателя выключить все рычаги управления и установить их в нерабочее положение.

3)Во время работы не оставлять станок без надзора.

4)При установке и снятии обрабатываемой заготовки, при смене режущего инструмента, чистке и смазке станка, при удалении стружки, а также в конце смены останавливать станок.

5)При обработке отверстий в металлических заготовках, дающих мелкую стружку, обязательно одевать защитные очки.

6)Во время работы на станке не носить свободной одежды, рукава должны быть завязаны у кисти, волосы убраны под головной убор.

7)При установке заготовок массой более 20 кг на станке пользоваться подъемным устройствами.

8)Соблюдать чистоту и порядок на рабочем месте.



6. Элементы испытаний и приемки станка

После установки и выверки производят внешний осмотр станка и испытывают его на холостом ходу, под нагрузкой, на точность и жесткость.

Испытание станка на холостом ходу. Привод главного движения последовательно проверяют на всех ступенях частоты вращения. Далее проверяют взаимодействие всех механизмов станка : безотказность и своевременность включения и выключения механизмов от различных управляющих устройств; работу органов управления, исправность системы подачи СОЖ и гидро- и пневмооборудования станка. В процессе испытания на холостом ходу станок должен на всех режимах работать устойчиво, без стуков и сотрясений, вызывающих вибрации. Перемещение рабочих органов станка механическим или гидравлическим приводом должно происходить плавно, без скачков и заеданий. При испытании станка на холостом ходу проверяются также его паспортные данные (частота вращения шпинделя, подача, перемещения кареток суппорта и др.). Фактические данные должны соответствовать значениям, указанным в паспорте. Испытание станка под нагрузкой позволяет выявить качество его работы и проводится в условиях, близких к производственным. Испытание производят путем обработки образцов на таких режимах, при которых нагрузка не превышает номинальной мощности привода в течении основного времени испытания. В процессе испытания допускается кратковременная перегрузка станка по мощности, но не более чем на 25%. Время испытания станка под полной нагрузкой должно быть не менее 30 минут. При этом все механизмы и рабочие органы станка должны работать исправно, система подачи СОЖ должна работать безотказно, температура подшипников скольжения и качения не должна превышать 70-80 С°, механизмов подач - 50 С°, масла в резервуаре - 60 С°. Новые станки в процессе эксплуатации, а также после ремонта проверяют на геометрическую точность в ненагруженном состоянии, на точность обработанных деталей и на получаемую при этом шероховатость обработанной поверхности. Требования к точности изложены в руководстве по эксплуатации станка. При проверке на точность станка проверяют: прямолинейность продольного перемещения суппорта в горизонтальной плоскости, одновысотность оси вращения шпинделя передней бабки и оси отверстия пиноли задней бабки по отношению к направляющим станины в вертикальной плоскости, радиальное биение центрирующей поверхности шпинделя передней бабки под установку патрона, осевое биение шпинделя передней бабки и др.

Прямолинейность продольного перемещения суппорта в горизонтальной плоскости проверяют с помощью цилиндрической оправки, закрепленной в центрах передней и задней бабки, и индикатора, установленного на суппорте( рисунок 6.1?а). Смещением задней бабки в поперечном направлении добиваются, чтобы показания индикатора на концах оправки были одинаковы или отличались не более чем на 0,02 мм на 1 метр хода суппорта.

Рисунок 6.1

Одновысотность оси вращения шпинделя передней бабки и оси отверстия пиноли задней бабки по отношению к направляющим станины в вертикальной плоскости проверяют при удалении задней бабки от передней на 1/4 наибольшего расстояния между центрами (рисунок 6.2 ? б). Проверку выполняют с помощью цилиндрических оправок, вставленных в отверстия шпинделя и пиноли задней бабки, и индикатора, установленного на суппорте. Наибольшее показание индикатора на образующей оправки шпинделя определяют возвратно-поступательным поперечным перемещением суппорта в горизонтальной плоскости относительно линии центров. Не изменяя положения индикатора, таким же способом определяют его показания на образующей оправки задней бабки. Разница в показаниях индикатора не должна превышать 0,06 мм у станков для обработки деталей с наибольшим диаметром 400 мм. Допускается только превышение оси отверстия пиноли над осью шпинделя передней бабки. Радиальное биение центрирующей поверхности шпинделя передней бабки под патрон проверяют с помощью индикатора( рисунок 6.1 ? в). При этом измерительный стержень индикатора устанавливают перпендикулярно образующей центрирующей шейки шпинделя. Радиальное биение шейки вращающегося шпинделя для патрона с наибольшим диаметром обрабатываемой детали 400 мм не должно превышать 0,01 мм. Осевое биение шпинделя передней бабки измеряют с помощью оправки, вставленной в отверстие шпинделя, и индикатора, установленного на станке при вращающемся шпинделе, рисунок 6.2 ? г). Измерительный стержень индикатора с плоским наконечником упирается в шарик, который установлен в центровое отверстие оправки. Осевое биение шпинделя для установки деталей с наибольшим диаметром 400 мм не должно превышать 0,01 мм.

Рисунок 6.2

Радиальное биение конического отверстия шпинделя передней бабки проверяют с помощью оправки длиной L=300 мм, вставленной в отверстие шпинделя, и индикатором, установленным в резцедержатель станка при вращающемся шпинделе( рисунок 6.2 ? д). Для станков с наибольшим диаметром обрабатываемой детали 400 мм радиальное биение оправки у торца шпинделя (положение 1) не должно превышать 0,01 мм, а на расстоянии L=300 мм от торца шпинделя (положение 2) - 0,02 мм.

Параллельность оси вращения шпинделя передней бабки продольному перемещению суппорта проверяют с помощью оправки длиной L=300 мм, установленной в отверстие шпинделя, и индикатором, установленным на суппорте станка( рисунок 6.2 ? е). Измерение производят по образующей оправки в вертикальной (положение 3) и горизонтальной (положение 4) плоскостях. При этом снимают показания индикатора по двум диаметрально расположенным образующим оправки (при повороте шпинделя на 180 градусов), перемещая суппорт с индикатором от торца шпинделя на расстояние L=300 мм. Затем определяют среднеарифметическое значение отклонений, измеренных по двум образующим (отдельно для горизонтальной и для вертикальной плоскостей). Для станков с наибольшим диаметром обрабатываемой детали 400 мм допускаемая не параллельность оси шпинделя направлению продольного перемещения суппорта в вертикальной плоскости не должна превышать 0,03 мм (причем не параллельность должна быть направлена только вверх), а в горизонтальной плоскости - 0,012 мм (не параллельность должна быть направлена только в сторону суппорта).