Электродвигатель с шариковым винтом соединяется напрямую.

Пара винтовая (Ш63*10)

Пара винтовая (Ш63*10)предназначена для продольного перемещения каретки станка и включает в себя шариковую винтовую пару и две опоры. Обе опоры подобны конструкции и включают в себя корпус, два комбинированных радиально-упорных подшипника.

Применения радиально-упорных подшипников в сочетании с устройством предварительной их затяжки обеспечивают получение высокой жесткости опор и винтовой пары в целом.

Левая опора используется для крепления привода продольной подачи. Конструкция гайки винтовой пары позволяет производить регулировку зазора.

Смазка обеих опор и винтовой пары осуществляется от системы импульсной смазки.

На правом конце винта имеется квадрат под ключ для вращения винта вручную.

2.3.6 Привод поперечных подач

Привод поперечных подач располагается на верхней стенки каретки включает в себя переходной фланец, соединительную муфту и электродвигатель.

Электродвигатель со встроенным тормозом соединяется с шариковым винтом поперечной подачи напрямую.

Пара винтовая (Ш50*10)

Пара винтовая (Ш50*10) предназначена для перемещения поперечной ползушки на каретке и базируется в расточках каретки.

Верхняя опора включает два комбинированных радиально-упорных подшипника. Нижняя опора включает один радиальный шарикоподшипник.

Смазка обеих опор и винтовой пары осуществляется от системы импульсной смазки.

Конструкция гайки винтовой пары позволяет производить регулировку зазора.

На нижнем конце винта имеется квадрат под ключ для вращения винта вручную.

2.3.7 Упоры

Упоры предназначены для подачи сигналов по пути от подвижных органов станка- каретки и ползушки по координатам Z, X.

В комплект упоров по каждой координате входит планка с пазами для кулачков, кулачки и электроконтактный переключатель.

Рис.2. Планка с пазами для кулаков.

По координате X планка с пазами крепится к ползушке, электроконтактный переключатель установлен неподвижно на каретке.

По координате Z планка с пазами крепится на станине неподвижно, электроконтактный переключатель перемещается вместе с кареткой.

По каждой координате устанавливаются кулачки: по два для отключения механизма подач при аварийных режимах: по одному - для установки подвижного органа в «0», по два для ограничения хода. По оси Z устанавливается один кулачек для ограничения зоны резания.

Упоры 1,5 - для отключения механизма подач по оси X при аварийных режимах.

Упор 3 - для изменения скорости перемещения ползушки при выходе в «0» по оси X.

Упоры 6,11 - для отключения механизма подач по оси Z при аварийных режимах.

Упор 8 - для ограничения зоны резания у патрона .

Упор 9 - для изменения скорости перемещения каретки при выходе в «0» по оси Z.

Упоры 2,4 - для ограничения хода по оси X.

Упоры 7,10 - для ограничения хода по оси Z.

2.3.8 Охлаждение

Охлаждение предназначено для подачи охлаждающей жидкости на режущий инструмент в зоне резания и включает в себя емкость с насосом, механизм подводки к ползушке каретки и подвижную систему трубопроводов на ползушке. Емкость с насосом располагается в правом отсеке станины.

Подводка охлаждающей жидкости к ползушке и каретки осуществляется посредством гибких шлангов расположенных в защитных кожухах.

2.3.9 Электротрубомонтаж

Электротрубомонтаж по станку ведется в нише станины. электропроводка к каретке и ползушке осуществляется посредством гибких шлангов.

Электрошкаф навешен на станок и соединен с механизмами станка проводкой, проложенной в нише станины станка и коробах.

2.3.10 Освещение зоны резания

Освещение зоны резания осуществляется с помощью 2-х светильников, расположенных на торцевых щитах ограждения. Каждый светильник крепится шарнирно неподвижным щитам и имеет защитный козырек. светильник и козырек устанавливаются в положение, обеспечивающее оптимальную освещенность зоны резания и закрепляется неподвижно.

2.4 Указания по мерам безопасности

Безопасность труда на новом полуавтомате достигается соответствием его нормативным требованиям ГОСТ12.2.009-80; СТ СЭВ 538-77; СТ СЭВ 539-77; СТ СЭВ 540-77.

Станки обеспечены устройствами, обеспечивающими безопасность работы.

1. Ременные передачи привода главного движения закрываются кожухами, предохраняющими от травмирования при работе главного привода.

2. В желтый цвет окрашиваются внешние торцы протекторов кареток и суппортов, наружные торцевые поверхности шкивов передач и внутренняя поверхность крышки шпиндельной бабки.

3. Зона обработки имеет подвижное ограждение из листовой стали, имеющее смотровое окно из прозрачного материала с решеткой. Станок оснащен блокировкой, допускающей включение вращения шпинделя только при закрытом положении подвижного ограждения.

4. Время торможения шпинделя после его выключения при всех частотах вращения не превышает 5 с.

5. Органы управления станка снабжены фиксаторами, не допускающими самопроизвольных перемещений органов управления.

6. На электрошкафе установлен знак напряжения по ГОСТ 12.4.027-76.

7. Вводные выключатели снабжены указателем в виде мигающего индикаторного устройства, показывающего состояние его контактов.

8. На станке имеется кнопка «Стоп» (аварийная) с грибковидным толкателем увеличенного размера, установленная на панели, закрепленной на каретке станка.

9. Шкафы электрооборудования и клеммные коробки имеют исполнение по степени защищенности 1Р54 по ГОСТ 14254-80.

10. На станке применен переключатель «Стоп подачи» и «Стоп шпинделя», дающий возможность оператору при необходимости последовательно остановить подачу и вращение шпинделя без отключения станка.

11. Перемещение каретки и суппорта ограничиваются в крайних положениях блоками путевых конечных выключателей, дающих последовательно команды на останов подачи и на аварийное отключение станка.

12. Двери электрошкафов станка запираются специальными замками.

13. На станке предусмотрен специальный переключатель «Блокировка пульта управления», запираемый ключом, блокирующий возможность ввода информации с клавиатуры пульта при выключенном положении переключателя.

2.5 Решение вопросов художественного конструирования и эргономики

Художественное конструирование - неотъемлемая часть комплекса исследовательских, конструкторских, технологических работ направленных на оптимизацию системы «человек - машина».

Основой художественного конструирования является эргономика - наука, изучающая взаимосвязи человека с машиной и окружающей его предметной средой.

При проектировании станка вопросам художественного конструирования и, прежде всего, вопросам эргономики, было уделено достаточно внимания. Станок, в основном, отвечает антропометрическим, инженерно - технологическим, физиологическим и эстетическим требованиям эргономики. Наличие системы ЧПУ позволяет увеличить производительность труда и сохранить время на переналадку, а также почти исключить непосредственное участие человека в выполнении технологического процесса, т. е. позволяет более рационально распределить функции между человеком и машиной, улучшить условия труда человека, сделать его более разнообразным и творческим.

Антропометрия, физиология, инженерная психология, гигиена труда являются основными разделами эргономики, как уже говорилось ранее.

Антропометрия - обмер человека. Антропометрические данные кладутся в основу проектирования машин, орудий труда, помещений, потребительских изделий, производственной и других средств, что делает возможным правильную и эффективную эксплуатацию этих предметов. Кроме антропометрических данных, следует также учитывать состав и возрастную изменчивость организма человека, так как рабочие коллективы могут отличатся по составу (мужчина и женщина) и возрасту. Поэтому при создании оборудования и интерьера цеха должны учитываться физиологические различия (рост, вес, допустимые нагрузки и т.п.) мужского и женского организма.

Физиология изучает изменение функционального состояния человека под влиянием его рабочей деятельности. Поэтому при проектировании следует стремиться к тому, чтобы каждый конструктивный элемент машины, каждое движение, которое совершает человек на рабочем месте, были бы полностью оправданы с точки зрения физиологических требований.

Инженерная психология органически связана с конструкцией машины и дает основу для выбора лучшей её структуры. Следовательно, задача инженерной психологии - изучить возможности работы человека и машины, и лучшим образом распределить функции между ними с тем, чтобы обеспечить наилучшие условия и результаты труда.

Инженерная психология изучает такие вопросы как: проектирование органов управления машин с учётом психофизиологических особенностей человека (правило мнемоники); особенности зрительного восприятия; возможности человеческой памяти; творческое содержание труда; распределение функций между человеком и машиной;

взаимосвязи между темпераментом работающего и характером работы; скорости реакции человека на сигналы со стороны машины; условия восприятия информации и др.

При проектировании рабочего места следует учитывать анатомические параметры тела, допустимые нагрузки на руки и ноги, скорость рабочих движений оператора и скорость реагирования нервной системы на информацию (скорость реакции).

Органы управления нового полуавтомата находятся в удобной зоне обслуживания. Рукоятки отсутствуют, управление осуществляется кнопками и переключателями.

При проектировании станка было также уделено внимание его эстетическим качествам и соответствию стилевым чертам станков данного класса.

Станок обладает композиционным единством, рациональной наглядной компоновкой - все эти показатели способствуют удобству обслуживания станка.

Применение декоративных покрытий придаёт станку привлекательный внешний вид. Окраска произведена строго в соответствии с ОСТ Н06-2-72.

Покрытие выполнено по 2-му классу ГОСТ 9894-61. Рекомендуемая окраска станка - светло-серый, светло-зелёный, светло-голубые тона.

2.6 Указания по эксплуатации станка

Температура в помещении, где эксплуатируется станок. Должна быть от +15 до +40 С; относительная влажность не более 80 %.

Запыленность помещения должна быть в пределах санитарной нормы.

Станок не должен подвергаться воздействию внешнего нагрева и сильных тепловых перепадов.

Вблизи станка не должно быть шлифовальных станков, работающих без охлаждения, крупного обдирочного и кузнечно-прессового оборудования.

Установленные вблизи станка устройства, работающие с использованием токов высокой частоты, должны иметь защиту от радиопомех.

В помещениях для установки станка необходимо прокладывать шину, соединённую с низкоомным контуром заземления, для подключения проводов заземления станка. Сопротивление контура заземления не должно превышать 40м.

Станок с ЧПУ подключается к трехфазной сети переменного тока (напряжение 380 В с разбросом от -15 до +10 %, частота 50 Гц, от -1 до +1 Гц).

Для защиты от электрических помех, создаваемых работой другого электрооборудования, рекомендуется осуществлять питание устройства ЧПУ от отдельного мотор-генератора или силового трансформатора, к которым не разрешается подключать другое оборудование.

Необходимо обеспечить достаточное пространство для удобной уборки станка от стружки.

Смазывание станка должно производиться только теми маслами, которые указаны в руководстве.

Водородный показатель СОЖ должен быть в пределах рН 8...8,5.

2.7 Расчет режимов резания

Опеделение сил резания Исходные данные:

*Обрабатываемый материа: Сталь 45Х.

*Вид обработки: Наружное продольное точение.

*Режущий инструмент: Резец проходной.

*Материал режущей части: Т15К5.

*Стойкость инструмента: Т=50 мин.

Выбираем предельно допустимые глубину и подачу резания [17]:

t_max=5,8 мм; s_max=1,0 мм.

Определяем скорость резания [17]

,

где

- коэффициент обрабатываемости стали,

МПа,

,

- коэффициент учитывающий влияние материала заготовки;

- коэффициент учитывающий влияние материала инструмента;

- коэффициент учитывающий влияние углов в плане;

- коэффициент учитывающий влияние радиуса при вершине;

С_v=340 - постоянная;

m=0,2; х=0,15; у=0,45 - показатели степени.

Определяем силы резания [17]

, МПа,

n=0,75; Cp=300; x=1; y=0,75; n=-0,15.

Определяем мощность резания [17]

2.8 Расчет КПД привода главного движения

где - КПД ременной передачи (1 шт);

- КПД подшипников (7шт);

- КПД зубчатых колес (2 шт).

2.9 Расчет мощности двигателя привода главного движения

где N=14,6754 кВт - мощность резания;

- КПД привода главного движения.

Для привода главного движения выбираем двигатель переменного тока тип 2ПФ200МГУ4, N_ном=22 кВт, n=1600 мин^-1.

2.10 Расчет поликлиновой передачи

Поликлиновой ремень включает в себя несколько рабочих поверхностей треугольной формы, что позволяет равномерно распределять нагрузку между ними и обеспечить постоянство расчетных диаметров шкивов. В этом их основное преимущество перед клиновыми ремнями. Небольшая высота и кордшнур из химического волокна позволяет использовать их на шкивах малого диаметра с передаточным числом до 8 и при скорости до 40 м/с. При равных условиях работы данная передача более компактна, чем с клиновыми ремнями.

Расчет ведем по [2].

Определим сечение ремня.

Определяем момент на быстроходном валу

M = 9740 [Hм],

где N - мощность, передаваемая ремнем, кВт; n1 - минимальная частота вращения быстроходного вала, мин^-1.

M = 9740 = 134 Hм.

Следовательно, сечение ремня Л.

Его параметры:

Рис. 3. Ремень поликлиновой

H=9,5 мм;

t=4,8 мм;

h=4,85 мм;

r1=0,2 мм;

r2=0,7 мм.

Определяем диметры шкивов.

Пусть диаметр меньшего шкива d1=200 мм.

Диаметр ведомого d2=i* d1=1*200=200 мм. Ближайшее значение из стандартного ряда d2=200 мм.

Уточняем передаточное значение с учетом относительного скольжения S=0,01.

.

Определяем межосевое расстояние:

amin=0,55(d1+ d2)+Н=0,55(200+200)+9,5=230 мм;

amax= d1+ d2=200+200=400 мм.

Принимаем промежуточное значение a=320 мм.

Определяем расчетную длину ремня:

L_p==

мм

Ближайшее стандартное значение Lp=1250 мм.

Уточняем межосевое расстояние:

где - параметры нейтрального слоя.

Определяем угол обхвата малого шкива d1:

180.

Определяем скорость ремня:

м/с.

Определяем коэффициенты:

- угла обхвата ;

- режима работы ;

- скорости .

Определяем наименьшее межосевое расстояние, необходимое для надевания ремня

а_min = а - 0,01L;

аmin = 320 - 0,01·1250= 307.5 мм.

Определяем наибольшее межосевое расстояние, необходимое для вытяжки ремня

аmax = а + 0,02L ;

аmax = 320 + 0,02·1250 = 345 мм.

Принимаем исходную длину L0 = 1600 мм и относительную длину L/L0 = 1,25.

Принимаем коэффициент длины ремня СL = 0,9+0,1L/L0=1,025.

Определяем число ребер поликлинового ремня:

z=10F/[F]10;

где:

[F]10 =(F10* где F10 - допускаемая окружная сила для передачи поликлиновым ремнем с десятью ребрами при передаточном отношении i=1, , эталонной длине L0, работе в одну смену с постоянной нагрузкой.

- слагаемое, учитывающее влияние передаточного отношения.

0Нм.

[F]10 =(1190*0,97*0.98)*0,73=825

Определяем исходную мощность

N₀ = 22 кВт.

Определяем поправку к моменту на передаточное число

ДМ = 4 кг·м.

Определяем поправку к мощности

ДN = 0,001 ДМin1;

ДN = 0,001·4·1600

ДN = 6.4 кВт.

Определяем допускаемую мощность [N], кВт

[N] = (N0CбCL + ДNi)Cp;

[N] = (22· 0,97· 0.98 + 6.4)0,73 = 18кВт.

Определяем число ребер ремня

z = = 12.2 кВт.

Принимаем количество ребер z=13

Номинальная мощность, передаваемая ремнем:

,

где - к.п.д. механизма от вала ременной передачи до шпинделя.

Определяем ширину шкива

В = (z - l)s + 2*f,

где s - шаг ребер, мм; f - длина свободной части шкива, мм.

В = (13 - 1)4,8 + 2· 5,5 = 68.6 мм.

Определяем окружное усилие, передаваемое ремнем (по номинальной мощности):

где v=4,65 м/с - минимальная рабочая скорость ремня для данного станка.

Натяжение ветвей ремня:

;

Усилие, действующее на вал при работе станка:

Q=S1+S2=6650+1900=8550 H.

Определим рабочий ресурс рассчитанной клиноременной передачи:

2.11 Расчет зубчатых колес

Расчет зубчатых колес на прочность ведем по [4].

Модуль передачи должен удовлетворять условию:

[4, раздел 3.4], где

к_F - коэффициент нагрузки;

к_m = 13 - вспомогательный коэффициент для прямозубых колес;



Расчет передач на контактную выносливость

Исходя из заданного передаточного числа U1 и отношения рабочей ширины венца передачи к начальному диаметру шестерни, определяем, исходя из того, соблюдается ли соотношение:

Расчет передачи I-II (22:88)

Число зубьев шестерни z₁=22, колеса z₂=88.

Эквивалентное число циклов перемены напряжений:

=60*492,5*10000=29,55*10⁷

Коэффициент режима нагружения:

0,488.

Допускаемое напряжение на изгиб:

=0,4*1350*0,488=205 Мпа.

Исходный расчетный крутящий момент: М_1F =832,8 Нм.

Отношение ширины колеса к модулю:

=35/3.5=10.

Коэффициент нагрузки: К_F =1,3.

Коэффициент, учитывающий форму зуба:

Y_F=3,5 при z=22 [4, рис. 3.10а]

Начальный диаметр шестерни:

d_w1=m*z₁=3.5*22=77 мм.

Отношение ширины венца к начальному диаметру:

=35/77=0.45.

Коэффициент безопасности: S_н=1,2 [4, табл. 3.13]

Допускаемое контактное напряжение:

Мпа.

Передаточное отношение U=88/22=4.

Модуль передачи:

=3.24.

Модуль m=3.5 зубчатой передачи удовлетворяет условию выносливости зубьев при изгибе.

Начальный диаметр шестерни:

=67 мм.

Так как 77>67, то начальный диаметр шестерни удовлетворяет условию контактной выносливости зубьев.

Расчет передачи II-III (24:96)

Число зубьев шестерни z₁=24, колеса z₂=96.

Эквивалентное число циклов перемены напряжений:

=60*492,5*10000=29,55*10⁷

Коэффициент режима нагружения:

0,488.

Допускаемое напряжение на изгиб:

=0,4*1350*0,488=205 Мпа.

Исходный расчетный крутящий момент: М_1F =832,8 Нм.

Отношение ширины колеса к модулю:

=60/4=15.

Коэффициент нагрузки: К_F =1,3.

Коэффициент, учитывающий форму зуба:

Y_F=3,3 при z=24 [4, рис. 3.10а]

Начальный диаметр шестерни:

d_w1=m*z₁=4*24=96 мм.

Отношение ширины венца к начальному диаметру:

=60/96=0,625.

Коэффициент безопасности: S_н=1,2 [4, табл. 3.13]

Допускаемое контактное напряжение:

Мпа.

Передаточное отношение U=96/24=4.

Модуль передачи:

=3.87.

Модуль m=4 зубчатой передачи удовлетворяет условию выносливости зубьев при изгибе.

Начальный диаметр шестерни:

=102,79 мм.

Так как 105>102,79, то начальный диаметр шестерни удовлетворяет условию контактной выносливости зубьев.

Расчет передачи II-III (60:60)

Число зубьев шестерни z₁=60, колеса z₂=60.

Эквивалентное число циклов перемены напряжений:

=60*154,4*10000=9,3*10⁷

Коэффициент режима нагружения:

0,59.

Допускаемое напряжение на изгиб:

=0,4*1350*0,488=248,6 Мпа.

Исходный расчетный крутящий момент: М_1F =2564,5 Нм.

Отношение ширины колеса к модулю:

=30/4=7,5.

Коэффициент нагрузки: К_F =1,3.

Коэффициент, учитывающий форму зуба:

Y_F=3,6 при z=60 [4, рис. 3.10а]

Начальный диаметр шестерни:

d_w1=m*z₁=4*60=240 мм.

Отношение ширины венца к начальному диаметру:

=30/240=0,125.

Коэффициент безопасности: S_н=1,2 [4, табл. 3.13]

Допускаемое контактное напряжение:

Мпа.

Передаточное отношение U=60/60=1.

Модуль передачи:

=3.87.

Модуль m=4 зубчатой передачи удовлетворяет условию выносливости зубьев при изгибе.

Начальный диаметр шестерни:

=213 мм.

Так как 240>213, то начальный диаметр шестерни удовлетворяет условию контактной выносливости зубьев.

2.12 Расчет реакций в опорах шпинделя

Исходные данные:

Вес патрона G_П=1270 Н;

Вес детали G_Д=800Н;

Режимы резания Р_z=5569,78 Н; Р_х=1670,93 Н; Р_у=2784,89 Н.

Рис.4. Схема нагружения шпинделя (вертикальная плоскость).

Рис.5. Схема нагружения шпинделя (горизонтальная плоскость).

Рис.6. Расчетная схема (вертикальная плоскость).

Сила зацепления Q определяется по формуле:

,

где - окружная составляющая силы в зацеплении, Н;

- угол зацепления зубчатых колёс, .

Окружная составляющая равна:

,

где - тангенциальная составляющая силы резания, Н;

- диаметр начальной окружности приводного колеса шпинделя, мм;

- расчётный диаметр в мм, который равен:

,

где - наибольший диаметр обрабатываемой заготовки в мм.

Определяем сумму моментов относительно точки В

Определяем сумму моментов относительно точки А

Знак «-» говорит о том, что реакция опоре В Z_B направлена в противоположную сторону.

Рис.7. Расчетная схема (горизонтальная плоскость).

Определяем сумму моментов относительно точки В

Определяем сумму моментов относительно точки А

Знак «-» говорит о том, что реакция опоре В Y_B направлена в противоположную сторону.

Определяем сумму сил по оси ОХ

Полученные результаты сведены в табл. 9.

Таблица 9

XA, H	YA, H	YB, H	ZA, H	ZB, H
1670,93	6931,28	4146,39	15828,62	3111,16

2.13 Проектирование гидростатических подшипников

Гидростатические подшипники применяют в станки строении, приборостроении, турбостроении и других отраслях промышленности. Вследствие того, что вращающаяся поверхность всегда отделена от невращающейся слоем смазочной жидкости, они обеспечивают высокую точность вращения, практически неограниченную долговечность, весьма высокую нагрузочную способность при любой скорости, в металлорежущих станках позволяют получить высокое качество поверхности обрабатываемого изделия. Высокая демпфирующая способность гидростатических подшипников значительно повышает виброустойчивость станка и его производительность. Гидростатические подшипники используют в качестве датчиков, в приводах микроперемещений, в системах адаптивного управления. Все это определяет перспективность их дальнейшего использования в машиностроении.

2.13.1 Принцип работы гидростатических подшипников

Гидростатический подшипник -- это подшипник скольжения, давление в рабочем слое смазочной жидкости которого создается источниками питания, расположенными вне подшипника и работающими независимо от него.

Из всех типов гидростатических подшипников можно выделить два основных: цилиндрические (радиальные) и упорные подшипники (подпятники).

Цилиндрические подшипники выполняют с равномерно расположенными по окружности карманами, в каждый из которых от источника питания через дросселирующее устройство подается смазочная жидкость под давлением, за счет чего образуется подъемная сила, и вал всплывает.

Под действием внешней нагрузки F вал занимает эксцентричное положение относительно втулки. Образуется разница в величинах рабочих зазоров, через которые вытекает смазочная жидкость из различных карманов, изменяются и гидравлические сопротивления на выходе. Это приводит при наличии гидравлических сопротивлений (дросселей) на входе к изменению давления в каждом кармане; результирующая давлений воспринимает внешнюю нагрузку и возвращает вал в центральное исходное положение.

В гидростатические подшипники без дросселирующих устройств смазочная жидкость в каждый карман подводится от собственного источника питания (система «насос-карман»). Такую систему применяют в крупногабаритных подшипниках,

Для разгрузки валов применяют незамкнутые гидростатические подшипники, в которых втулка с несущими карманами не охватывает вал со всех сторон.



Рис.8. Распределение давлений в радиальном гидростатическом подшипнике.

В гидростатических подшипниках отсутствует контакт вала и втулки, так как в режимах пуска и останова вал всплывает до начала вращения, а опускается после останова.

2.13.2Расчет гидростатических подшипников

Задняя опора представляет собой замкнутый радиальный гидростатический подшипник.



Рис.9. Гидростатический подшипник.

Расчет подшипников задней опоры.

Диаметр шейки шпинделя D=120 мм.

Длина подшипника L=100 мм.

Размер перемычек, ограничивающих карман в осевом наплавлении l₀=10 мм.

Размер перемычек между карманами l_к=14 мм.

Число карманов z=4.

Жесткость подшипника j=500*10³ н/мм.

Смазочная жидкость-масло И-5А с µ=7 МПа*с при температуре 30?С.

Максимально допустимое значение смещения шпинделя е=0,01 мм.

Максимальная скорость колебаний шпинделя V=0.2 мм/с

Частота вращения шпинделя n=1600 об/мин.

1. Найдем эффективную площадь подшипника:



2. Найдем первоначальное значение диаметрального зазора:

мм.

3. Давление источника питания:

4. Энергетические потери в подшипнике:

5. Оптимальное значение диаметрального зазора по минимуму энергетических затрат:



Поскольку полученное значение Д_опт не значительно отличается от Д₀, то можно не корректировать значения р_н и Р_Е. Окончательно принимаем

Д=0.091±0,005 мм.

6.Проверяем максимальное значение относительно эксцентриситета:

е=2е/Д=2*0,01/0,091=0,22<0,35

6. Максимальная нагрузочная способность:

Н.

7. Расход смазочной жидкости :

8. Максимальная сила демпфирования в подшипнике:

9. Проводим расчет параметров дросселя. Длину канала (мм) капиллярного дросселя, имеющего круглое сечение, при d_др=0.6мм определяем как:

q_др=86*10³/4=21.5*10³ мм³/с.

2.13.3 Расчет подшипников передней опоры

Диаметр шейки шпинделя D=160 мм.

Длина подшипника L=120 мм.

Размер перемычек, ограничивающих карман в осевом наплавлении l₀=12 мм.

Размер перемычек между карманами l_к=15 мм.

Число карманов z=4.

Жесткость подшипника j=500*10³ н/мм.

Смазочная жидкость-масло И-5А с µ=7 МПа*с при температуре 30?С.

Максимально допустимое значение смещения шпинделя е=0,01 мм.

Максимальная скорость колебаний шпинделя V=0.2 мм/с

Частота вращения шпинделя n=1600 об/мин.

1. Найдем эффективную площадь подшипника:

2. Найдем первоначальное значение диаметрального зазора:

 мм.

3. Давление источника питания:

4. Энергетические потери в подшипнике:

5. Оптимальное значение диаметрального зазора по минимуму энергетических затрат:

Поскольку полученное значение Д_опт не значительно отличается от Д₀, то можно не корректировать значения р_н и Р_Е. Окончательно принимаем

Д=0.123±0,005 мм.

Проверяем максимальное значение относительно эксцентриситета:

е=2е/Д=2*0,01/0,123=0,18<0,35

6. Максимальная нагрузочная способность:

Н.

7. Расход смазочной жидкости :

8. Максимальная сила демпфирования в подшипнике:

9. Проводим расчет параметров дросселя. Длину канала (мм) капиллярного дросселя, имеющего круглое сечение, при d_др=0.6мм определяем как:

q_др=204*10³/4=51*10³ мм³/с.

2.14 Проверка подшипников вала в револьверной головке

В опорах вала установим радиальные однорядные шарикоподшипники легкой серии 206 ГОСТ 8338-75.

- Статическая грузоподъемность С₀ = 10кН =10000Н;

- Динамическая грузоподъемность С = 19,5кН =19500Н.

Осевая нагрузка F_а = 0, т. к. осевые нагрузки зубчатой передачи малы.

Приведенная динамическая нагрузка Р_пр:

P_пр = X V F_r K K_T,

где Х - коэффициент радиальной нагрузки; Х = 1, т.к. подшипник радиальный однорядный;

V = 1, т.к. вращается внутреннее кольцо;

К - коэффициент безопасности; принимаем К = 1,25;

К_Т - температурный коэффициент; т.к. рабочая температура меньше 100С, то К_Т = 1.

Р_пр = 1 1 746 1,25 1 =932.5Н.

Приведенная нагрузка соответствует эквивалентной динамической нагрузке Р_пр = Р_экв.

Определим ресурс предварительно выбранного подшипника:



Так как расчетная долговечность подшипника больше требуемой (72230>25000), то подшипник пригоден.

2.15 Проверка подшипников входного вала продольного шпиндельного блока

В опорах вала установим радиальные однорядные шарикоподшипники легкой серии 7000111 ГОСТ 8338-75.

- Статическая грузоподъемность С_о = 11,7кН =11700Н;

- Динамическая грузоподъемность С = 17кН =17000Н.

Осевая нагрузка F_а = 0, т. к. осевые нагрузки от муфты и зубчатой передачи малы.

Приведенная динамическая нагрузка Р_пр:

P_пр = X V F_r K K_T,

где Х - коэффициент радиальной нагрузки; Х = 1, т.к. подшипник радиальный однорядный;

V = 1, т.к. вращается внутреннее кольцо;

К - коэффициент безопасности; принимаем К = 1,25;

К_Т - температурный коэффициент; т.к. рабочая температура меньше 100С, то К_Т = 1.

Р_пр = 1 1 935 1,25 1 =1168Н.

Приведенная нагрузка соответствует эквивалентной динамической нагрузке Р_пр = Р_экв.

Определим ресурс предварительно выбранного подшипника:

Так как расчетная долговечность подшипника больше требуемой (64220>25000), то подшипник пригоден.

2.16 Проектирование гидростатических направляющих

Гидростатические направляющие обладают рядом преимуществ по сравнению с обычными направляющими смешанного трения. Они обеспечивают минимальную, не зависящую от нагрузки, силу трения в широком диапазоне скоростей, практически не изнашиваются, имеют относительно высокую демпфирующую способность. Эти достоинства определяют все более широкое распространение гидростатических направляющих в станкостроении.

2.16.1 Принцип работы

Особенность гидростатических опор состоит в том, что масло, разделяющее скользящие поверхности, подводится к ним извне с помощью насоса. Масло поступает через отверстие в карман, в котором давление одинаково во всех точках, поскольку глубина кармана велика (1--4 мм). Карман окружен перемычками, препятствующими свободному вытеканию масла из кармана. Истечение масла возникает после того как подвижный элемент всплывает на величину h и масло через образовавшуюся щель по периметру кармана вытекает наружу. Величина всплытия определяется количеством масла, подводимым к карману; давление р₁ в кармане устанавливается автоматически и зависит только от нагрузки F, на опору. При увеличении нагрузки (F₂>F₁) давление повышается до р₂.

Толщина масляной пленки уменьшается до h₂, причем источник питания должен обеспечить возможность увеличения давления в карманах в рабочем диапазоне нагрузок.

Для восприятия нагрузок различного направления, в том числе опрокидывающих моментов М на каждой рабочей поверхности предусматривают несколько карманов (по меньшей мере, два), в каждый из которых масло подводится из своего устройства (системы питания) благодаря чему в карманах устанавливаются давления определяемые нагрузкой, приходящейся на каждый из карманов. При центральной нагрузке F давления р₁ в карманах одинаковые а под действием опрокидывающего момента М в карманах устанавливаются давления р₂, р₃, определяемые нагрузкой на карманы. При этом подвижный узел может перекашиваться на угол а.

Большое влияние на эксплуатационные характеристики оказывают

системы питания карманов. При системе питания насос -- карман в каждый карман опоры независимо от нагрузки в единицу времени подводится постоянное количество масла, например с помощью многопоточного насоса. При системе питания с дросселями достаточно иметь один насос, который подает масло через дроссели к каждому карману. Дроссели, на которых падает давление от р_н до р_i (p_н>р₁…р₄), нужны для того, чтобы при различной нагрузке на карманы 1к--4к давления в них не могли выравниться. В системе с регуляторами сопротивление каждого из них определяется давлением р₁-р₄ в кармане, которое уменьшается с повышением давления. Это обеспечивает более благоприятное (с учетом характера нагружения) распределение расхода по отдельным карманам, что значительно повышает жесткость масляного слоя. Из-за сложности эту схему применяют редко.

2.16.2 Эксплуатационные характеристики

Результаты расчетов эксплуатационных параметров соответствуют экспериментальным показателям с погрешностью не более 10--15%, поэтому больших запасов при расчете параметров не требуется. При расчете во многих случаях можно пользоваться следующими допущениями:

- сопротивление истечению опор, поверхности которых не параллельны, определяют по средней толщине пленки в каждом кармане;

- наиболее важные эксплуатационные характеристики, такие как несущая способность, жесткость масляного слоя, следует анализировать, принимая во внимание упругие деформации и погрешности изготовления деталей опоры, вводя в расчет так называемый начальный зазор, который обусловливает такой же дополнительный расход масла через опору, как и реальная погрешность.

2.16.3 Расчет гидростатических направляющих

Исходные данные

Вес верхнего суппорта G_s=10 кН

Используемое масло ИГП-8 (з=32*10^-3 Па*с при 20єС и з=17*10^-3 Па*с при 30єС)

Начальный зазор h₀=30 мкм

h_min=12 мкм; h_max=55 мкм;

1. Определим эффективную площадь кармана

площадь всех карманов S_эфi=0.02*2=0.04 м²

2. Рабочие давления

где G_s - вес верхнего суппорта

3. Предварительная расчетная толщина масляной пленки при нагрузке

4. Сопротивление истечению жидкости

где k₀ - коэффициент учитывающий геометрию кармана и вязкость масла

5. Требуемая производительность

Выбираем насос, имеющий по паспорту расход, близкий к Q

Q_ф=025*10^-3м³/с=15 л/мин

Все дальнейшие расчеты проводим исходя из фактического расхода насоса Q_ф

6. Уточняем фактическое сопротивление истечению

Па*с/м³

7. Определяем жесткость масляного слоя

C_min=3G/h_pmax=3*10/85=0.35 кН/мкм

C_max=3G/h_pmin=3*10/42=0.71 кН/мкм

8. Общие потери мощности в опорах N_общ=N_Q+N_V , где N_Q-потери мощности при проталкивании смазочного материала через зазор между смазываемыми поверхностями

N_Q=р*Q_ф=0,25*10⁶*0,25*10^-3=62,5Вт;

N_V - потери мощности при относительном перемещении смазываемых поверхностей; , здесь F_tp - сила жидкостного трения; S_V - площадь смазываемой поверхности, по которой происходит сдвиг слоев масла, т. е. общая площадь опоры за вычетом площади карманов; v- скорость относительного перемещения смазываемых поверхностей.

N_Q=р*Q_ф=0,25*10⁶*0,25*10^-3=62,5Вт;

,

где S_V=B₁L-b₁l₀=90*550-10*250=47000мм²=0,047м² для каждой направляющей;

Вт

N_общ=N_Q+N_V=62,5+2560=2622,5 Вт;

9. Расчет максимальной температуры

При дроссельной системе t_вх= t_б = 30 єС. Пренебрегая теплотой отводимой базовыми деталями (k=0) получаем:

єС

3.Организационно-экономическая часть

3.1 Сравнительный технико-экономический анализ проектируемого и базового варианта

В дипломном проекте решается задача решается задача необходимости модернизации патронного полуавтомата 1П756.

Эта необходимость вызвана тем, что базовый вариант станка не соответствует современным требованиям, в частности, по надежности. Модернизация проводится посредством замены опор шпинделя на гидростатические. Что позволяет не только повысит надежность за счет уменьшения износа, но и повысить демпфирующие способности и качество обрабатываемой повехности .

Для экономического обоснования модернизации необходимо рассчитать капитальные и эксплуатационные затраты по сравнительным вариантам станков.

Исходные данные:

Показатели	Единицы измерения	Базовая модель	Модернизированная
Фонд времени работы Время непрерывной работы Среднее число отказов Среднее время устранения 1отказа	час час ед/год час	2560 16 0,53 42	2560 16 0,27 30

Таблица10

3.2Расчет капитальных затрат при модернизации патронного полуавтомата мод. 1П756

К=Ц+S_транс+S_монтаж

К - капитальные затраты.

S_транс - затраты на транспортировку.

S_монтаж - затраты на монтаж.

S_транс =0; S_монтаж =0.

Ц₂= Ц₁-S_искл+ S_ввод

Где Ц₁ - себестоимость базового станка

S_искл - себестоимость исключаемых элементов

S_ввод - стоимость вводимых элементов.

Наименование детали	Количество	Стоимость	Сумма
Гидростатический подшипник	2	8500	17000
Двухрядный роликоподшипник	2	3500	7000
Упорно-радиальный подшипник	1	4250	4250

Таблица 11

Ц₂= Ц₁-S_искл+ S_ввод =1200000-7000-4250+17000 = 1205750 р.

Все цены приведены с сайтов производителей оборудования.

• 3.3 Расчет эксплуатационных затрат
• Эксплуатационные затраты - это себестоимость продукции или услуг, получаемых в результате использования в течение года. Эксплуатационные затраты рассчитываются в объеме технической себестоимости.
• Техническая себестоимость (S_техн) - сумма затрат по сравниваемым статьям разных вариантов станков. В моем случае расчет сводится к расчету затрат на ремонт.
• a) Годовые расходы на заработную плату ремонтников в год.
• где: C_час - часовая ставка ремонтных рабочих;
• t - время устранения отказа;
• n - количество отказов в год;
• - базовая модель;
• - модернизированный станок.
• b) Затраты на материалы для изготовления узлов:
• = 2100 (руб) - базовая модель;
• = 1600 (руб) - модернизированный станок.
• Технико-экономические показатели
• Таблица 12.

Показатели	Единицы измерения	Базовая модель	Модернизированная
Капитальные затраты: Цена станка Эксплуатационные затраты: обнаружение и устранение a. Затраты на ремонт в год b. Материал	руб. руб. руб.	1200000 4452 2100	1205750 1620 1600
Итого	6552	3220

3.4. Интегральный экономический коэффициент

• где: Т - срок окупаемости.
• - капитальные затраты на базовую модель;
• - капитальные затраты на модифицированную модель;
• - эксплуатационные затраты на базовую модель;
• - эксплуатационные затраты на модифицированную модель.
• Э_инт=(с₁-с₂)*Т_исп+(к₁-к₂)=(6552-3220)*10+(1200000-1205750)=27570 (руб),
• где: Т_исп - предполагаемый срок использования станка.

Вывод: на основе полученных значений экономического эффекта можно сделать вывод о том, что применение гидростатических подшипников в опорах шпинделя на станке выгодно не только с технической, но и с экономической точки зрения.

4.Безопасность труда и охрана окружающей среды

4.1 Анализ опасных и вредных производственных факторов при эксплуатации токарного станка 1П756

Расчет защитного экрана и расчет нефтеловушек

Опасные и вредные производственные факторы и их источники

Технологические операции (токарная обработка), осуществляемые на токарном станке с ЧПУ модели 1П756 при обработки деталей, связаны с действием и потенциальной возможностью ряда опасных и вредных промышленных факторов (табл.1).

Таблица 12 Опасные и вредные промышленные факторы и их источники

Опасные вредные факторы	Источники
Механические опасные факторы	Гибкие передачи (ремни), винты продольной и поперечной подачи, металлическая стружка (сливная), острые кромки заготовки, резца и т.д.
Повышение напряжения в электрической сети	Электрическая сеть (конкретно приведена ниже)
Повышенный уровень вибраций	Непосредственно процесс резания, работа электродвигателей,
Повышенный уровень шума	Процесс резания, вентиляторы, зубчатые передачи.
Вредные примеси	Процесс резания, охлаждения (СОЖ)
Потенциальные опасные факторы пожара	Возгорание масла, промасленной ветоши, скоплений пыли.
Психофизиологические факторы	Трудовой процесс (микроклимат, освещение)

Требования безопасности, предъявляемые к металлообрабатывающим станкам, определены ГОСТ 12.2.009-75, а дополнительные требования, вызванные особенностями их конструкции и условий эксплуатации, указываются в нормативно-технической документации на станки.

4.2 Защита от механических опасных факторов

Работа станка связана с наличием опасных вращающихся частей (шпиндель, винты подач), сливной стружки и т.д. Их воздействие в случае нахождения персонала в опасной зоне вызывает механические травмы - нарушение целостности тканей организма, а в некоторых случаях со смертельным исходом.

К опасным факторам этой подгруппы относят:

- движущиеся части оборудования (суппорт, шпиндель, валы, винты подач);

- разлетающаяся стружка и осколки;

- разрыв ременной передачи.

Все средства защиты от механических травмирующих факторов подразделяются на:

- оградительные устройства (кожухи, дверцы, щиты, козырьки, планки, барьеры, экраны);

- предохранительные устройства (блокировочные, ограничительные);

- тормозные устройства (колодочные, дисковые, конические, клиновые);

- устройства автоматического контроля и сигнализации (информационные, предупреждающие, аварийные, ответные);

- устройства дистанционного управления (стационарные, передвижные);

знаки безопасности (запрещающие, предупреждающие, предписывающие, указательные).

На моем станке механическая безопасность обеспечивается следующими техническими средствами:

- гибкие передачи, соединяющие электродвигатель главного движения со шпиндельной бабкой, защищены кожухом;

- зона резания ограждена защитным кожухом со смотровым окном, закрытым стеклом;

- винты продольной и поперечной подачи защищены кожухами.

Выбор средств защиты производится в соответствии с ГОСТ 12.4.125 - 83 «Средства коллективной защиты работающих от воздействия механических факторов. Классификация».

4.3 Обеспечение электробезопасности

Источниками повышенного напряжения в электрической цепи являются электрооборудование (электродвигатели, электрошкафы) - токоприемники, осветительные установки (освещение питается U=24В), питающая сеть, электропроводка станка.

Требования к безопасности электрооборудования предусмотрены в ГОСТ 12.1.038- 82 «Электробезопасность. Предельно допустимые напряжения прикосновения и токов». «Правилами устройства электроустановок» все цеха машиностроительных заводов определяются как помещения особо опасные.

Основные причины несчастных случаев от воздействия электрического тока следующие:

- случайное прикосновение или приближение на опасное расстояние к токоведущим частям станка;

- появление напряжения на металлических конструктивных частях электрооборудования (корпусах, станинах и т.д.);

- возникновение шагового напряжения на поверхности земли в результате замыкания провода на землю.

Средства защиты, используемые на станке 1П56:

- вводной автомат сблокирован с дверцами электрошкафа. При открывании дверок вводной автомат выключается;

- на станке, электрошкафах, пультах управления, каретке предусмотрены болты заземления;

- предусмотрена нулевая защита;

- электрическая аппаратура питается пониженным напряжением 110В,24В и располагается в защитных электрошкафах и пультах управления;

- разводка по станку выполнена в металлических коробках, металлорукавах и шлангов;

- на станке имеется сигнальная лампочка, расположенная на пульте управления, сигнализирующая о подключении станка к сети.

На машиностроительном заводе используется четырех проводная сеть с заземленной нейтралью (U=380В). Светильники местного освещения (аппаратура управления и сигнализация, система ЧПУ) питаются пониженным напряжением 24-36, 110В.

4.4 Обеспечение вибробезопасности

Локальные вибрация от оборудования может передаваться работающему непосредственно через органы управления, ручные машины или через пол и рабочее место оператора.

Причиной возникновения повышенного уровня вибрации является возникновение при работе станка неуравновешенных масс. Их источником в станке являются неуравновешенные вращающиеся массы (заготовка, инструмент и т.п.), иногда вибрации создаются деталями станка (зубчатые зацепления, коробки скоростей, подшипниковые узлы, соединительные муфты).

Локальная вибрация (от ударов в зубчатых передачах), передаваемая через органы управления и фундамент станка, вызывает спазмы сосудов, в результате чего нарушается снабжения конечностей кровью. Наблюдается воздействие вибрации на нервные окончания, мышечные и костные ткани, что приводит к нарушениям чувствительности кожи, окостенению сухожилий, отложению солей в суставах кистей и пальцев рук. Для предотвращения проф. заболеваний необходимо правильно нормировать рабочий день, а также до минимума снижать время контакта человека состанком (органами управления). В моем случае система ЧПУ до минимума снижает контакт со станком во время его работы

Для уменьшения вибрации при монтаже станков предусматривается применение виброизолирующих устройств (виброизоляторы, вибродемпферы) в опорах станков.

Допустимый уровень вибраций должен соответствовать требованиям ГОСТ 12.1.012 -90 «ССБТ. Вибрационная безопасность. Общие требования».

4.5 Характеристика шума и средств защиты от него

Источником повышенного уровня шума является работа гидрооборудования, электродвигателей, насосов и зубчатых передач - конструкторские, и непосредственно сам процесс резания - технологический источник.

Основными характеристиками шума являются:

- скорость колебания частиц среды V/t, м/с;

- скорость распространения звуковой волны с, м/с

Под влиянием сильного шума притупляется острота зрения, появляются головные боли и головокружение, изменяются режимы дыхания и сердечно-сосудистой деятельности, повышается внутричерепное и кровяное давление, нарушается процесс пищеварения, происходят изменения объема внутренних органов.

Воздействуя на кору головного мозга, шум также оказывает раздражающее действие, ускоряющее процесс утомления, ослабляет внимание и замедляет психические реакции.

Патологические изменения, возникшие под влиянием шума, рассматривают как «шумовую болезнь». При действии шума высоких уровней возможен разрыв барабанной перепонки.