Модернизация конструкции станка для торцевания и центрования валков

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

Машиностроение является основой научно-технического прогресса в различных отраслях народного хозяйства. Непрерывное совершенствование и развитие машиностроения связано с прогрессом станкостроения, поскольку металлорежущие станки вместе с некоторыми другими видами технологических машин обеспечивают изготовление любых новых видов оборудования.

Предприятие ОАО «ССМ-Тяжмаш» занимается ремонтом металлургического оборудования предприятия ОАО «Северсталь». В кузнечно-прессовом цеху (КПЦ) предприятия ОАО «ССМ-Тяжмаш» изготавливают валки, используемые в прокатных станах предприятия ОАО «Северсталь». В настоящее время в КПЦ заготовки валков получают методом ковки. С увеличением объемов проката, выпуск валков увеличился, что привело к загруженности горизонтально-расточных станков, на которых обрабатывались валки (фрезеровались торцы и центровались отверстия). Перед предприятием встала задача в покупке дополнительного оборудования.

В данном дипломном проекте предлагается сконструировать станок для обработки центровых отверстий в валках прокатного стана. Разрабатываемый станок будет обрабатывать центровые отверстия после ленточнопильного станка, на котором будут отрезаться торцы валков. Таким образом, потребность в обработке валков на горизонтально-расточных станках отпадет.

Разрабатываемый станок будет сконструирован на базе неиспользуемого стенда для определения твердости роликов. От существующего стенда будет использоваться станина и большой стол.

Тема дипломного проекта актуальна для предприятия ОАО «ССМ-Тяжмаш», так как при создании разрабатываемого станка для обработки центровых отверстий будут решаться сразу несколько задач, а именно: 1. использование свободной площади кузнечно-прессового цеха. 2. использование деталей неработающего оборудования 3. снятие нагрузки с горизонтально-расточных станков и вследствие чего - сокращение затрат предприятия, связанное с покупкой дорогостоящего оборудования.

станок машиностроение прокатный

1. Литературный обзор технологических методов изготовления валков прокатного стана

Валки являются основным рабочим инструментом прокатного стана, в них непосредственно осуществляется деформация металла. Прокатные валки классифицируют по назначению, форме бочки валка, конструкции, материалу. По назначению валки бывают сортовые и листовые, кантующие, разрезные, правильные и т.д. По форме бочки валки бывают гладкие или цилиндрические, с калибрами. По конструкции различают валки стальные, чугунные и из твердых сплавов.

Одной из важнейших мер, способствующих увеличению выпуска проката, улучшению качества металлопродукции и снижению расходов по переделу, является повышение стойкости прокатных валков - основного рабочего инструмента прокатных станов. Статистические данные, полученные как в нашей стране, так и за рубежом, достаточно красноречивы: 6 % всей стоимости прокатного стана составляет стоимость прокатных валков; 20ч25 % времени работы стана уходит на перевалки валков; в общих расходах по переделу затраты на валки по стану горячей прокатки составляют примерно 15ч17 %.

Требования, предъявляемые к прокатным валкам, разнообразны и касаются не только их эксплуатации, но и процесса изготовления. Прокатный валок работает при одновременном воздействии на него усилия прокатки, крутящего момента, температуры в очаге деформации и т.п., поэтому одними из главных требований являются высокая износостойкость и термоусталостная прочность, обуславливающие малый и равномерный износ валков. Твердость валков составляет 375-555 HB, чистота обработки бочки и шеек Ra 0,8, глубина закаленного слоя достигает 70мм. В процессе эксплуатации цилиндрическая поверхность валков испытывает на себе в месте контакта с торцом горячего листа интенсивный абразивный износ и значительные удельные давления сжимающих усилий. Изучение характера и динамики износа показали, что износ происходит в результате окисления и отрывания частичек окисленного металла с поверхности валков торцами горячего листа с температурой поверхности 1100-900оС, частично покрытых тонким слоем окалины. При этом поверхность валков в месте контакта с прокатываемым листом разогревается до температуры 400-500оС.

Рабочие валки изнашиваются, на их поверхности появляются микродефекты. Развиваясь, они могут приводить к сколам (рисунок 1.1) или к полному разрушению валка (рисунок 1.2). Рабочие валки, являясь инструментом, от которого зависит производительность прокатного стана, оказывают большое влияние на качество поверхности и профиль проката.

Рисунок 1.

Рисунок 1.2

Кованные стальные валки.

Для изготовления кованых валков используют доэвтектоидную сталь марок 75ХМ, 60ХН и др. В Европе, Японии, США в 90-х г.г. наряду с традиционными материалами (чугун, сталь типа адамит - 1,2... 1,7% С; 1,4... 1,7% Сг; 0,5... 1,5% Ni; 0,1...0,8% (W+2Mo)) для изготовления валков начали применять новые -- инструментальную сталь типа HP (0,8% С, 3,00% Сг, 0,55% Мо, 0,50% V, 0,05% Nb), «полубыстрорежущую» сталь Semi-HSS [0,6... 1,0% С, 6,5...8,5% Сг, 4... 10% (W+2Mo), 0,1...3% (V, Ti, Nb, Та)], износостойкую «быстрорежущую» сталь HSS [1,2...1,8% С, 4,0...6,0% Сг, 8...12% (W+2Mo), З...6% (V, Ti, Nb, Та)] и другие. Эти материалы наряду с некоторыми преимуществами имеют и недостатки. Например, сталь HSS имеет однородную литую структуру, но по сравнению с чугуном характеризуется весьма низкой теплопроводностью. Из-за малой теплопроводности рабочего слоя валков наблюдается значительное (до 100°С) повышение температуры поверхности в очаге деформации, в то время как в зоне охлаждения температура валка остается, практически неизменной. Это приводит к росту напряжений и образованию на рабочей поверхности валка сетки трещин разгара. Кроме того, эти материалы содержат значительное количество дорогих легирующих элементов - хрома, вольфрама, молибдена, ванадия, титана, ниобия и тантала, что делает не всегда оправданным их использование.

Выплавка стали производится в электропечах с последующим рафинированием на комплексе внепечной обработки жидкой стали. При разливке производится глубокое вакуумирование с использованием пароэжекторных насосов. В результате этого содержание водорода не превышает 1,5 %, кислорода и азота - 3% и 8% соответственно, количество неметаллических включений снижается на 50%, суммарное содержание серы и фосфора не превышает 0,02%.

Нагрев слитков и заготовок под ковку производится в нагревательных печах с выкатным подом. Параметры современных печей позволяют производить нагрев слитков и заготовок массой до 170 т и длиной до 10 метров. Ковка производится на автоматизированных ковочных комплексах.

Вторичная термическая обработка осуществляется в автоматизированных термических печах с выкатным подом. С целью обеспечения высокого уровня физико-механических свойств охлаждение валков производится водой и водо-воздушной смесью на специальных установках регулируемого охлаждения.

Закалка бочек прокатных валков осуществляется на автоматизированной установке индукционной закалки с нагревом токами промышленной частоты. В результате обеспечивается повторяемость результатов закалки.

Литые чугунные валки.Для изготовления чугунных валков используют чугун марок СПХН, СШХН и др. Чугунные валки термической обработке не подвергают, поэтому заданные прочностные параметры получают литьем. Структура литого валка - биметаллическая: твердый рабочий слой - из отбеленного чугуна, вязкая сердцевина - из серого или высокопрочного чугуна. Для литья используют нелегированный чугун следующего химического состава (мас. %): углерод 2,7...2,8, кремний 0,3...0,8, марганец 0,3.. .0,8, фосфор не более 0,5, сера не более 0,1. Также применяют низколегированные (<1,3 % Ni, <1,2 % Сг, <1,5 % Мп), средне- и высоколегированные (2...4,5% Ni, 0,5...1,5% Сг) чугуны.

Углерод в составе чугуна увеличивает количество ледебурита в его структуре, тем самым, повышая способность чугуна к истиранию. Кремний в чугуне предназначен для компенсации влияния окисленности отдельных составляющих расплава и неметаллических центров графитизации. Марганец позволяет произвести обессеривание и раскисление чугуна. Присадка в ковш 0,01... 0,05 % серы за 3...10 мин до заливки приводит к заметному увеличению переходной зоны в валках. Фосфор повышает износостойкость рабочего слоя валков вследствие образования фосфидной эвтектики. Легирующие элементы позволяют изменять металлическую матрицу, тем самым, улучшая те или иные рабочие свойства валков. Кроме того, они также могут влиять на графитизацию валков.

Изготавливать валки можно 3-мя способами: обычным, методом «полупромывки» и методом «промывки». Первый заключается в заливке серым чугуном формы для отливки валков, состоящей из трех частей: верхняя и нижняя трефы расположены в песчано-глинистых полуформах, средняя рабочая часть формируется в кокиле. Второй состоит в модифицировании при заливке внутреннего слоя валка для получения серого чугуна. Третий метод включает заливку внутренней части валка серым нелегированным чугуном.

Бандажированные валки. Одним из путей повышения стойкости прокатных валков и снижения их металлоемкости является использование бандажированных валков. Применение бандажей из высокопрочных материалов, возможность замены изношенных бандажей при многократном использовании оси дает большой экономический эффект. Бандажированные валки бывают составными и наплавочными.

Материалом для бандажа составного валка служат теплоустойчивые стали, такие как 150ХНМ или 35Х5НМФ и др. В качестве осей чаще всего используют отработанные цельнокованые валки. Опыт эксплуатации валков из подобных материалов свидетельствует, что их износостойкость в 2-2,5 раза выше, чем кованых. Соединение бандажа с осью осуществляется по посадке с гарантированным натягом. С целью увеличения передаваемого крутящего момента на посадочную поверхность оси наносят металлическое покрытие, значительно увеличивающее коэффициент трения, площадь фактического контакта оси и бандажа и его теплопроводность.

Основные достоинства составных валков:

- возможность изготавливать бандаж и ось из материалов с различными механическими и теплофизическими свойствами;

- возможность замены изношенного бандажа при многократном использовании оси валка;

- термическую обработку бандажа оси можно производить раздельно, что позволяет увеличить прокаливаемость, получить одинаковую твердость по всей толщине бандажа и снизить градиент остаточных напряжений, который в сплошном валке большой массы весьма высок.

Выпуск бандажированных опорных валков листовых станов освоили еще в 70-х годах прошлого века. Бандаж и ось соединяются, как правило, тепловым способом по посадке с гарантированным натягом; бандажи изготавливаются кованые или литые, оси кованные, для их изготовления обычно используют списанные валки. Отверстие в бандаже чаще всего цилиндрическое, посадочное место оси может быть цилиндрическим (рисунок 1.3), бочкообразным (рисунок 1.4) или близким к нему по форме для уменьшения концентрации напряжений у торцов бандажа после сборки. Также посадочные места оси под бандаж изготавливают вогнутыми (рисунок 1.5) и конусообразными с буртом (рисунок 1.6).

Рисунок 1.3- Цилиндрическое посадочное место оси

Рисунок 1.4- бочкообразное посадочное место оси



Рисунок 1.5- вогнутое посадочное место оси

Рисунок 1.6 конусообразное посадочное место оси

Наплавочные бандажированные прокатные валки (композитные) получают методом электрошлаковой наплавки жидким металлом (ЭШН ЖМ) рабочего поверхностного слоя. В качестве материала наплавки используют износостойкие наплавочные композиционные материалы (КМ), успешно работающие в условиях высокотемпературного абразивного износа. Среди известных КМ наибольшее применение получил сплав на основе релита (WC+W2C). Однако, дефицитность, дороговизна релита (820??960 руб./кг) и технологические затруднения наплавки КМ релит + сплав на основе железа, ввиду высокой растворимости релита в сплаве-связке, побудили исследователей искать новые безвольфрамовые КМ. Поэтому разработка электрошлаковых процессов упрочнения безвольфрамовыми КМ (спеченными твердыми сплавами на основе карбидов титана типа ТН 20) деталей оборудования, работающих в тяжелых условиях высокотемпературного износа, является весьма актуальной задачей, повышающей конкурентоспособность продукции.

Спеченные твердые сплавы обладают рядом весьма ценных свойств: высокая твердость 86?92 HRA; высокая микротвердость H? =19,5?22,0 ГПа; величина модуля упругости составляет 445 ГПа; высокий предел прочности при сжатии до ?сж= 6,0 ГПа, с достаточной прочностью на изгиб ?изг =1,2?2,5 ГПа и на растяжение ?в = 0,5?изг. И самое благоприятное свойство среди известных карбидов ? высокая ударная вязкость 0,8?1,2 МДж/м2. Способность спеченных твердых сплавов сохранять в значительной степени указанные свойства при повышенных температурах является чрезвычайно важной характеристикой при высокотемпературном абразивном износе.

По оценкам специалистов ведущих машиностроительных и металлургических фирм использование композитных валков является одним из главных направлений в области развития металлургического производства, так как они обладают значительно более высоким ресурсом и обеспечивают производство проката высокого качества.

На предприятии ОАО ССМ «Тяжмаш» изготавливают (и восстанавливают после износа) кованные стальные валки из стали 24ХН1Ф. Достоинством производства данного типа валков является простота их изготовления, восстановления после износа, низкая себестоимость. К недостаткам можно отнести неравномерность прокаливаемого слоя, вследствие чего неравномерный износ и невысокий срок службы.

2. Конструкторская часть

2.1 Кинематическая схема станка

Технологический процесс, положенный в основу станка, определяет те относительные движения, которые необходимо совершать инструменту и заготовке для процесса формообразования. Характер этих движений и методы их осуществления оказывают существенное влияние на конструкцию станка.

Обработка изделий любой формы простейшим и кратчайшим путем приводит к тому, что принципиальные кинематические схемы резания получаются основанными на сочетании двух элементарных движений - прямолинейного и вращательного.

В станках все движения в зависимости от того назначения, которое они выполняют при снятии стружки, разбивают на главное движение - вращение шпинделя в токарных, сверлильных, расточных и других станках - и движение подачи - подача суппортов у токарных станков, столов у расточных станков.

Приводы металлорежущих станков предназначены для осуществления рабочих, вспомогательных и установочных перемещений инструментов и заготовки. Их делят на приводы главного движения, приводы подач, координатных перемещений и вспомогательных перемещений. К каждому виду привода, с учетом служебного назначения станка, предъявляют свои специфические требования по передаче силы, обеспечению постоянства скорости, ее изменения и настройки, точности перемещения и погрешности позиционирования узла, быстродействию, надежности, стоимости, габаритным размерам.

В связи с развитием станков каждое движение чаще всего осуществляется от своего отдельного источника - электрического или гидравлического двигателей различных типов, обладающих своими особенностями, определяющими области рационального применения.

При разработке приводов станков следует учитывать, что имеющиеся системы электро- и гидроприводов позволяют решить многие задачи, связанные с регулированием и изменением скорости и направления движения, которые раньше решали лишь с помощью механических устройств. В итоге существенно упрощается механическая часть привода, укорачиваются кинематические цепи, что способствует повышению жесткости привода и точности перемещения, упрощается автоматическое дистанционное управление приводом, расширяются возможности унификации приводов и выполнения их виде отдельных агрегатов (модулей).

2.1.1 Расчет режима центрования валков и определение параметров главного движения

Важнейшими исходными данными для проектирования привода главного движения являются диапазон регулирования частоты Rn и мощность Р, передаваемая приводом. Эти технические характеристики зависят от служебного назначения станка. Их определяют на основе анализа технологических процессов обработки множества деталей и соответствующей номенклатуры режущего инструмента.

При этом

(2.1)

На разрабатываемом станке будет производиться только центрование валков прокатного стана, т.о. для существенного упрощения механической части привода главного движения на станке будет одна единственная частота вращения шпинделя. К тому же небольшой диапазон диаметров валков, обрабатываемых на данном станке, позволяет нам принять данное решение.

Для приводов с главным вращательным движением n - частота вращения шпинделя, определяемая по предельной скорости резания хmax и наименьшему размеру обработки Dmin.

мин-1 (2.2)

Для определения скорости резания хmax необходимо назначить подачу на оборот шпинделя станка S в мм/об. Согласно [6] при центровании отверстий подачу принимают:

S=0,01d мм/об (2.3)

где d - диаметр меньшего центровочного отверстия.

По ГОСТ 14034-74 для валка ш270 d=20 мм, для валка ш380 d=25 мм.

S270=0,01?20=0,20 мм/об,

S380=0,01?25=0,25 мм/об.

Скорость резания при сверлении центрового отверстия центровочным сверлом принимают [7]:

х=8…15 м/мин (2.4)

Определяем частоту вращения шпинделя

n270 =191,08 мин-1,

n380 =152,82 мин-1

Т.к. мы не предусматриваем в станке диапазон регулирования частоты вращения шпинделя, то выбираем среднюю частоту вращения между получившимися значениями n270 и n380

n, (2.5)

n =171,975 мин-1

Фактическая скорость резания при центровании

хф, (2.6)

=10,8 м/мин,

м/мин

Определяем по нормативам осевую силу резания Р при центровании отверстий [6]. Дальнейшие расчеты ведем по этому же источнику.

Р=Ртабл?р , (2.7)

где Ртабл - табличное значение осевой силы резания при центровании;

Kр - коэффициент, зависящий от обрабатываемого материала, для стали 24ХН1Ф Кр=1.

Р=8500·1=8500 Н

Мощность резания при центровании

Nрез=NтаблКN , (2.8)

где Nтабл - мощность резания, определяемая по таблице, зависящая от подачи и диаметра обрабатываемого отверстия;

КN - коэффициент, зависящий от обрабатываемого материала, для стали 24ХН1Ф КN=1.

Nрез=12,6·1 =2,71 кВт

Крутящий момент при центровании можно принять равным

Мкр= NтаблКN, (2.9)

Мкр=12,6·1=12,6 Н·м

Для обеспечения процессов резания с учетом потерь в приводе мощность двигателя NД станка следует определять по формуле [1].

NД=NЭ+NТ, (2.10)

где NЭ - эффективная мощность резания;

NТ - мощность, расходуемая на преодоление вредных сопротивлений.

Однако в станках, в которых режим нагрузки изменяется и носит повторно-кратковременный характер (сверлильные, токарно-револьверные), можно допускать значительную перегрузку электродвигателя. Исходя из этого, номинальная мощность электродвигателя может быть принята равной эффективной мощности на шпинделе станка, т.е.

NД=NЭ

Для упрощения конструкции станка выбираем в качестве привода шпинделя мотор-редуктор. Мотор редуктор представляет собой электродвигатель и редуктор, соединенный в единый агрегат (в некоторых странах его называют редукторным электродвигателем). Мотор редуктор более компактен по сравнению с приводом на базе редуктора, его монтаж значительно проще, кроме того, уменьшается материалоемкость фундаментной рамы, а для механизма с фланцевым исполнением не требуется никаких рамных конструкций.

По полученным результатам частоты вращения, мощности и крутящего момента выбираем новый мотор-редуктор 4МЦ2С-63-180-3-G310-ЦУЗ, по способу монтажа на фланце,

где 4МЦ2С - тип мотор-редуктора;

63 - межосевое расстояние, мм;

180 - частота вращения выходного вала, мин-1;

3 - мощность электродвигателя, кВт;

G310 - вариант размещения в пространстве;

Ц - цилиндрический конец выходного вала;

У - климатическое исполнение;

3 - категория размещения.

2.1.2 Определение параметров движения подачи

Для обеспечения рассчитанного выше режима центрования валков необходимо обеспечить движение рабочей подачи SР=0,25 мм/об. Для быстрого подвода и отвода инструмента из зоны резания также необходимо предусмотреть вспомогательную подачу Sв , мм/об.

Приводом горизонтальной подачи будет служить мотор-редуктор, который выбрали исходя из тех же соображений, что и для привода главного движения. Для реализации вспомогательной подачи Sв, мм/об необходимо спроектировать коробку подач, с помощью которой будет осуществляться переключение рабочей подачи на вспомогательную. Для упрощения расчетов и упрощения проектирования и изготовления зубчатых колес примем передаточное отношение повышающей и понижающей передачи равными. В качестве механизма, преобразующего вращательное движение в возвратно-поступательное, будем использовать пару винт-гайка.

Подробный расчет параметров механизма перемещения приведен в пункте 2.3. Согласно рассчитанным параметрам кинематическая схема станка для обработки центровых отверстий в валках прокатного стана будет следующей (рисунок 2.1).

Рисунок 2.1- Кинематическая схема станка

2.2 Модернизация конструкции механизма главного движения

2.2.1 Модернизация конструкции шпинделя

Шпиндель, являющийся конечным звеном привода главного движения и предназначенный для крепления инструмента или заготовки, оказывает существенное, часто лимитирующее, влияние на точность, производительность и надежность всего станка. Шпиндельные узлы станков в соответствии с предъявляемыми к ним требованиями должны обеспечить следующее.

1. Передачу на инструмент расчетных режимов для заданных технологических операций.

2. Точность вращения, оцениваемую радиальным и осевым биением переднего конца шпинделя.

3. Жесткость (радиальная и осевая), определяемая по деформации шпинделя под нагрузкой.

4. Высокие динамические качества (виброустойчивость).

5. Минимальные тепловыделения и температурные деформации.

6. Долговечность.

7. Быстрое и точное закрепление инструмента.

8. Минимальные затраты на изготовление.

Конфигурацию переднего конца шпинделя выбирают в зависимости от способа крепления инструмента или заготовки. Так как для их крепления применяют стандартные приспособления, то передние концы шпинделей для большинства типов станков стандартизованы. Центрирование обеспечивается конусным сопряжением типа конуса Морзе при сравнительно редкой ручной смене инструмента, конусами конусностью 7/24 при автоматической смене инструмента в станках с ЧПУ и конусами конусностью 1/3. [1]

Конфигурация заднего конца шпинделя, в нашем случае, определяется по выходному валу мотор-редуктора, т.к. шпиндель будет на него насаживаться.

Минимальный диаметр ,мм шпинделя со сплошным сечением определяется по формуле [4]:

 мм (2.11)

где Тк - крутящий момент на шпинделе, Нм;

=20-25 МПа - допускаемое напряжение при кручении.

=29,3 мм

Так как передний и задний концы шпинделя полые, то целесообразно сделать весь шпиндель полым. Тогда момент сопротивления полого шпинделя , мм3 должен быть не меньше момента сопротивления шпинделя со сплошным сечением , мм3 диаметром 29,3 мм.

Момент сопротивления шпинделя сплошного сечения будет равен [5]:

, (2.12)

2,93 мм3

Внутренний диаметр полого шпинделя принимаем равным диаметру выходного вала мотор-редуктора dо=28 мм, внешний диаметр первоначально принимаем d=50 мм (посадочный диаметр под подшипники качения). Тогда момент сопротивления полого шпинделя определится

 мм3 , (2.13)

3,43 мм3

Момент сопротивления полого шпинделя больше, чем со сплошным сечением - 3,43 ?2,93 - условие выполняется. Принимаем окончательно внешний диаметр d=50 мм.

Конструкцию шпинделя проектируем ступенчатую, состоящую из IV участков.

I участок: передний конец шпинделя. Внутренний отверстие - конус Морзе №4, внешний диаметр dI=80 мм, длина участка lI=155 мм.

II участок: посадочный диаметр под упорный подшипник качения. Внутренний диаметр dIIвнут=26 мм, внешний диаметр dII=60 мм, длина участка lII=27 мм.

III участок: посадочный диаметр под пару радиальных подшипников качения. Внутренний диаметр dIIIвнут=28 мм, внешний диаметр dIII=50 мм, длина участка lIII=100 мм.

IV участок: задний конец шпинделя - резьба М48 - для жесткой фиксации всего подшипникового узла гайкой и контргайкой. Внутренний диаметр dIVвнут=80 мм, длина участка lIV=20 мм.

Эскиз шпинделя приведен на рисунок 2.2.

Рисунок. 2.2- эскиз шпинделя

2.2.2 Выбор подшипников качения

Выбор подшипников качения осуществляем с учетом следующих факторов:

1. посадочного диаметра на вал

2. с учетом характера действующих сил передающихся на вал и п/к

3. с учетом спец. требований к конструкции подшипниковых узлов

С учетом выше перечисленных факторов подбираем шариковый упорный подшипник 8212, который будет воспринимать осевую нагрузку. Данный подшипник выдерживает осевую динамическую нагрузку 62000Н (осевая сила при центровании составляет 8500Н). И два шариковых радиальных однорядных подшипника 80210.

2.2.3 Расчет шпинделя на жесткость

Шпиндели металлорежущих станков, как правило, рассчитывают на жесткость и лишь для тяжело нагруженных шпинделей производят проверочный расчет на прочность. [1]

Шпиндель - тело сложной формы, а опоры шпинделей в зависимости от их типа создают различные условия для поворота шпинделя при его изгибе. Поэтому при расчете на жесткость шпиндель заменяют балкой на двух опорах, причем тип опоры выбирают в зависимости от типа подшипника. В передней опоре проектируемого шпинделя стоят упорный и шариковый радиальный однорядный подшипники качения, в задней опоре стоит один шариковый радиальный однорядный подшипник. В этом случае расчетную схему в первом приближении принимают виде балки на двух ножевых опорах (рисунок 2.3) с силой F, приложенной на консоли, т.е на расстоянии а от середины передней опоры.



Рисунок 2.3- Расчетная схема

Радиальное перемещение переднего конца шпинделя должно быть меньше, либо равно допустимому перемещению конца шпинделя, которое установлено из практического опыта эксплуатации станков:

мкм,

где =0,0002l, мкм, =0,0002•80=0,016 мкм.

Радиальное перемещение , мкм переднего конца шпинделя

, (2.14)

где - перемещение, вызванное изгибом тела шпинделя, мкм;

- перемещение, вызванное податливостью (нежесткостью) вызванное податливостью опора от середины передней опоры опор, мкм.

Применяя известные формулы сопротивления материалов, можем записать [1]

, (2.15)

где F=8500 Н - сила, приложенная к переднему концу шпинделя;

Е - модуль упругости материала шпинделя, Н/мм2, для стали 40 Х Е=2,1•105 Н/мм2териала шпинделяу шпинделяия материалов

а - вылет шпинделя, мм;

l - расстояние между опорами, мм;

и - осевые моменты инерции сечения шпинделя соответственно на консольной части и между опорами, мм4;

- коэффициент, учитывающий наличие в передней опоре защемляющего момента, если в ней расположено несколько рядов тел качения, для нашей конструктивной схемы =0,7;

и - соответственно коэффициент податливости передней и задней опор шпинделя, в нашем случае ==0,004.

Осевой момент инерции сечения шпинделя консольной части

, (2.16)

31,4•106 мм4

Осевой момент инерции сечения шпинделя между опорами

0,28•106 мм4

Подставляя рассчитанные моменты инерции и значения коэффициентов в формулу (2.15) получим



0,0069 мкм

0,0069?0,016

Таким образом данный шпиндель при заданных условиях резания будет достаточно жестким.

2.2.4. Проектирование стакана

Конструкцию стакана определяет схема расположения подшипников. Толщину д, мм стенки, диаметр d, мм и число z винтов крепления стакана к ползуну назначают в зависимости от диаметра D, мм отверстия под подшипники качения. Принимаем согласно [4] д=8мм, d=8мм, z=4.

Толщина фланца д2, мм стакана

,

=9,6?10мм

Высоту t, мм упорного заплечика согласовывают с размером фаски наружного кольца подшипника качения и возможности его демонтажа винтовым съемником. Принимаем

t=2r,

t=2•2=4 мм

Минимальный диаметр фланца, мм

мм,

=138мм.

Для крепления стакана к ползуну выбираем болт М8х30.58 ГОСТ 7798-70. Для забивки подшипникового узла консистентной смазкой предусматриваем в стакане отверстие диаметром 6мм, закрываемое винтом М6х8.58 ГОСТ 7798-70. На переднем конце шпинделя ставим манжету, крепим ее к стакану крышкой 4 винтами М6х8.58 ГОСТ 17473-80. Эскиз стакана приведен на рисунке 2.3.

Рисунок 2.3- Эскиз стакана

2.3 Разработка конструкции механизма перемещения головки

Регулирование скорости подачи в металлорежущих станках осуществляется при постоянном максимально допустимом моменте, поэтому в основу выбора электродвигателя положена не мощность, а момент сил сопротивления Мс в механизме подачи.[3]

В кинематической схеме механизма перемещения движение от электродвигателя через коробку подач с передаточным отношением u передается на тяговое устройство и далее на исполнительный орган станка - стол. Параметры кинематической схемы определяются как диапазоном регулирования, так и возможностями двигателя. При расчете режима центрования в пункте 2.1. была принята рабочая подача SР=0,25 мм/об. Для быстрого подвода инструмента к заготовке необходимо предусмотреть и вспомогательную подачу Sв, осуществляемую при уменьшенном моменте сил сопротивления.

Таким образом, в приводе подачи необходим следующий диапазон регулирования:

D=, (2.17)

D== 9,072

2.3.1 Проектирование тягового устройства

Тяговые устройства служат для перемещения подвижных узлов станка по направляющим прямолинейного или вращательного движения. Они являются последним звеном кинематической цепи привода подач, вспомогательных движений или главного привода.

Наиболее распространенными механизмами для преобразования вращательного движения в возвратно-поступательное движение являются ходовой винт-гайка и рейка с реечной шестерней. Ходовой винт-гайка применяется для медленных точных перемещений в качестве последнего звена цепи привода столов и суппортов многих станков.

Достоинством передачи винт-гайка является самоторможение, способствующее надежной фиксации подвижного узла. Основные требования, предъявляемые к паре винт-гайка - высокая точность и износостойкость.

В качестве тягового устройства применяем пара винт-гайка скольжения, а именно однозаходный ходовой винт с шагом t=3 мм. Наиболее часто применяют трапецеидальный профиль резьбы с углом 30є, который более технологичен и допускает использование маточных гаек. Для изготовления ходовых винтов используют закаленные легированные стали 40Х, У10 или У12.

Расчет пары ходовой винт-гайка производят в первую очередь по удельным давлениям в витках, так как необходимо обеспечить высокую износостойкость пары. [2]

Внутренний диаметр винта d1 определяется [5]

d1? мм, (2.18)

где Q =8500 H - осевая сила при центровании;

- допускаемое напряжение при растяжении, для стали 40Х =215 Н/мм2.

Подставляя значения в формулу, получим

d1==23,28 мм

По справочнику [5] для трапецеидальной резьбы с шагом t=3 мм примем внутренний диаметр d1=30 мм.

Удельное давление р не должно превышать допускаемых значений рдоп, взятых из практики станкостроения [2]

р=рдоп , (2.19)

где d2 - средний диаметр резьбы;

h - рабочая высота витка;

z - число витков в гайке;

рдоп=500…1200 Н/см2 для винтов нормальной точности, примем рдоп=800 Н/см2.

р==517,65 Н/см2,

517,65?800

Условие р? рдоп выполняется.

Частота вращения ходового винта nх.в.определится по формуле

nх.в= мин-1 (2.20)

Подставляя значения, получим

nх.в==20,83 мин-1

Крутящий момент Мкр, Н•м на винте определяется, как

Мкр= Н•м (2.21)

где - угол подъема винтовой линии резьбы, лежащий на среднем диаметре;

= 3…11є - угол трения в резьбе.

Мкр==41,17 Н·м

Гайки ходовых винтов должны обеспечить постоянство контакта с витками винта и возможность компенсировать зазор, возникающий при износе. Гайки к ходовым винтам изготавливают из оловянистых бронз ОЦС6-6-3 и др., а также из безоловянистых алюминиевожелезистых бронз Бр. АЖ 9-4.

Долговечность передачи винт-гайка скольжения в значительной мере зависит от тщательности их защиты от загрязнения.

2.3.2 Проектирование коробки подач и выбор электродвигателя

Характерными требованиями, предъявляемыми к передачам коробок подач по сравнению с коробками скоростей, являются тихоходность передач и большая редукция. Поэтому в коробках подач применяются элементарные двухваловые передачи, из которых образуются коробки подач. Эти передачи, как правило, более тихоходны, обладают более низким к. п. д. и малой жесткостью.

В коробках подач металлорежущих станков используются следующие типы передач:

1. передачи со ступенчатым конусом шестерен.

2. передачи с передвижными блоками шестерен.

3. передачи типа меандр.

В проектируемой коробке подач предпочтение отдадим второму типу передач, т.е. передаче с передвижным блоком шестерен.

Для изготовления зубчатых колёс выбираем сталь 45Х, которая подвергается термической обработке - улучшению или закалке ТВЧ. Выбор стали 45Х обусловлен тем, что производство мелкосерийное. Чистовое нарезание зубьев производится после термической обработки. Колёса этой группы быстро прирабатываются и не подвержены хрупкому излому.

Для уменьшения габаритов коробки подач и упрощения расчетов зубчатых колес принимаем передаточные отношения повышающей и понижающей передачи одинаковыми и равными u=3. Причем сумма чисел зубьев z1+z2 равна сумме чисел зубьев z3+z4. Схема коробки передач показана на рисунке 2.4.

Рисунке 2.4- Схема коробки передач

Для реализации рабочей подачи =0,25 мм/об выходной вал электродвигателя должен вращаться с частотой nэ.дв., которая определяется с учетом передаточного отношения коробки подач, как

nэ.дв = nх.в. ·u мин-1

Подставляя значения, получим

nэ.дв= 20,83·3 = 62,5 мин-1

Необходимый вращающий момент электродвигателя

Мкр.э.дв. = Н·м (2.22)

где =0,97 - к. п. д. цилиндрической передачи;

=0,98 - к. п. д. муфты;

=0,99 - к. п. д. пары подшипников качения.

Мкр.э.дв. = =14,73 Н·м

В качестве электродвигателя выбираем мотор-редуктор, по таким же соображениям, как и при выборе мотор-редуктора для привода главного движения. По полученным результатам частоты вращения и крутящего момента выбираем мотор-редуктор 4МЦ2С-50-63-0,55-G310-ЦУЗ, по способу монтажа на фланце,

где 4МЦ2С - тип мотор-редуктора;

50 - межосевое расстояние, мм;

63 - частота вращения выходного вала, мин-1;

0,55 - мощность электродвигателя, кВт;

G310 - вариант размещения в пространстве;

Ц - цилиндрический конец выходного вала;

У - климатическое исполнение;

3 - категория размещения.

После окончательного выбора электродвигателя уточняем частоту вращения ходового винта nх.в и подачу S при рабочем ходе и быстром подводе инструмента. Значения заносим в таблицу 2.1

Таблица 2.1 - Частота вращения ходового винта nх.в и подача S

	nх.в, мин-1	S, мм/об	S, мм/мин
Рабочий ход	21	0,252	63
Быстрый подвод инструмента	189	2,268	567

2.3.3 Расчет цилиндрических зубчатых передач

1. Межосевое расстояние. Определяем предварительное значение межосевого расстояния , мм [4]

мм, (2.23)

где T1 - вращающий момент на шестерне;

- передаточное число;

К - коэффициент, зависящий от поверхностной твердости зубьев шестерни и колеса.

=96 мм

Допускаемое контактное напряжение , МПа

МПа, (2.24)

где = 400 МПа - предел контактной выносливости, вычисляемый по эмпирическим формулам в зависимости от материала колеса;

- коэффициенты, учитывающие влияние ресурса, шероховатости и окружной скорости соответственно;

- коэффициент, учитывающий запас прочности.

=345,5 МПа

Окружную скорость , м/с вычисляют по формуле

м/с (2.25)

где - частота вращения шестерни, мин-1.

=0,158 м/с

По полученному значению скорости по таблице для прямозубых колес назначаем 8 степень точности зубчатой передачи.

Уточняем предварительно найденное межосевое расстояние по формуле:

, (2.26)

где Ка = 450 МПа - для прямозубых колес;

Кн - коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность;

- коэффициент ширины зуба для коробок передач, определяется по таблице;

- допускаемое контактное напряжение, МПа.

, (2.27)

где=1,0138 -коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки;

=1 - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику напряжения;

=1,0827 - коэффициент, учитывающий плавность зацепления.

=1,097

Подставляя значения в формулу (2.26) получим

=91,58 мм

Вычисленное значение межосевого расстояния округляем до ближайшего стандартного значения: =90 мм.

2. Предварительные основные размеры колеса.

Делительный диаметр, мм:

,

мм

Ширина, мм:

,

мм

3. Модуль передачи. Максимально допустимый модуль mmax, мм определяют из условия неподрезания зубьев у основания

mmax = мм (2.28)

mmax ==2,64 мм

Минимальное значение модуля mmin, мм определяют из условия прочности:

mmin = мм, (2.29)

где = 3,4•103 для прямозубых передач;

- коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба;

=287 МПа - допускаемое напряжение изгиба зубьев.

mmin ==2,13 мм

ент (ления нагрузки;

Из полученного диапазона (mmin…mmax) модулей принимают меньшее значение m, согласуя его со стандартным. Принимаем m=2,5.

4. Суммарное число зубьев

,

где в - угол наклона зубьев колес.

=72

5. Число зубьев шестерни и колеса. Число зубьев шестерни

,

=18

Число зубьев колеса

,

=54

6. Фактическое передаточное число

,

=3

7. Диаметры колес. Делительные диаметры d:

шестерни, мм

,

=45 мм

колеса, мм

,

=135 мм

Коэффициент смещения определяется

,

Диаметры da и df окружностей вершин и впадин зубьев:

шестерен, мм

,

где у=0 - коэффициент воспринимаемого смещения.

=49,71 мм ? 50 мм,

,

=39,04 мм ? 39 мм

колеса, мм

,

=140,29 мм ? 140 мм,

,

=129,04 мм ? 129 мм

2.3.4 Расчет зубчатой передачи на прочность и выносливость

Расчет зубчатой передачи на прочность и выносливость выполняем на ЭВМ в программе KOMPAS 3D V8plus в приложении GEAR_EXC. Результаты расчета на прочность приведены в распечатке 1, на выносливость в распечатке 2. Из распечаток видно, что условие прочности зубчатой передачи выполняется, ресурс работы зубчатой передачи более 1 миллиона часов, что превышает заданный ресурс работы.

2.3.5 Расчет и конструирование ведущего вала коробки подач

Для определения диаметра вала , мм выполняют расчет его на кручение по допускаемому напряжению без учета влияния изгиба

, мм (2.30)

где Т - крутящий момент на валу, Нм;

=20-25 МПа - для быстроходного и тихоходного валов.

Остальные диаметры принимаем конструктивно с учетом формул [4].

мм

I участок: посадочное диаметр под муфту. Выходной вал мотор-редуктора имеет диаметр =22 мм, т.о. принимаем d1=22мм, l1 - определится при выборе муфты.

II участок: посадочный диаметр под подшипник качения.

d2= d1+2t,

где t=1,5 - высота 1 ступени вала.

d2= 22+2•1,5=25мм

l2 - определится при конструировании подшипникового узла.

III участок: посадочный диаметр под блок зубчатых шестерен.

d3= d2+2t,

где t=1,5 - высота 2 ступени вала.

d2= 25+2•1,5=28мм

l3 - определится при конструировании блока зубчатых шестерен.

IV участок: посадочный диаметр под подшипник качения, принимаем такой же как и для первого подшипника d4= 25мм, l4 - определится при конструировании подшипникового узла. Эскиз ведущего вала приведен на рисунке 2.5.

Рисунок 2.5- эскиз ведущего вала

2.3.6 Выбор подшипников качения

Выбор подшипников качения осуществляем с учетом следующих факторов:

1. посадочного диаметра на вал

2. с учетом характера действующих сил передающихся на вал и п/к

3. с учетом спец. требований к конструкции подшипниковых узлов

С учетом выше перечисленных факторов подбираем 205 п/к.

2.3.7 Расчет элементов и конструирование деталей передач

2.3.7.1 Зубчатое колесо понижающей передачи

При расчете зубчатой передачи нам известны следующие диаметры окружностей вершин, впадин и делительных окружностей, а так же ширина венца колеса:

df=129 мм;

d=135 мм;

da=140 мм;

b=36 мм;

m=2,5 мм.

Остальные размеры принимаем конструктивно с учетом формул [4].

Ширина S, мм определяется

S=2,2m+0,05b,

S=2,2•2,5+0,05•36=9,1 мм ? 9мм

Диаметр ступицы dст , мм

dст=1,6dотв,

dст =1,5•28=42 мм

Толщина с, мм диска колеса

с=0,5(S+ Sст),

где Sст =7 мм - ширина ступицы.

с =0,5•(9,1+7)=8 мм

Параметры фаски f, мм

f =0,5m,

f =0,5•2,5=1,25 мм

Длина ступицы lст, мм

lст= lшп +, (2.31)

где lшп - длина шпонки, мм;

=3…5мм.

lшп= lр + b,

где lр - длина рабочей части шпонки;

b=8 мм - ширина шпонки, определяется по таблице.

,мм (2.32)

где =7 мм - высота шпонки, определяется по таблице;

=100 МПа - допускаемое напряжение на смятие.

lр =8,59 мм

По таблице подбираем стандартную длину шпонки lр =18 мм.

Подставляя полученные значения в формулу (2.31) получим длину ступицы равной

lст= 26+4=30 мм

Эскиз колеса приведен на рисунке 2.6.

Зубчатое колесо повышающей передачи будем крепить к колесу понижающей передачи, для этого предусматриваем углубление в диске колеса пониженной передачи и 4 резьбовых отверстия под винты М10. Это позволит снизить металлоемкость обоих колес и ходового винта, на который будет насажено колесо понижающей передачи.



Рисунок 2.6- эскиз колеса

2.3.7.2 Зубчатое колесо повышающей передачи

При расчете зубчатой передачи нам известны следующие диаметры окружностей вершин, впадин и делительный диаметр, а так же ширина венца колеса:

df=39 мм;

d=45 мм;

da=50 мм;

b=24 мм;

m=2,5 мм.

Зубчатое колесо повышающей передачи выполняем полым для возможности прохода через него гайки М16. С помощью этой гайки колесо понижающей передачи будет крепиться к ходовому винту. Длину колеса повышающей передачи определяем так, чтобы блок зубчатых шестерен входил в зацепление только либо с колесом понижающей передачи, либо с колесом повышающей передачи. Длина колеса окончательно определится при конструировании блока зубчатых шестерен. Эскиз колеса повышающей передачи приведен на рисунке 2.7.

Рисунок 2.7- Эскиз колеса повышающей передачи

2.3.7.3 Конструирование блока зубчатых шестерен

В конструкциях коробок подач металлорежущих станков применяются зубчатые шестерни, имеющие два, три или четыре зубчатых венца. Такие конструкции называют блоками зубчатых шестерен. Т. к. передаточные отношения, числа зубьев шестерен и колес повышающей и понижающей передачи одинаковые, то основные размеры элементов конструкции блока шестерен будут такими же, как у колес. Т.о. расчет этих элементов не требуется. Зубья венцов блоков со стороны входа в зацепление скашивают фаской f, мм и под углом 30° и закругляют. [4]

f =0,5m,

f =0,5•2,5=1,25 мм

Другие элементы блока зубчатых шестерен подчиняются общим правилам конструирования зубчатых шестерен. Эскиз блока зубчатых шестерен показан на рисунке 2.8.

Перемещение блока осуществляется с помощью реечного механизма (рисунок 2.9). При вращения маховика 1, насаженного на вал 2, с помощью винта 4, начинает вращаться шестерня 3, вследствие чего рейка 5 начинает поступательно перемещаться по направляющим осям 6 вместе с блоком зубчатых шестерен 7.

Рисунок 2.8- Эскиз блока зубчатых шестерен



Рисунок 2.9 Перемещение блока:

1-Маховик ; 2-Вал ; 3-Винт;4-Шестерня;5-Рейка;6-Направляющие оси;7- блок зубчатых шестерен

2.3.8 Конструирование корпуса коробки подач

При единичном производстве экономически выгоднее корпусные детали выполнять сварными. Толщину стенок сварного корпуса принимают

8 мм,

мм

Принимаем толщину стенки 8 мм.

Корпус и крышку сваривают из элементов, изготовленных из проката (лист, полоса, пруток круглого сечения и др.). После сварки корпус и крышку отжигают и иногда правят (рихтуют). Затем производят обработку резанием плоскостей и отверстий детали. Конструирование отдельных элементов сварного корпуса (подшипниковых гнезд, мест крепления крышки и корпуса, опорных фланцев и др.) подчиняется общим правилам конструирования корпусов коробок подач.

Плоскости стенок, встречающиеся под прямыми углами, сопрягаются радиусами r, мм, определяемыми по формулам:

r=1,5,

r =1,58=12мм

Чтобы вращающиеся детали редуктора не задевали за внутреннюю поверхность корпуса, между ними предусматривается зазор

a= 3…8 мм

Для соединения корпуса и крышки увеличиваем толщину боковых стенок в 1,5 раза. Для соединения крышки с корпусом используют болты класса прочности не менее 6.6. с наружной шестигранной уменьшенной головкой. Диаметры болтов Dб, мм находим по формуле:

Dб=1,258 мм,

Dб=1,25=4,3 мм

По ГОСТ 7808 принимаем Dб =8 мм.

Для надежного крепления коробки подач к столу используем болты М16, для укрепления места ввинчивания болта в корпус привариваем к корпусу платики.

Для снижения потерь мощности на трение, снижения интенсивности износа, предохранения от заедания, задиров, коррозии, для лучшего отвода теплоты трущихся поверхностей в коробке подач предусматриваем картерное смазывание. Для смазки принимаем масляную ванну. В корпус редуктора необходимо залить масло так, чтобы венцы колес были погружены в него. При их вращении масло будет разбрызгиваться, в результате чего внутри редуктора образуется масляный туман (взвесь частиц масла). Данный способ требует герметичных уплотнений. Выбираем масло И-30А ГОСТ 20799-88. Для слива масла в крышке корпуса предусматриваем сливное отверстие, закрываемое резьбовой пробкой. Для наблюдения за уровнем масла в корпусе устанавливаем жезловой маслоуказатель. Для сообщения внутренней полости с внешней средой в верхних точках корпуса устанавливаем отдушину.

2.3.9 Конструирование крышки подшипникового узла

Форма крышки зависит от конструкции опоры вала. В нашем случае крышка является посадочным местом для п/к (рисунок 2.10). Для диаметра D=52мм, согласно [4], таблично определяем толщину стенки =7 мм, диаметры отверстий под винты =6 мм, количество винтов =4. Остальные размеры элементов крышки определяются конструктивно.

Рисунок 2.10- форма крышки

2.3.10 Оформление места соединения корпуса с фланцем мотор-редуктора

Для присоединения мотор-редуктора фланцевого исполнения к корпусу коробки подач необходимо сконструировать опорный фланец. Для упрощения конструкции подшипникового узла опорный фланец будет также выполнять функцию крышки.

Толщина стенки опорного фланца принимается равной толщине крышки подшипникового узла.

Толщина опорного фланца Sфл, мм

,

где =10 мм - диаметр винта крепления мотор-редуктора к опорному фланцу.

мм

Вал мотор-редуктора соединяем с ведущим валом коробки подач с помощью упругой муфты с торообразной оболочкой (ГОСТ 20884 -75). Данная муфта компенсирует смещение валов - осевое до 1°, радиальное до 1 мм. Центрирующий буртик фланца мотор-редуктора сопрягают с центрирующим отверстием опорного фланца по посадке Н7/j6. Для повышения прочности опорного фланца, на его внешней стороне предусматривают ребра жесткости.

2.4 Разработка общего вида станка и описание его работы

2.4.1 Разработка общего вида танка

При проектировании станка, кроме расчета и конструирования отдельных узлов и механизмов, решают вопросы синтеза - объединения их в одной машине. Отдельные узлы необходимо увязать и скомпоновать таким образом, чтобы станок в наибольшей степени отвечал условиям наибольшей точности, производительности, экономичности и удобства обслуживания; чтобы архитектурные формы станка соответствовали эстетическим требованиям, предъявляемым к современным машинам.

Характер и направление движений инструмента и заготовки оказывают непосредственное влияние на компоновку всего станка, так как они определяют движение суппортов, столов, шпинделей и других основных механизмов станка.

Большое влияние на конструктивное оформление станка оказывают и способы осуществления движений исполнительных механизмов и для управления циклом (включение, выключение и изменение скорости отдельных механизмов и согласование их движений по времени).

Для приведения в движение отдельных механизмов применяют механический способ, гидравлический способ, пневматический и пневмогидравлический способ. При проектировании движений в разрабатываемом станке отдаем предпочтение механическому способу, который является наиболее распространенным в станках; при этом мы использовали такие механизмы, как зубчатое зацепление, передачу винт - гайка.

При конструировании станков следует использовать минимальную номенклатуру марок материалов, обоснованно применять термообработку, легированные материалы и цветные сплавы, учитывать все условия работы материала детали.

Корпусные детали станка.К этой группе относят станины, стойки, траверсы, корпуса коробок скоростей и подач, суппортов, столов. Они занимают до 75% веса всех деталей станка.

Основные требования, предъявляемые к корпусным деталям станков, - их прочность, малое коробление со временем, жесткость, а для подвижных корпусных деталей, имеющих направляющие, - и износостойкость.

Станина является одной из наиболее ответственных деталей станка, которая определяет многие его эксплуатационные качества. В нашем случае мы используем станину от стенда для определения твердости роликов, которая имеет следующую форму (рисунок 2.11).

Рисунок 2.11- Станина

Также от стенда оставляем большой стол, который перемещался вдоль станины (рисунок 2.12). На большом столе будут устанавливаться и закрепляться валки. Т.о. необходимо спроектировать малый стол, на который будет установлена сверлильная головка, которая будет перемещаться по направляющим. Малый стол в свою очередь будет установлен на плиту основания, которая прихватами будет крепиться к станине.

Рисунок 2.12- большой стол

Малый стол выполняем коробчатой формы, с одним из размеров, значительно меньшим двух других, и наличием плоскости с пазами для установки и закрепления в них направляющих (рисунок 2.13). Также внутри стола предусматриваем продольную полость, для установки в нее ходового винта.

Рисунок 2.13- Малый стол

Направляющие скольжения. Направляющие служат для перемещения подвижных узлов станка. От точности их изготовления и износостойкости во многом зависит точность работы всего станка. Материал направляющей должен обеспечивать минимальную скорость изнашивания в данных условиях работы деталей и не допускать молекулярное схватывание, которое вызывает задиры поверхностей. Сложность выбора износостойких материалов заключается в том, что, во-первых, надо подбирать не один материал, а пару материалов и, во-вторых, учитывать, что эта пара материалов в одних условиях работы может быть износостойкой, а в других нет.

В большинстве случаев направляющие изготавливают из чугуна, причем для повышения износостойкости их следует закаливать токами высокой частоты или другим способом. В станках применяют также закаленные стальные направляющие (сталь 20Х, сталь 40Х), выполненные в виде планок, которые прикрепляют к станинам. Для горизонтальных направляющих выбираем материал - серый чугун. Выполняем горизонтальные направляющие в виде планок. Для повышения износостойкости закаливаем их токами высокой частоты. Для вертикальных направляющих выбираем материал - сталь 45, однако, деталь (ползун), работающую в этой паре скольжения, изготавливаем из закаленной стали 40Х. К ползуну с одной стороны будет крепиться шпиндельный узел, с другой стороны мотор-редуктор, поэтому для достижения необходимой жесткости и износостойкости мы выбрали именно сталь 40Х.