Проект консольно-вертикально фрезерного станка с разработкой привода вращательного движения шпинделя и конструкции шпиндельного узла

Тип работы:
Курсовая
Предмет:
Производство и технологии


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

Реферат

Курсовая работа «Проект консольно-вертикально фрезерного станка с разработкой привода вращательного движения шпинделя и конструкции шпиндельного узла» содержит: 44 страниц, 8 источников информации, 28 рисунков, 6 таблиц, 3 листа графический части формата А1.

Ключевые слова и словосочетания: станок, шпиндель, передаточное отношение, диапазон регулирования, структурная сетка, вал, привод, обрабатываемая деталь, кинематическая схема, частота вращения.

В данной курсовой работе проектируется консольно-вертикально фрезерный станок. Строятся: кинематическая схема привода с структурной сеткой и график частот вращения.

Содержание

Введение

1. Анализ аналогичных конструкций станков и обоснование принятого конструкторского решения

2. Кинематический расчет привода главного движения фрезерного станка

2.1 Определение диапазона регулирования привода

2.2 Определение диапазона регулирования приводного электродвигателя

2.3 Определение диапазона регулирования ступенчатой части привода

2.4 Определение числа ступеней ступенчатой части привода

2.5 Определение значения знаменателя геометрической прогрессии ступенчатой части привода

2.6 График частот вращения шпинделя

2.6.1 Структурная схема привода. Структурная сетка

2.6.2 Построение графика частот вращения привода

2.7 Определение предельных значений общих передаточных отношений привода

2.8 Определение передаточных отношений в группах

2.9 Распределение наибольшего и наименьшего передаточного отношения по группам передач

2. 10 Определение диаметров шкивов клиноременной передачи и числа зубьев зубчатых передач

3. Силовой расчет привода главного движения фрезерного станка

3.2 Определение значений крутящего момента

3.3 Определение значений мощности привода

3.4 Определение диаметров валов

3.5 Расчет зубчатых пар

4. Проектирование развертки сборочной единицы и конструкции шпиндельного узла

4.1 Шпиндельные узлы металлорежущих станков

4.2 Методика проектирования шпиндельных узлов

5. Моделирование привода главного движения станка

5.1 Построение расчетной схемы привода

5.2 Параметризация расчетной схемы привода

5.3 Моделирование динамики привода в пакете DYNAR

5.4 Определение собственных зубцовых частот зубчатых передач

6. Моделирование динамики шпинделя

6.1 Построение расчетной схемы динамики шпинделя

6.2 Определение параметров опор шпинделя

6.3 Определение точек приложения нагрузок и их расчет

6.4 Моделирование динамики шпинделя в пакете SPINCH

6.5 Результаты моделирования прогиба шпинделя

6.6 Результаты моделирования динамики шпинделя

Заключение

Список использованных источников

Приложение А

Введение

Конструирование металлорежущих станков и в настоящее время остается, по-прежнему, во многом процессом творческим, где большую роль играют не точные расчеты на прочность, жесткость, экономичность, а дань традициям, существующим конструкторским решениям, опыт инженера-конструктора.

Тем не менее, часть процесса конструирования МРС уже достаточно отработана, например проектирование приводов главного движения производится по стандартным методикам.

Конструирование шпиндельного узла, напротив, является типичным примером интуитивного решения задачи. Оценить результат такой работы может лишь моделирование его специализированным программным обеспечением или проверка готового изделия в процессе его эксплуатации.

В данном курсовом проекте производится расчет кинематической структуры привода главного движения консольно-вертикально-фрезерного станка, конструирование этого привода вместе со шпиндельным узлом. Результатом работы является выполненный чертеж развертки и свертки привода главного движения станка.

1. Анализ аналогичных конструкций станков и обоснование принятого конструктивного решения

На станках фрезерной группы обрабатывают детали типа тел вращения, при этом осуществляется обработка наружных цилиндрических поверхностей, торцов и уступов, прорезание канавок и др. Главным движением, определяющим скорость резания, является скорость вращения шпинделя.

Наиболее распространенной является традиционная компоновка станка, где коробка скоростей встроена в переднюю бабку. Это придает ей компактность, меньшую стоимость и удобство передачи вращения рабочим органам станка. Ей следуют даже станки с ЧПУ. Отклонения от этой компоновки имеют легкие станки и многооперационные станки.

Так как проектируемый станок не относится ни к легким, ни к многооперационным, то мы тоже будем придерживаться традиционной схемы компоновки станка.

Получение на шпинделе различных частот вращения обеспечивается изменением частоты вращения приводного электродвигателя и простейшей двухступенчатой шестеренной коробкой скоростей.

2. Кинематический расчет привода главного движения консольно-вертикального фрезерного станка

2.1 Определение диапазона регулирования привода

Определим диапазон регулирования привода по формуле:

(2. 1)

где — максимальная частота вращения электродвигателя, мин-1;

— минимальная частота вращения шпинделя,.

2.2 Определение диапазона регулирования приводного электродвигателя

Определим диапазон регулирования двигателя по формуле:

(2. 2)

где — максимальная частота вращения двигателя,;

— минимальная частота вращения двигателя,.

2.3 Определение диапазона регулирования ступенчатой части привода

Определим диапазон регулирования ступенчатой части привода по формуле:

(2. 3)

Так как, значит ступенчатая часть может быть выполнена в виде одногрупповой множительной структуры.

2.4 Определение числа ступеней ступенчатой части привода

Определим число ступеней ступенчатой части привода z по формуле:

(2. 4)

где — диапазон регулирования привода;

— диапазон регулирования двигателя;

Округляя значение z до ближайшего большего целого (z=2) получаем перекрытие на графике частот вращения шпинделя.

2.5 Определение значения знаменателя геометрической прогрессии ступенчатой части привода

Определим значение знаменателя геометрической прогрессии ступенчатой части привода по формуле:

(2. 5)

(2. 6)

Принимаем. Округление в большую сторону приводит к получению перекрытий на графике частот вращения шпинделя.

2.6 График частот вращения шпинделя

2.6.1 Структурная схема привода. Структурная сетка

Рисунок 2.1 — Структурная схема привода

По структурной формуле строим структурную сетку привода (рисунок 2).

Рисунок 2.2 — Структурная сетка привода

2.6.2 Построение графика частот вращения привода

Построение графика частот вращения начинают с определения положения основных точек, соответствующих предельным значениям частот вращения двигателя и шпинделя на шкале графика частот вращения. Шкала графика частот вращения имеет 4 вертикальные линии (по количеству валов в приводе). Количество горизонтальных линий определяется в процессе построения графика и зависит от величины диапазона регулирования двигателя и диапазона регулирования привода. Предельные значения в курсовой работе 25 мин и 2300 мин.

Точка, соответствующая минимальной частоте вращения находится на правой вертикальной линии в самом нижнем положении.

Положение точки, соответствующей максимальной частоте вращения двигателя определим по формулам:

(2. 7)

(2. 8)

Положение точки, соответствующей максимальному числу оборотов шпинделя:

(2. 9)

(2. 10)

Положение точки, соответствующее минимальной частоте вращения электродвигателя:

(2. 11)

(2. 12)

Положение точки, соответствующее номинальной частоте вращения электродвигателя:

(2. 13)

(2. 14)

На основе вычисленных данных строим график частот вращения шпинделя, приведенный на рисунке 3.

Рисунок 2.3 — График частот вращения

2.7 Определение предельных значений общих передаточных отношений привода

Минимальное общее передаточное отношение, связывающее минимальную частоту вращения двигателя и минимальную частоту вращения шпинделя, найдем по следующей формуле:

(2. 15)

Выразим через:

(2. 16)

(2. 17)

Максимальное общее передаточное отношение, связывающее максимальную частоту вращения двигателя и максимальную частоту вращения шпинделя:

(2. 18)

Выразим через:

(2. 19)

(2. 20)

(2. 21)

2.8 Определение передаточных отношений в группах

Распределим общее передаточное отношение, предварительно определив пределы, в которых могут находиться максимальное и минимальное передаточное отношение в группах. Для этого вычисляем значения показателей степеней C и C при, которые соответствуют наибольшему передаточному отношению в группе и наименьшему передаточному отношению в группе.

Для наибольшего передаточного отношения:

(2. 22)

(2. 23)

(2. 24)

Для наименьшего передаточного отношения:

(2. 25)

(2. 26)

(2. 27)

2.9 Распределение наибольшего и наименьшего передаточного отношения по группам передач

Наибольшее общее передаточное отношение, определяем по формуле:

(2. 28)

где — передаточное отношение клиноременной передачи;

— максимальное передаточное отношение зубчатого блока;

— постоянная зубчатая передача между II и III валами.

Наибольшее общее передаточное отношение, определяем по формуле:

(2. 29)

где — передаточное отношение клиноременной передачи;

— минимальное передаточное отношение зубчатого блока;

— постоянная зубчатая передача между II и III валами.

2. 10 Определение диаметров шкивов клиноременной передачи и числа зубьев зубчатых передач

Передаточное отношение клиноременной передачи:

(2. 30)

Выбираем диаметр ведущего шкива равный 128 мм и диаметр ведомого шкива равный 128 мм.

Передаточные отношения зубчатого блока:

(2. 31)

(2. 32)

Выбираем число зубьев для этой передачи.

Передаточное отношение постоянной зубчатой передачи между II и III валами:

(2. 33)

Выбираем число зубьев для этой передачи.

Построим кинематическую схему привода.

Рисунок 2.4 — кинематическая схема привода

3. Силовой расчет привода главного движения консольно-вертикально-фрезерного станка

3.1 Определение расчетного числа оборотов шпинделя

Во время работы станка крутящий момент на приводе электродвигателя уравновешивается моментами от силы резания и сил трения в узлах и механизмах станка.

Возникающие в приводе внутренние силы (реакции опор, усилия в зубчатых парах и так далее) являются производными от внешних сил и образуют для каждого элемента систему сил, служащих для его расчета.

Усилия резания определяют крутящий момент на приводе электродвигателя, а также крутящий момент на шпинделе М, Нм, по формуле:

(3. 1)

где Р — окружная сила резания, Н;

d — диаметр обрабатываемой заготовки, мм.

Зная крутящий момент на шпинделе, можно определить мощность резания Р, кВт, по формуле:

(3. 2)

где n — частота вращения шпинделя, об/мин.

С точки зрения разумной эксплуатации, станку необходимо работать при использовании мощности во всем диапазоне регулирования, или иметь на шпинделе одинаковую мощность при любой частоте вращения.

При минимальной частоте вращения шпинделя:

(3. 3)

Нужен ли максимальный крутящий момент на шпинделе при минимальной частоте его вращения.

Статические данные показывают, что в реальных производственных условиях на низких частотах вращения шпиндель выполняет операции, которые не требуют максимального крутящего момента (нарезание резьбы, развертывание отверстий и так далее).

Полное использование мощности электродвигателя имеет место в средней части диапазона регулирования.

Исходя из вышесказанного, при силовом расчете элементов привода в качестве числа оборотов при котором производится расчет диаметров валов, модуль зубчатых колес и т. д. принимается не nmin шп, а nрасч при котором и определяется крутящий момент на шпинделе Мкр, Нм.

При использовании в приводе регулируемых двигателей постоянного тока силовой расчет элементов приводов ведется при номинальной частоте вращения двигателя. На этой частоте вращения двигатель развивает максимальный крутящий момент.

3.2 Определение значений крутящего момента

Крутящий момент на валу электродвигателя, Нм, определяем по формуле:

(3. 4)

где — мощность двигателя, кВт;

— номинальная частота вращения двигателя, об/мин.

Крутящий момент на I валу привода, Нм, определяем по формуле:

(3. 5)

где — КПД участка цепи привода между двигателем и первым валом;

— передаточное отношение участка цепи привода между двигателем и первым валом.

КПД участка цепи привода между двигателем и первым валом, определяем по формуле:

(3. 6)

где — КПД ременной передачи;

— КПД радиально-упорных подшипников.

Крутящий момент на II валу привода, Нм, определяем по формуле:

(3. 7)

где — КПД участка цепи привода между I и II валом;

— передаточное отношение участка цепи привода между I и II валом.

КПД участка цепи привода между двигателем и первым валом, определяем по формуле:

(3. 8)

Крутящий момент на III валу привода, Нм, определяем по формуле:

(3. 9)

где — КПД участка цепи привода между II и III валом;

— передаточное отношение участка цепи привода между II и III валом.

КПД участка цепи привода между двигателем и первым валом, определяем по формуле:

(3. 10)

3.3 Определение значения мощности привода

Определим значения мощности на валах привода.

Значение мощности на валу электродвигателя равно 3,4 кВт.

Мощность на первом валу привода, кВт, определим по формуле:

(3. 11)

Мощность на втором валу привода, кВт, определим по формуле:

(3. 12)

Мощность на третьем валу привода, кВт, определим по формуле:

(3. 13)

3.4 Определение диаметров валов

Расчет диаметра i-того вала, мм, можно производить на чистое кручение по пониженному допускаемому напряжению без учета влияния изгиба:

(3. 14)

где — крутящий момент на i-том валу привода, Нмм;

— допускаемое напряжение на кручение, для валов из сталей 40, 45 принимают пониженное значение = 10 ч 15 (Н/мм2), тогда

(3. 15)

Диаметр первого вала, мм, определим по формуле:

(3. 16)

Примем, по второму ряду предпочтительных чисел, диаметр под подшипниками равный 32 мм, а диаметр под шестерней равный 40 мм.

Диаметр второго вала, мм, определим по формуле:

(3. 17)

Примем, по второму ряду предпочтительных чисел, диаметр под подшипниками равный 50 мм, а диаметр под шестерней равный 63 мм.

Диаметр третьего вала, мм, определим по формуле:

(3. 18)

Примем, по второму ряду предпочтительных чисел, диаметр под подшипниками равный 50 мм, а диаметр под шестерней равный 63 мм.

3.5 Расчет зубчатых пар

Расчет ведется с тех зубчатых пар, которые находятся в кинематической схеме. Модули зубчатых колес рассчитываются по контактным напряжениям и напряжениям изгиба. Специфика расчета в том, что в формулы для определения модулей и входит частота вращения шестерней, которая выбирается из графика частот вращения для расчетной кинематической цепи. Для расчета зубчатых пар используется программа «ZUB».

4. Проектирование развертки сборочной единицы и конструкции шпиндельного узла

4.1 Шпиндельные узлы металлорежущих станков

Шпиндель — наиболее ответственная деталь станка, служащая для закрепления детали, заготовки или инструмента и обеспечивающая взаимное расположение инструмента и заготовки в процессе обработки.

Для обеспечения требуемой точности обработки детали на станках, в пределах определенного срока службы, шпиндель должен обладать жесткостью (способность сопротивляться деформациям под действием приложенных сил); износостойкостью посадочных отверстий и шеек под ны, планшайбы, инструмент; стабильностью положения оси вращения в процессе эксплуатации станка.

Различают две группы по конструктивным признакам:

1) шпиндели, подверженные действию изгибных и крутящих моментов (токарные, фрезерные, шлифовальные станки);

2) шпиндели, подверженные действию только крутящих моментов (сверлильные станки).

Материалы, используемые для изготовления шпинделей — сталь 45, 50, 40Х с поверхностной закалкой до твердости 48−52; 20Х, 18ХГТ без закалки; 40ХГР, 40ХФА. Шпиндели тяжелых станков изготавливаются из серых чугунов СЧ20.

Основным критерием, определяющим размеры шпинделя, является величина допускаемых деформаций при нагружении.

Основной критерий расчета шпиндельного узла — расчет на жесткость. Жесткость шпиндельных станков нормальной точности должна быть не менее 250 Н/мкм.

Шпиндель рассчитывается на виброустойчивость. Частоты собственных колебаний шпинделя должны превышать частоты возмущающих колебаний, быть не менее 500−600 Гц.

Шпиндель рассчитывается на точность — определяется величина радиального биения внутреннего кольца переднего подшипника с учетом величин радиальных биений передних подшипников передней и задней опор.

Шпиндель рассчитывают на прочность.

4.2 Методика проектирования шпиндельных узлов

Для проектирования шпиндельного узла необходимо выбрать исходные данные — максимальную частоту вращения, мощность, крутящий момент на шпинделе, тип опор.

По прототипу или по передаваемой мощности может быть задан диаметр передней опоре шпинделя.

Таблица 4. 1

Диаметр шпинделя в передней паре подшипников в зависимости от мощности электродвигателя

Мощность электродвигателя, кВт

1. 5−2. 5

2. 5- 3. 5

3. 5−5. 5

5. 5−7. 5

7. 5−11

11

Токарно-винторезный

60−80

70−90

70−105

95−130

110−145

140−165

Консольно-фрезерный

50−90

60−90

60−95

75−100

80−105

110−115

Тип опор выбирают в зависимости от требуемой точности. Для станков класса точности Н и П в шпиндельных узлах могут использоваться подшипники качения. Для высокоточных станков используются гидростатические подшипники. При небольших нагрузках и требуемой высокой точности используются подшипники с воздушной смазкой и магнитные опоры.

Для подшипников качения основным критерием является скоростной параметр — быстроходность, d — диаметр шейки шпинделя под передним подшипником, n — максимальная частота вращения шпинделя.

Выбирают схему компоновки опор шпиндельных узлов.

Определяют вылет переднего конца шпинделя, а — прочерчивают эскизный проект шпиндельного узла, при этом первоначально выбирают межопорное расстояние L, мм, по формуле:

(4. 1)

Рисунок 4.1 — Эскизный проект шпиндельного узла

Диаметр переднего конца шпинделя, мм, определяют по формуле:

(4. 2)

Диаметр межопорной части, мм, определяют по формуле:

(4. 3)

Диаметр шпинделя в задней опоре, мм, определяют по формуле:

(4. 4)

Примем а=60 мм, L=210 мм, =75 мм, =63 мм, =50 мм.

Составляют расчетную схему и выполняют все виды расчета.

Прочерчивают шпиндельный узел.

шпиндель консольный вертикальный фрезерный

5. Моделирование привода главного движения станка

5.1 Построение расчетной схемы привода

Прежде чем приступить к моделированию, необходимо получить математическую модель динамики привода. Для этого строится расчетная схема привода по эскизу коробки скоростей, приведенному на рисунке 5.1.

Основные элементы расчетной схемы:

/

— сосредоточенный момент инерции, J, кг•м;

— крутильная податливость участка вала, е, м/Н.

Расчетная схема строится следующим образом. Элементы коробки скоростей, имеющие массу (валы, шестерни, блоки), обозначаются как сосредоточенный момент инерции, а кинематические передачи (ременная, зубчатая), шпонки, шлицы обозначаются как крутильные податливости. Если на валу находится две или более шестерни или блока, то этот вал испытывает кручение между этими шестернями. Чтобы этого избежать, вал разбивают на части: между торцами шестерен проводится условное сечение. Участки валов заменяются моментами инерции и соединяются податливостями валов. Расчетная схема промежуточных валов строится в направлении передачи момента. Все элементы расчетной схемы вала, стоящие на пути передачи момента, желательно располагать горизонтально, а элементы, не стоящие на пути передачи момента, располагать вертикально.

После того как расчетная схема построена, производится параметризация элементов расчетной схемы.

5.2 Параметризация расчетной схемы привода

Детали привода (валы, шестерни, зубчатые колеса) имеют цилиндрическую форму с некоторым количеством уступов. Для вычисления момента инерции J — й детали ее условно разбивают на i-ые участки постоянного диаметра и определяют момент инерции каждого участка, J, кг•м, по формуле

(5. 1)

где — плотность стали, 8000кг/м3;

lji — длина i-го участка j-ой детали, м;

Dji, dji — наружный и внутренний диаметры i-го участка, м,

а затем полученные моменты инерции участков складывают:

(5. 2)

Для упрощенных расчетов допускается представлять сложные многоступенчатые детали в виде простых цилиндрических деталей.

Рисунок 5.1 — Развертка коробки скоростей привода

Рисунок 5.2 — Топологическая схема привода

Расчетные значения моментов инерции, а так же геометрические размеры участков валов и деталей привода приведены в таблице 5.1.

Таблица 5. 1

Расчет моментов инерции элементов привода

Плотность материала, кг/м3 7800

Элементы

Обоз.

№ цилин.

L, м

D, м

d, м

J, кг·м2

Вал двигателя

Сумма

JвУдв

0,0184

Ротор

Jр

0,014

Шкив

Jшк1

1

0,035

0,116

0,064

0,0044

Первый вал

Сумма

JвУ1

0,0 136

Шкив

Jшк2

1

0,035

0,116

0,064

0,0044

Jкр

1

0,018

0,084

0,064

0, 7189Ч10-3

2

0,008

0,064

0,042

Крышка

3

0,020

0,064

0,056

4

0,020

0,044

0,028

5

0,009

0,044

0

Участок вала 1

Jв1'

1

0,015

0,028

0

0,71Ч10-5

1

0,0755

0,028

0

Участок вала 2

Jв1''

2

0,026

0,032

0

0,4839Ч10-3

3

0,2115

0,040

0

4

0,016

0,032

0

Блок зуб. 1

Jбл. 1

1

0,016

0,066

0,040

0,008

2

0,002

0,052

0,040

3

0,016

0,159

0,040

Второй вал

Сумма

JвУ2

0,0396

Шестерня 1

Jш1

1

0,016

0,212

0,063

0,025

2

0,012

0,091

0,063

Участок вала 1

Jв2'

1

0,0955

0,063

0

0,0012

2

0,017

0,050

0

Участок вала 2

Jв2''

1

0,054

0,063

0

0,6514Ч10-3

Шестерня 2

Jш2

1

0,016

0,119

0,063

0,0025

2

0,012

0,080

0,063

Участок вала 3

Jв2'''

1

0,064

0,063

0

0,8534Ч10-3

2

0,017

0,050

0

Шестерня 3

Jш3

1

0,020

0,103

0,063

0,0093

2

0,020

0,1515

0,063

Третий вал

Сумма

JвУ2

0,0227

Шестерня 4

Jш4

1

0,020

0,103

0,063

0,0101

2

0,020

0,1515

0,063

3

0,010

0,103

0,063

1

0,1495

0,063

0,024

2

0,028

0,0895

0,063

Участок вала 1

Jв3'

3

0,010

0,071

0,063

0,0035

4

0,085

0,050

0,024

5

0,008

0,058

0,050

6

0,012

0,070

0,050

7

0,025

0,042

0,024

Шпиндель

Jшп

1

0,019

0,063

0,027

0,0092

2

0,017

0,079

0,063

3

0,024

0,071

0,030

4

0,010

0,0735

0,033

5

0,010

0,104

0,034

6

0,017

0,144

0,0345

7

0,012

0,1135

0,0355

Крутильные податливости участков валов рассчитываются по формуле:

(5. 3)

где G — модуль упругости второго рода, G=8*1010 Па;

D — наружный диаметр вала, м;

lэк — эквивалентная длина вала, м;

Кс — коэффициент, зависящий от формы вала.

Эквивалентная длина вала определяется по формуле:

(5. 4)

где l0 — расстояние между ступицами, м; l1, l2 — ширина ступиц, м.

Коэффициент Kc для гладкого сплошного вала равен 1. Для полого вала Kc рассчитывают по формуле:

(5. 5)

Расчетные значения крутильных податливостей участков валов, а так же их геометрические размеры приведены в таблице 5.2.

Таблица 5. 2

Расчет крутильных податливостей участков валов

№ вала

Элемент

l0, м

l1, м

l2, м

Диаметр D, м

Диаметр d, м

Податливость ei, рад/Н·м

1

ев1'

0,0875

0,015

0,014

0,028

0

0,0201Ч10-3

2

ев2'

0,024

0,028

0,028

0,063

0

0,3449Ч10-6

ев2''

0,012

0,028

0,040

0,063

0

0,2802Ч10-6

3

ев3'

0,017

0,050

0,026

0,063

0

0,3422Ч10-6

Крутильная податливость шлицевых и шпоночных соединений определяется по формуле:

(5. 6)

где d — диаметр сопряжения (для шлицевого соединения d=dcp), м; l — длина сопряжения, м; h — активная высота шпонки или шлица, м; z — число шпонок или шлицев; призматической шпонки 6,4·10-12рад/(Н·м), для сегментной шпонки 13,6·10-12рад/(Н·м).

Расчетные значения крутильной податливости шлицевых и шпоночных соединений, а так же их геометрические размеры приведены в таблице 5.3.

Таблица 5. 3

Расчет податливости шлицевых и шпоночных соединений

№ вала

Обозн.

КшЧ10−12,Нм

l, м

h, м

d, м

z

ei, рад/Нм

Двиг.

ешп1

6,4

0,033

0,004

0,040

1

0,0303 Ч10−3

1

еболт

6,4

0,006

0,012

0,035

12

0,006Ч10−3

ешл1

4,0

0,015

0,004

0,028

4

0,0425Ч10−3

ешл2

4,0

0,034

0,0015

0,040

6

0,0082Ч10−3

2

ешп2

6,4

0,022

0,004

0,063

1

0,0183Ч10−3

ешп3

6,4

0,024

0,004

0,063

1

0,0168Ч10−3

ешп4

6,4

0,034

0,004

0,063

1

0,0119Ч10−3

3

ешп5

6,4

0,044

0,004

0,063

1

0,0092Ч10−3

Податливость зубчатых передач, приведенную к ведущему валу, определим по упрощенной формуле (без крутильной податливости, учитывающей деформацию валов и опор):

(5. 7)

где ез — крутильная податливость, учитывающая деформацию зубьев; Кз — постоянный коэффициент, равный для прямозубых колёс 6,0·10-11 м2/Н, для косозубых 3,6·10-11 м2/Н;b — ширина венца зубчатого колеса, м;R — радиус начальной окружности зубчатого колеса, расположенного на валу, к которому приводится податливость передачи, м;б — угол, для эвольвентного зацепления равный 20?.

Расчетные значения крутильной податливости зубчатых передач, а так же их геометрические размеры приведены в таблице 5.4.

Таблица 5. 4

Расчет податливости зубчатых передач

Кз 6. 00·10−11 м2/Н

№ передачи

Обозначение

Ширина b, м

Радиус R, м

eз, рад/Н·м

1

ез.п. 1−2

0,016

0,031

0,274Ч10−6

2

ез.п. 2−3

0,020

0,074

0,0918Ч10−3

Податливость ременной передачи рассчитывается следующим образом:

(5. 8)

где R — радиус ведущего шкива, м,

l эф — эффективная длина ветви ремня, м,

F — площадь поперечного сечения ремня, м2,

E — модуль упругости ремня, Па,

n — число ремней в передаче,

а — коэффициент, учитывающий влияние предварительного натяжения ремней (при Р< 2Р0, a =1, при Р> 2P0, а=2).

Эффективная длина ремня рассчитывается по следующей формуле:

(5. 9)

где L — межосевое расстояние передачи, м,

R1, R2 — радиусы шкивов, м,

V — окружная скорость ремня, м/с.

Таблица 5

— Расчет податливости ременной передачи

Обозначение

R1, м

R2, м

L, м

F. , м2

n

E, Па

е. , рад/Н·м

ер.п.

0,128

0,128

0,420

0,1 405

2

3Ч108

0,3049Ч10-3

Двигатель и момент инерции ротора выберем по каталогу, приведенному в каталоге двигателей фирмы Siemens:

1G. 5104-OWF40 -6HU1, J=0,014 кг·м2

Податливость магнитного поля двигателя примем 2Ч10-4 рад/(Н·м2)

5.3 Моделирование динамики привода в пакете DYNAR

При моделировании динамики привода в пакете DYNAR в диалоговом окне вводятся общие сведения и исходные данные о топологической схеме привода. В рассматриваемом примере общие сведения и исходные данные приведены на рисунках 5. 5, 5. 6, 5. 7, 5. 8:

Рисунок 5.5 — Общие сведения о топологической схеме привода

Рисунок 5.6 — Инерционные характеристики топологической схемы привода

Рисунок 5.7 — Передаточные отношения топологической схемы привода

Рисунок 5.8 — Динамические характеристики топологической схемы привода

После ввода всех необходимых данных производим расчет модальных параметров и частотных характеристик схемы. Результатом расчета является таблица модальных параметров, приведенная на рисунке 5. 9, таблица динамических податливостей, приведенная на рисунке 5. 10 и АЧХ по углу, приведенная на рисунке 5. 11.

Рисунок 5.9 — Таблица модальных параметров

Рисунок 5. 10 — Таблица динамических податливостей

Рисунок 5. 11 — АЧХ по углу

5.4 Определение собственных зубцовых частот зубчатых передач

Расчет производится для анализа частот, порождаемых зубчатыми передачами привода. Оценки их взаимодействия с собственными частотами: присутствует ли резонанс, как близко эти частоты находятся друг от друга, и их общего влияния на характеристики привода.

Зубцовые частоты находятся по формуле:

(5. 10)

где i — номер вала;

ni — частота вращения i-го вала;

zi — число зубьев зубчатого колеса на i-ом валу.

При максимальной частоте вращения электродвигателя. Для первой зубчатой передачи:

Для второй зубчатой передачи:

При номинальной частоте вращении электродвигателя. Для первой зубчатой передачи:

Для второй зубчатой передачи:

При минимальной частоте вращения электродвигателя. Для первой зубчатой передачи:

Для второй зубчатой передачи:

Наложим эти частоты на АЧХ и проверим, не совпадают ли собственные частоты колебаний привода с собственными зубцовыми частотами. Результаты этого наложения приведены на рисунке 5. 12.

Рисунок 5. 12 — АЧХ по углу с наложенными зубцовыми частотами

По полученной АЧХ с наложенными зубцовыми частотами (рис. 5,12) видно, что собственные частоты колебаний привода не совпадают с собственными зубцовыми колебаниями, это в свою очередь, исключает возникновение явления резонанса.

6. Моделирование динамики шпинделя

6.1 Построение расчетной схемы динамики шпинделя

Расчетная схема шпинделя строится из элементов трех типов:

1. Стержень;

2. Сосредоточенная жесткость (податливость);

3. Сосредоточенная масса.

Стержень моделирует участки шпинделя. Он обладает следующими параметрами: D-наружный диаметр шпинделя, м; d-внутренний диаметр шпинделя, м; l-длина моделируемого участка шпинделя, м.

Сосредоточенная жесткость (податливость) моделирует опоры (подшипники) и неподвижные стыки, например инструмент с коническим хвостовиком. Она обладает следующими параметрами: Cx-осевая жесткость; Cy-радиальная жесткость; Cz-угловая жесткость.

Сосредоточенная масса моделирует шестерни, шкивы, патроны, находящиеся на шпинделе. Она обладает следующими параметрами: Jy-момент инерции относительно плоскости чертежа; m-масса.

Для построения расчетной схемы шпинделя на его оси ставят узловые точки в следующих местах:

1) на концах шпинделя;

2) в местах расположения опор (по центру);

3) в местах расположения шестерен, шкивов и других сосредоточенных масс;

4) в местах приложения внешних нагрузок, если эти места не совпадают с ранее поставленными узловыми точками.

На рисунке 6.1 представлена расчетная схема динамики шпинделя.

Рисунок 6.1 — Расчетная схема динамики шпинделя

6.2 Определение параметров опор шпинделя

Для определения параметров опор шпинделя необходимо по чертежу определить тип подшипников. Для этого нужно взять из чертежа тип подшипника, диаметр внутреннего кольца подшипника, а затем из пакета OPORA выбрать нужный подшипник и выписать обозначение подшипника по ГОСТ, а также значения радиальной, осевой и угловой жесткостей, приведенных на рисунках 6.2 и 6.3.

Рисунок 6.2 — Параметры подшипников

Рисунок 6.3 — Параметры подшипников

6.3 Определение точек приложения нагрузок и их расчет

На шпиндель действуют две силы. Это силы резания, которые приложены на выходном конце шпинделя (узловая точка 5) и силы зубчатого зацепления, которые приложены на зубчатое колесо (узловая точка 3).

Для расчета силы зубчатого зацепления используется формула:

(6. 1)

где Мрез — момент силы резания;

R1 — делительный радиус;

б — угол зацепления, равный 20є;

p — угол трения, равный 0,1 рад.

Момент силы резания определяется по формуле:

(6. 2)

где Pz — сила резания; d — диаметр шпинделя.

Сила резания определяется по формуле:

(6. 3)

где Ршп — мощность на шпинделе, найденная в предыдущей части курсового проекта, равная 2,82 кВт;

V — окружная скорость шпинделя, определяемая по формуле:

(6. 4)

Найдем радиальную составляющую силы резания, равную 40% от Pz:

6.4 Моделирование динамики шпинделя в пакете SPINCH

При моделировании динамики шпинделя в пакете SPINCH в диалоговом окне вводятся общие сведения и исходные данные о топологической схеме шпинделя. В рассматриваемом примере общие сведения и исходные данные приведены на рисунках 6. 4−6. 8:

Рисунок 6.4 — Общие сведения

Рисунок 6.5 — Топология и параметры расчетной схемы

Рисунок 6.6 — Инерционные характеристики

Рисунок 6.7 — Характеристики нагружения

Рисунок 6.8 — Координаты точек

6.5 Результаты моделирования прогиба шпинделя

После ввода всех необходимых данных производим статический и динамический расчет схемы. Результатом статического расчета являются деформации в узловых точках и реакции в подшипниках, приведенные на рисунке 6.9 и статическая деформация оси шпинделя, приведенная на рисунке 6. 10.

Рисунок 6.9 — Деформация шпинделя и реакции в подшипниках

Рисунок 6. 10 — Статическая деформация оси шпинделя

6.6 Результаты моделирования динамики шпинделя

Результатом динамического расчета являются собственные частоты и формы колебаний, приведенные на рисунке 6. 11, нормальные изгибные формы колебаний, приведенные на рисунке 6. 12 и АЧХ шпинделя, приведенная на рисунке 6. 13.

Рисунок 6. 11 — Собственные частоты и формы колебаний

Рисунок 6. 12 — График прогиба оси шпинделя

Рисунок 6. 13 — АЧХ

По результатам динамического расчета получили АЧХ с наложенными последними зубцовыми частотами (рис. 6. 13) по ним видно, что собственные частоты колебаний шпинделя не совпадают с собственными зубцовыми колебаниями, это в свою очередь, исключает возникновение явления резонанса.

Заключение

Консольно-вертикально-фрезерные станки относятся к станкам общего назначения, на которых, в условиях индивидуального и серийного производства, обрабатываются детали широкой номенклатуры. На станках этого типа применяются разнообразные инструменты — фрезы, метчики, развертки, зенкера, оснащенные твердым сплавом или изготовленные из быстрорежущей стали.

Такое многообразие режущего инструмента и технологических процессов, осуществляемых на консольно-вертикально-фрезерных станках значительно усложняет выбор предельных расчётных режимов резания при проектировании этих станков и вынуждает прибегать к некоторым условностям и к использованию статистических данных.

При проектировании необходимо стремиться к созданию новых моделей станков, которые по своим техническим данным должны превосходить существующие модели по критериям производительности, точности, долговечности. Спроектированный в работе привод отвечает этим требованиям, т.к. имеет бесступенчатое регулирование частоты вращения шпинделя, что позволяет исключить возможные потери скорости присущие ступенчатому регулированию.

Разработана кинематическая схема привода, выполнена развертка и свертка коробки скоростей станка.

Произведен анализ частот, порождаемых зубчатыми передачами привода. При наложении этих частот на собственные, они не совпали, следовательно, резонанс отсутствует.

Также было произведено моделирование динамики шпинделя. После ввода всех данных произведен статический и динамический расчет схемы.

Результатом статического расчета являются деформации в узловых точках, реакции в подшипниках и статическая деформация оси шпинделя.

Результатом динамического расчета являются собственные частоты и формы колебаний, нормальные изгибные формы колебаний и АЧХ шпинделя, Приобретены навыки расчета и конструирования типичных узлов металлорежущих станков.

Список использованных источников

1. Трембач В. Г. Кинематический расчет приводов главного движения металлорежущих станков — Краснодар.: КубГТУ, 2007. -52 с.

2. Трембач В. Г. Расчет и конструирование приводов металлорежущих станков., ч. 1 — Кинематический расчет приводов — Краснодар.: КубГТУ, 2007. — 57 с.

3. Трембач В. Г. Расчет и конструирование приводов металлорежущих станков., ч. 2- Силовой расчет — Краснодар.: КубГТУ, 2007. — 32 с.

4. Бушуев В. В. Основы конструирования станков.- М.: Станкин, 1992. -520 с.

5. Курсовое проектирование по деталям машин/ под ред. С. А. Чернавского. — М.: Машиностроение, 1979. -351 с.

6. Кучер А. М., Киватицкий М. М., Покровский А. А. Металлорежущие станки — Л.: Машиностроение, 1972. -306 с.

7. Металлорежущие станки / Под ред. В. Э. Пуша. — М.: Машиностроение, 1985. -468с.

8. Справочник технолога машиностроителя. В 2-х т. Т.2 / Под ред. А. Г. Косиловой и Р. К. Мещерякова — М.: Машиностроение, 1985. -496 с.

Приложение А

Программа ZUB v 2. 2

Зубчатые пары между I—II вв.алами

Исходные данные:

Крутящий момент на шестерне в Нм: 79,7

Частота вращения шестерни в об/мин: 375

Допускаемое контактное напряжение для зубьев шестерни в МПа: 1000

Допускаемое изгибное напряжение для зубьев шестерни в МПа: 250

Коэффициент ширины зубчатого венца: 0,2

Число зубье шестерни Z1: 20

Число зубьев колеса Z2: 70

Степень точности зубчатой передачи по ГОСТ 1643–72: 7

Расположение передачи: У опоры.

Рассчитанные значения:

Расчетный модуль по контактным напряжениям, мм: 3,4 811 737 194 897

Расчетный модуль по изгибным напряжениям, мм: 3,66 183 700 447 182

Стандартный модуль по ГОСТ 9563–60, мм: 4

Межцентровое расстояние Aw, мм: 180

Ширина зуба B, мм: 16

Окружная скорость V, м/с: 1,5 707 963 267 949

Зубчатые пары между II—III вв.алами

Исходные данные:

Крутящий момент на шестерне в Нм: 274,9

Частота вращения шестерни в об/мин: 104

Допускаемое контактное напряжение для зубьев шестерни в МПа: 1000

Допускаемое изгибное напряжение для зубьев шестерни в МПа: 250

Коэффициент ширины зубчатого венца: 0,2

Число в шестерни Z1: 50

Число зубьев колеса Z2: 50

Степень точности зубчатой передачи по ГОСТ 1643–72: 7

Расположение передачи: У опоры.

Рассчитанные значения:

Расчетный модуль по контактным напряжениям, мм: 2,11 733 839 956 573

Расчетный модуль по изгибным напряжениям, мм: 2,8 978 914 936 359

Стандартный модуль по ГОСТ 9563–60, мм: 3

Межцентровое расстояние Aw, мм: 150

Ширина зуба B, мм: 30

Окружная скорость V, м/с: 0,816 814 089 933 346

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой