Модернизация привода главного движения токарного полуавтомата БС-790

Введение

Производственные процессы в большинстве отраслей народного хозяйства выполняют машины, и дальнейший рост материального благосостояния тесно связан с развитием машиностроения. Непрерывное совершенствование и развитие машиностроения связано с прогрессом станкостроения, поскольку металлорежущие станки с некоторыми другими видами технологических машин обеспечивают изготовление любых новых видов оборудования.

К важнейшим требованиям, предъявляемым к проектируемой машине, относятся экономичность в изготовлении и эксплуатации, удобство и безотказность обслуживания, надёжность и долговечность.

Для обеспечения этих требований детали должны удовлетворять ряду критериев, важнейшие среди которых — прочность, надёжность, износостойкость, жёсткость, виброустойчивость, теплостойкость, технологичность.

1. Определение технических характеристик станка

1.1 Анализ существующего процесса обработки На данном станке производится чистовая обработка корпуса дифференциала трактора МТЗ-80. Деталь устанавливается в мембранных патронах по двум поверхностям Ш75мм и Ш80мм (на эти поверхности в дальнейшем при сборке устанавливаются подшипники).

Обработка происходит поочерёдно. Сначала точится поверхность Ш190мм (работает горизонтальный силовой стол 1 у.е. 4534), затем обрабатывается торец до Ш240мм (работает вертикальный силовой стол 1 у.е. 4535).

Рисунок 1.1 Чертёж обрабатываемой детали.

На данной операции при обработке двух разных поверхностей частота вращения шпинделя остаётся неизменной (n=150мин -1). А известно что при обработке разных диаметров скорость резания V (м/мин) будет разной, следовательно и частота вращения шпинделя n (мин -1) должна изменяться. Зависимость частоты вращения шпинделя от диаметра обработки показана на рисунке 1.2. Это будет учтено при модернизации привода главного движения данного станка.

Рисунок 1.2 График зависимости частоты вращения от обрабатываемого диаметра.

1.2 Расчёт режимов резания Рассчитаем режимы резания для двух переходов:

Горизонтальный силовой стол:

глубина резания t =0,5 мм подача на оборот S =0,206 мм/об стойкость инструмента Т =60 мин скорость резания

где KV=KMVKПVKИV=0,98

KMV-коэффициент, учитывающий качество обрабатываемого материала

KПV — коэффициент, отражающий состояние поверхности заготовки

KИV — коэффициент, учитывающий качество материала инструмента

5. частота вращения шпинделя n, мин-1

принимаем стандартное значение n=335 мин-1

6.действительная скорость резания

7.минутная подача

8.сила резания Рz

9 мощность резания

10. основное время

Вертикальный силовой стол:

1. глубина резания t =0,5 мм

2. подача на оборот S =0,206 мм/об

3. стойкость инструмента Т =60 мин скорость резания

где KV=KMVKПVKИV=0,98

KMV-коэффициент, учитывающий качество обрабатываемого материала

KПV — коэффициент, отражающий состояние поверхности заготовки

KИV — коэффициент, учитывающий качество материала инструмента

5. частота вращения шпинделя n, мин-1

принимаем стандартное значение n=265 мин-1

6. действительная скорость резания

7.минутная подача

8.сила резания Рz

9. мощность резания

10. основное время

Таблица 1.1 Сводная таблица режимов резания.

1.3 Выбор структуры привода В данном курсовом проекте мы производим модернизацию привода главного движения. В заводском варианте исполнения этот привод состоит из асинхронного двигателя, шкивов, четырёх пар зубчатых колёс (одна пара сменная) и шпинделя (рисунок 1.3).

Рисунок 1.3 Базовая кинематическая схема привода главного движения.

Данная схема не обеспечивает плавное изменение частоты вращения при обработке разных диаметров.

Для того чтобы осуществить плавное изменение частоты вращения заменим асинхронный двигатель на двигатель постоянного тока с тиристорным управлением. Применение приводов с бесступенчатым регулированием позволяет повысить производительность станков благодаря точной настройке оптимальной скорости резания и её регулирования в процессе выполнения цикла обработки. Частота вращения двигателя постоянного тока регулируется в двух областях. От минимальной частоты его вращения до номинальной nН регулирование осуществляется изменением напряжения в цепи якоря, при этом на валу двигателя поддерживается постоянный крутящий момент. Выше nН регулирование частоты вращения производится изменением поля возбуждения, и мощность двигателя остаётся постоянной.

Рисунок 1.4 Структура привода главного движения.

Так как нам надо осуществить плавное регулирование частоты вращения между двумя частотами n1=265 мин -1 и n2=335 мин -1, то применение коробки скоростей в структуре привода будет лишним. Такое регулирование можно обеспечить самим двигателем, при этом оставаясь в диапазоне постоянной мощности.

Можно применить структуру привода главного движения, которая показана на рисунке 1.4 а, но при этом шкивами мы не сможем снизить частоту вращения двигателя до нужных значений, оставаясь при этом в диапазоне постоянной мощности.

При использование структуры привода изображённую на рисунке 1.4 б понижение частоты обеспечивается за счёт шкивов и зубчатых колёс расположенных в самой шпиндельной бабке.

При выборе структуры привода главного движения остановимся на структуре показанной на рисунке 1.4.

2. Кинематический расчёт привода главного движения Частоты вращения шпинделя:

nmin=100 мин -1

nmax=1000 мин -1

Исходя из требуемой мощности резания выбираем двигатель марки 4ПФ112S, имеющий следующие параметры:

— мощность, кВт 4

— КПД, % 74

— момент инерции, кг*м2 0,047

— масса, кг 72

Частоты вращения электродвигателя:

nд ном=1000 мин -1

nд max=5000 мин -1

Диапазон регулирования привода:

Определяем диапазон регулирования двигателя:

Определяем знаменатель ряда цмех частот вращения:

цмех=Rдр=5

цмех= цк Принимаем k=14, тогда цмех= 1,1214=4,9

Определяем число ступеней z:

Так как в проектируемом приводе нет коробки скоростей с возможными переключениями частот вращения с помощью зубчатых колёс, то принимаем, что z=1.

Определяем диапазон механического регулирования и диапазон регулирования привода при постоянной мощности:

RP=RДP*RМЕХ=5*1=5

Определяем требуемый диапазон полного электрического регулирования Rд и требуемую минимальную частоту вращения электродвигателя nд min:

Определяем диапазон регулирования при постоянном моменте:

Кинематическая схема привода:

Рисунок 2.1 Кинематическая схема привода.

Определяем минимальную и максимальную частоты вращения шпинделя:

nmin=100 мин -1

nmax=1000 мин -1

Определяем минимальную частоту вращения при постоянной мощности:

Исходя из кинематической схемы привода и структурной сетки привода, строим график частот:

Рисунок 2.2 График частот вращения шпинделя.

Определяем передаточные отношения для каждой передачи. Расчеты сведём в таблицу 1.2

I1=ц -6=1,12 -6=0,5066; I1=1,9739

I2=ц -8=1,12 -8=0,4038; I1=2,4765

Суммарное число зубьев Z=95; z1=27 z2=68

Таблица 2.1 Передаточные отношения

В данном станке для придания движения резцам используются два электромеханических силовых стола 1 у.е.4534 (горизонтальный силовой стол) и 1 у.е.4535 (вертикальный силовой стол).

Рисунок 2.3 Электромеханический силовой стол агрегатного станка.

Таблица 2.2 Технические характеристики силовых столов.

С учётом того, что в данном станке применяются унифицированные силовые столы строим кинематическую схему станка.

Рисунок 2.4 Кинематическая схема силового стола.

3. Расчёт элементов привода Зубчатые колёса и шкивы были рассчитаны в дополнительной библиотеки графической системы КОМПАС 5.11. Результаты расчётов приведены в приложении.

Определяем крутящие моменты на валах

Вал 1:

Вал 2:

Вал 3:

3.1 Расчёт диаметров валов Расчёт произведём для второго вала, на котром находятся зубчатое колесо и шкив.

Ориентировочно диаметры валов определяем из соотношения [2]:

где Т-момент на соответствующем валу мм Диаметры валов необходимо согласовать с диаметрами внутренних колец подшипников.

Рисунок 3.1 Вал шпиндельной бабки.

Предварительно выбираем подшипники роликовые конические однорядные ГОСТ 333–79 средней серии.

3.2 Силовой расчет вала Рисунок 3.2 Схема приложения нагрузки.

Определим окружную силу в зацеплении [4]:

Н, где d1=mz1=527=135 мм — делительный диаметр колеса;

Т2=54,24 Нм — крутящий момент на колесе.

Радиальная сила:

Н, где =0 — угол зацепления.

По чертежу определяем места расположения сил и расстояние до точек их приложения, переносим их на рисунок.

l1=160 мм; l2=64 мм; l3=86 мм;

МА=Ft1l1-RB (l1+l2)+FШК (l1+l2+l3)=0,

МB=-RA (l1+l2)-Ftl2+FШКl3=0,

Откуда:

H

H

Проверка:

Fz=-Fшк+RB-Ft-RA=-2072+3441,4−803,5−565,9=0

Строим эпюры изгибающих и крутящих моментов (рисунок 3.3)

Рисунок 3.3 Эпюры изгибающего и крутящего моментов.

3.3 Расчет вала на сопротивление усталости Наиболее опасное сечение вала расположено под подшипником, согласно построенным эпюрам, наибольший изгибающий момент. Концентраторами напряжений являются: шпоночный паз и посадка подшипника на вал.

Для опасного сечения определяем коэффициент запаса прочности по усталости S и сравниваем его с допускаемым значением [4]:

где Sу и S — коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям, определяемые по зависимостям [4]:

где у-1=410 МПа и -1=240 МПа — пределы выносливости материала соответственно при изгибе и кручении;

уa и a — амплитуды напряжений цикла, МПа;

ут и т — средние напряжения цикла, МПа;

у=0,2; =0,1 — коэффициенты характеризующие чувствительность материалак асимметрии цикла напряжений;

КуD и КD — коэффициенты, учитывающие влияние всех факторов на сопротивление усталости соответственно при изгибе и кручении

где Ку и К — эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

Кd — коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

КF=1 — коэффициент влияния шероховатости поверхности;

КV=1,4 — коэффициент влияния упрочнения Для каждого концентратора напряжений определим коэффициенты К:

— шпоночный паз Ку=2,2; К=2,0; Кd=0,7

— место по посадку В расчет принимаем тот концентратор, у которого больше, таким концентратором является место по подшипник.

где М=178 200 Нмм — результирующий изгибающий момент;

МК=54 200 Нмм — крутящий момент;

W — осевой момент сопротивления сечения вала, мм3;

WК — полярный момент сопротивление сечения вала, мм3

мм3,

мм3

МПа;

МПа Запас прочности больше допустимого

3.4 Расчет вала на статическую прочность Проверка статической прочности проводится по условию [4]:

МПа, где уЕ — эквивалентное напряжение;

[]=0,8T=0,8750=600 МПа — предельное допускаемое напряжение;

КП=1,6 — коэффициент перегрузки МПа []=600 МПа Условие прочности выполняется вал привод станок прочность

3.5 Проверочный расчет подшипников по динамической грузоподъемности Сопоставим расчетную динамическую грузоподъемность Срасч с базовой С:

Срасч С Для радиальных подшипников условие имеет вид [4]:

где Сr расч — расчетная радиальная грузоподъемность, Н;

Рr — эквивалентная радиальная динамическая нагрузка, Н;

р=3,33 — для роликовых подшипников;

п=2500 мин-1 — частота вращения внутреннего кольца подшипника;

Lh=12 104 ч — требуемая долговечность подшипника;

а23=0,7;

КНЕ=0,18 — коэффициент режима нагрузки;

Сr=78 кН — базовая радиальная динамическая грузоподъемность.

Pr=VXRrKБКТ, Н;

где V=1 — коэффициент вращения;

Х=0,56 — коэффициент радиальной нагрузки;

Rr=3441,4 H — наибольшая радиальная нагрузка действующая на подшипник;

КБ=1,4 — коэффициент безопасности;

КТ=1 — температурный коэффициент.

Pr=10,563 441,41,41=2697,7 Н кН Сr=78 кН Проверку на статическую грузоподъемность не проводим, так как подшипники не работают на частотах ниже 10 мин-1.

4. Выбор конструкции шпиндельного узла При выборе схемы шпиндельного узла учитываем параметр быстроходности dn и класс точности станка.

dn = 130*1000 = 1,3*105мм мин-1;

С учётом этих требований выбираем следующую схему шпиндельного узла:

Рисунок 4.1 Схема шпиндельного узла.

При конструирование шпиндельного узла, а именно при выборе расположения приводного элемента, учтём тот факт, что проектируемый станок имеет класс точности П. Поэтому применяем схему разгрузки шпинделя, которая изображена на рисунке 4.1. При этом приводной элемент, которым является зубчатое колесо, и пневмоцилиндр (корпус пневмоцилиндра не вращается, вращается шток) расположены на конце шпинделя, но сил от этих элементов, которые могли бы вызвать прогиб шпинделя нет, так как вся их масса не сосредоточена на шпинделе, а распределена на корпус передней бабки.

Рисунок 4.1 Разгруженная конструкция шпиндельного узла.

5. Расчёт шпиндельного узла

5.1 Расчет шпиндельного узла на жесткость Станок класса точности П. Допуск на обрабатываемый размер? д=46 мкм. Допускаемое радиальное биение переднего конца шпинделя должно быть [3]:

[?]?д/3=46/3=15,3 мкм Изобразим схему нагружения шпинделя, заменив подшипники опорами.

Рисунок 5.1 Схема нагружения шпинделя.

Вычислим радиальное перемещение переднего конца шпинделя [2]:

где 1 — перемещение, вызванное изгибом тела шпинделя;

2 — перемещение, вызванное податливостью опор;

3 — сдвиг, вызванный защимляющим моментом.

Шпиндель не нагружен силами от привода, на него действует только сила резания P=136,2 Н, a=95мм, l=430мм. [2]:

где Е=2,1105 МПа — модуль упругости материала шпинделя;

=0,5 — коэффициент защимления в передней опоре;

I1 — среднее значение осевого момента инерции сечения консоли, мм4;

I2 — среднее значение осевого момента инерции сечения шпинделя в пролете мужду опорами, мм4;

jA и jB — радиальная жёсткость передней и задней опор;

jA=1,4*109 Н/м;

jB=0,3*109 Н/м;

=8*104МПа — модуль сдвига материала шпинделя;

— площадь сечения переднего конца шпинделя;

— площадь сечения межопорной части шпинделя.

Определим осевые моменты инерции:

м4,

где R2=0,065 м — радиус шпинделя в передней опоре;

R1=0,03 м — радиус отверстия в шпинделе.

м4,

где R1, R2- наружный и внутренний радиусы шпинделя в задней опоре, м.

? = = 6 мкм [?]=15,3 мкм

5.2 Расчёт шпиндельного узла на точность В результате этого расчета выберем класс точности подшипников шпинделя в зависимости от его допускаемого радиального биения Д=0,1 мкм.

Предположим наиболее неблагоприятный случай, когда биения подшипников ДА в передней опоре и ДВ в задней направлены в противоположные стороны (рисунок 5.2).

Рисунок 5.2 Схема к расчёту шпиндельного узла на точность.

Радиальное биение конца шпинделя:

где = 95,5 мм;

=197,5 мм.

Приняв:

Получим :

Т. к. передняя опора шпинделя нагружена больше задней её погрешности в большей степени влияют на точность обработки, поэтому в передней опоре установим более точные подшипники, а в задней опоре менее точные. Для передней опоры принимаем роликовые радиальные двухрядные подшипники с короткими цилиндрическими роликами серии 3 182 100 4-го класса точности, шариковый упорный — 5-го класса точности, для задней опоры — шариковый радиальный однорядный подшипник 5-го класса точности.

5.3 Расчет шпинделя на виброустойчивость Приближенный расчет собственной частоты шпинделя, не имеющего больших сосредоточенных масс, можно проводить по формуле [3]:

с-1,

где — момент инерции переднего конца ШУ;

кг — масса ШУ;

— относительное расстояние между опорами;

Сравним частоту собственных колебаний с частотой вынужденных колебаний f, с целью исключения резонанса. Эти частоты должны отличаться не менее чем на 30%.

Частоты вынужденных колебаний определим по формуле:

;

.

6. Назначение системы смазки станка Система смазки станка должна обеспечивать непрерывную или периодическую подачу к трущимся поверхностям смазочного материала в количестве, достаточном для того, чтобы между этими поверхностями сохранялась по возможности непрерывная плёнка смазки и чтобы температура этих поверхностей была в установленных пределах. Смазка способствует уменьшению трения, потерь энергии, износа и нагрева трущихся поверхностей, увеличению долговечности станка, плавности и бесшумности работы передач, повышению КПД, длительному сохранению точности.

В данном станке, в проектируемом приводе главного движения, для смазывания передней и задней опор в корпусе шпиндельной бабки установлены маслёнки, в которые закладывается пластичный смазочный материал (литиевый или барий-литиевый смазочный материал). Для смазывания редукторов силовых столов применяется индустриальное масло И-30Л или И-40Л ГОСТ 20 799–75.

Применяется минимальное смазывание малыми дозами смазочного материала, способного работать при высокой частоте вращения подшипника. Под действием центробежных сил лишний смазочный материал вытесняется с дорожек качения в предусмотренную для него полость. На дорожках качения остаётся всего несколько кубических миллиметров масла, обеспечивающего предельную быстроходность подшипников, которая только на 30−35% ниже быстроходности при использовании жидкого смазочного материала.

7. Выбор системы управления станка В проектируемом станке в качестве блока управления установлена кнопочная станция (поз. 17).

При нажатии кнопки «Зажим» первой срабатывает пиноль, затем передний патрон поз. 21, а потом задний патрон поз. 22. После этого закрывается ограждение до срабатывания конечного выключателя.

Затем нажать кнопку «Цикл» — происходит последовательная обработка детали резцами, закреплёнными в резцедержателях поз. 4, горизонтального силового стола поз. 65, закреплённого на станине. После того как горизонтальный силовой стол вернётся в исходное положение, начинает свой цикл вертикальный силовой стол поз. 68, закреплённый на колонне поз. 2 со своим резцедержателем поз. 5. После быстрой подачи и рабочей подачи вертикальный силовой стол возвращается в исходное положение, что даёт команду колодочному тормозу (шпиндель останавливается). Управление циклом работы силовых столов осуществляется бесконтактными путевыми переключателями, установленными на направляющей плите, и упорами в виде пластин, закреплённых на столе.

Открыть ограждение и нажать кнопку «Разжим». Одновременно передний и задний патрон разжимают деталь (контроль реле давления разжима) после чего пиноль возвращается в исходное положение.

Заключение

В данном курсовом проекте на основе базового специального токарного полуавтомата БС 790 мы модернизировали привод главного движения.

Предложенный вариант усовершенствования передней бабки более прогрессивен и совершенен. Новый привод позволяет вести обработку ступенчатых поверхностей с постоянной скоростью резания, что в свою очередь повышает производительность станка, подобрать самые оптимальные режимы резания.

Таким образом, в ходе выполнения курсового проекта закрепили теоретические знания, ознакомились со специальной технической литературой, научились самостоятельно проектировать узлы станков.

1 Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие для машиностроительных специальностей ВУЗов. — 4-е изд., перераб. и доп. — М.: Высшая школа, 1985.

2 Кочергин А. И. Конструирование и расчет металлорежущих станков и станочных комплексов. Курсовое проектирование. Учебное пособие для ВУЗов. — Мн.: Вышэйшая школа, 1991.

3 Металлорежущие станки: Учебник для машиностроительных ВТУЗов/Под ред. В. Э. Пуша. — М.: Машиностроение, 1985.

4 Санюкевич Ф. М. Детали машин. Курсовое проектирование: Учебное пособие — Брест: БГТУ, 2003.

5 Справочник технолога-машиностроителя./Под. ред. А. Г. Косиловой и Р. К. Мещерякова. М.:Машиностроение, 1972.

6 Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие.-2-е изд. перераб. и доп. — Калининград: Янтар. Сказ, 1999.