Система числового программного­ управления консольно-фрезерного станка

4.3.

2. Определение модуля из расчета на контактную выносливость поверхности зубьев

Модуль или нормальный модуль зубчатых колес из условия контактной выносливости соответственно для прямозубых и косозубых колес определяется по формулам

и

где m — модуль прямозубых и нормальный модуль косозубых зубчатых колес, мм;

dw — диаметр начальной окружности; мм;

z1 — число зубьев шестерни;

(- угол наклона зуба косозубых колес; градус.

5.

4.3.

3. Определение модуля из расчета на изгибную выносливость зубьев

Модуль зубчатых колес определяется по допускаемому напряжению изгиба зубьев по одной из формул:

мм, или ,

где Km — вспомогательный коэффициент: Km = 13 и Km = 12 соответственно для прямозубых и косозубых передач;

TF1 — расчетный крутящий момент на шестерне, Н· м;

KFB — коэффициент, учитывающий неравномерность распределе-ния нагрузки по ширине венца;

YF — коэффициент, учитывающий форму зуба;

z1 — число зубьев шестерни;

— допускаемое изгибное напряжение, МПа.

5.

4.3.

4. Выбор модуля зубчатых передач

Из полученных значений модуля выбирается большее значение, которое округляется до стандартной величины. Предпочтительные значения модуля в наиболее употребительном диапазоне приводятся ниже и указаны в первом ряду:

1-й ряд: 1,5; 2,0; 2,5; 3,0; 4,0; 5,0; 6,0; 8,0; 10,0, мм;

2-й ряд: 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 5,5; 7,0; 9,0, мм.

5.

5. Проверочный расчет зубчатых передач

5.

5.1. Определение расчетного контактного напряжения поверхностей зубьев

Расчетное контактное напряжение определяется по формуле

МПа,

где ZH, ZM, Z (- коэффициенты, учитывающие форму сопряженных поверхностей, механические свойства сопряженных колес, суммарную длину контактных линий;

WHt — удельная расчетная окружная сила, Н/мм;

dw1 — диаметр начальной окружности шестерни, мм;

u1 — передаточное число передачи.

Полученное расчетное контактное напряжение поверхностей зубь-ев сопоставляется с допускаемым для проверки выполнения условия

5.

5.2. Определение расчетного напряжения изгиба зубьев

Расчетное напряжение изгиба зубьев определяется по формуле

МПа,

где YF, Yε, Yβ - коэффициенты, учитывающие форму зуба, перекрытие зубьев, наклон зуба;

WFt — удельная расчетная окружная сила, Н/мм;

m — модуль зубчатых колес, мм.

Полученное расчетное напряжение изгиба зубьев сопоставляется с допускаемым для проверки выполнения условия

.

5.

6. Расчет валов привода станка

5.

6.1. Особенности расчета валов коробки скоростей

Расчет валов коробок скоростей главных приводов имеет специфические особенности, так как валы передают различные крутящие моменты в зависимости от передаточных отношений зубчатых колес, вводимых в зацепление путем их осевого перемещения или вклю-чаемых с помощью муфт. Поэтому составляется несколько расчетных схем при различных вариантах включения зубчатых колес и устанавливаются случаи с наибольшими нагрузками на опоры и наибольшими изгибающими моментами на валах.

Валы коробок скоростей располагаются в разных плоскостях, по-этому для составления расчетных схем необходимо иметь их поперечную компоновку, т. е. свертку (рис. 7.1), на которой устанавливаются положения зацеплений зубчатых колес и направления сил в этих зацеплениях.

Рисунок — 10. Расчетная схема нагрузок на промежуточный вал шпиндельной бабки

В общем случае плоскости действия нагрузок для различных валов не совпадают. В связи с этим при расчетах все силы, действующие на валы со стороны различных передач, выражаются через их проекции на две взаимно перпендикулярные плоскости. Реакции опор и изгибающие моменты определяются геометрическим суммированием результатов их расчетов, полученных отдельно для этих плоскостей.

5.

6.2. Проектировочный расчет валов

В результате проектировочного расчета определяются ориентировочные значения диаметров концов входных и выходных валов и под шестерней всех валов, а также выбираются диаметры шеек валов под подшипники. Этот расчет ведется только на кручение по известному крутящему моменту Tj, передаваемому валом, и допускаемому касательному напряжению [].

При проектировочном расчете диаметры входного и выходного концов вала определяют, принимая [] = 20−25 МПа, а диаметр вала под шестерней для каждого вала — при [] = 10−20 МПа по формуле

мм,

где Тj — расчетный крутящий момент на валу, Н· м;

[] - допускаемое напряжение на кручение, МПа.

Остальные диаметры вала принимают, изменяя на 2−5 мм каждую последующую ступень, при этом должна обеспечиваться сборка. Полученные диаметры округляются до ближайших стандартных значений.

Диаметры валов под подшипники качения должны соответствовать значениям: 20; 25; 30; 35; 40; 45; 50; 55; 60; 65; 70; 75; 80; 85; 90; 95; 100 и т. д.

Диаметры валов, на которые посажены зубчатые колеса, муфты, шкивы и т. п., выбирают из ряда: 20; 21; 22; 24; 25; 26; 28; 30; 32; 34; 36; 38; 40; 42; 45; 48; 50; 52; 55; 60; 63; 65; 70; 75; 80; 85;90; 95; 100 и т. д.

Диаметры шлицевых валов могут иметь размеры z (d (D, например:

а) легкой серии: 6(23(26; 6(26(30; 6(28(32; 8(32(36; 8(36(40; 8(42(46; 8(46(50; 8(52(58 и т. д.;

б) средней серии: 6(21(25; 6(23(28; 6(26(32; 6(28(34; 8(32(38; 8(36(42; 8(42(48; 8(46(54; 8(52(60 и т. д.

5.

6.3. Проверочный расчет валов на статическую прочность

При проверочном расчете определяется диаметр наиболее нагруженного сечения вала по эквивалентному моменту. Для этого необходимо знать расположение валов на свертке и нагрузки, действующие на них (см. рис. 7.1), расстояния между подшипниками и сидящими на валу зубчатыми колесами, муфтами и т. д. Кроме того, нужно установить, при каких включениях зубчатых колес на валы действуют наибольшие изгибающие моменты, а на их опоры — наибольшие силы. Составляются расчетные схемы в двух плоскостях на основании анализа реакций опор и изгибающих моментов при различных включениях зубчатых колес либо муфт. Определяются окружные Fti, радиальные Fri и осевые Fai силы в зацеплениях зубчатых передач, действующие на вал, которые рассчитываются соответственно для прямозубых и косозубых передач по формулам

где Tj — крутящий момент на расчетном валу, Н· м;

dwк — диаметры начальных окружностей зубчатых колес, передающих крутящий момент, м;

α - угол зацепления зубчатых колес, градус: α = 20°;

β - угол наклона зубьев косозубых колес, градус.

Суммарные проекции окружных и радиальных сил на вертикальную и горизонтальную оси координат (см. рис. 10) рассчитываются по формулам:

и ;

и .

Затем определяются реакции опор вала и строятся эпюры:

а) изгибающих моментов в двух плоскостях;

б) суммарных результирующих изгибающих моментов;

в) крутящих моментов;

г) эквивалентных моментов.

Диаметр вала рассчитывается в наиболее нагруженном сечении и определяется по наибольшему эквивалентному моменту по формуле

мм,

где d — диаметр вала в опасном сечении;

Mэ — эквивалентный момент в наиболее нагруженном сечении вала, Н· м;

[σи] - допускаемое напряжение при изгибе: [σи] = 50−60 МПа.

Установленные ранее значения диаметра вала анализируются и при необходимости производится их корректировка.

Проверочный расчет по эквивалентному моменту трудоемкий и производится только для наиболее нагруженных валов.

5.

6.4. Расчет валов на усталостную прочность

Коэффициент запаса прочности n для опасных сечений вала определяется из условия прочности n ([n] и рассчитывается по формуле где nσ и nτ - коэффициенты запаса прочности соответственно по касательным и нормальным напряжениям;

[n] - требуемый коэффициент запаса прочности: [n] = 1,3−1,8.

В случае необходимости повышения требуемой жесткости принимают [n] = 2,5−3,0. Если n < [n], то необходимо изменить конструкцию вала или применить сталь с более высоким коэффициентом выносливости.

5.

6. Проектирование шпиндельных узлов

5.

6.1. Назначение шпиндельного узла и основные требования

Шпиндельный узел станка предназначен для сообщения режущему инструменту или обрабатываемой заготовке главного вращательного движения резания. Шпиндельные узлы в большей степени, чем другие, влияют на точность и шероховатость обрабатываемых поверхностей и производительность станка. В связи с этим к ним предъявляются повышенные требования и при проектировании шпин-дельных узлов должны обеспечиваться соответствующие проектные критерии.

1. Точность вращения шпинделя регламентируется допускаемым радиальным и осевым биением его переднего конца.

2. Жесткость шпиндельного узла определяется допустимой упругой деформацией переднего конца шпинделя под нагрузкой.

3. Виброустойчивость и динамические качества определяются до-пустимой амплитудой колебаний переднего конца шпинделя во всем диапазоне частот вращения и допустимой частотой собственных коле-баний шпинделя.

4. Долговечность шпиндельных узлов определяется долговечностью опор шпинделя и зависит от частот вращения, эффективности системы смазывания, величины предварительного натяга в подшип-никах и т. д.

5. Тепловыделение и температурные деформации шпиндельного узла регламентируются допустимым нагревом подшипников.

6. Быстроходность и передаваемая мощность устанавливаются на основании технических требований к обрабатываемой заготовке и режимов резания.

7. Быстродействие и точность зажимных устройств шпиндель-ного узла регламентируются допустимыми погрешностями цент-рирования.

8. Минимальные затраты на изготовление, сборку и эксплуатацию шпиндельного узла оптимизируются при условии удовлетворения остальных проектных критериев.

5.

6.2. Основные задачи при проектировании шпиндельного узла

Шпиндельный узел состоит из шпинделя, условно имеющего передний конец и межопорный участок, приводного элемента и шпин-дельных опор. Проектирование шпиндельного узла включает:

а) определение мощности на шпинделе и нагрузок на него;

б) выбор привода и типа опор;

в) определение диаметра шпинделя, вылета консоли и расстояния между опорами;

г) разработку конструкции шпинделя;

д) выбор устройств для смазывания опор и уплотнений и т. д.

На шпиндель действуют нагрузки, определяемые силами резания, силами от привода (ременного, зубчатого и др.) и центробежными силами, возникающими от неуравновешенности вращающихся деталей самого шпиндельного узла.

При проектировании шпиндельного узла необходимо обеспе-чивать высокую работоспособность переднего подшипника и приводной зубчатой передачи. Требуется ограничить радиальное и осевое биение переднего конца шпинделя, а также его радиальное и осевое перемещение под действием сил резания и сил со стороны привода. Кроме того, необходимо ограничить амплитуды колебаний переднего конца шпинделя, а также нагрев его опор. Эти свойства должны сохраняться шпиндельным узлом в течение длительного времени при изменении, обычно в широких интервалах, нагрузок и частоты вращения.

5.

6.3. Кинематические схемы шпиндельных узлов

Важной кинематической характеристикой шпиндельных узлов является параметр быстроходности

мм (мин-1,

где d — диаметр шейки шпинделя в передней опоре, мм;

nmax — максимальная частота вращения шпинделя, мин-1.

Быстроходность шпиндельного узла определяется типом и быстроходностью подшипников шпиндельных опор. Шариковые подшипники имеют большую быстроходность по сравнению с роликовыми, но последние обладают большей жесткостью и допускают большую нагрузку. Кинематическая схема шпиндельного узла выбирается в зависимости от требуемой быстроходности и нагруженности. При этом с увеличением быстроходности узла уменьшаются передаваемая мощность, жесткость и виброустойчивость. Типовые кинематические схемы шпиндельных узлов (рис. 11) условно разделены на три группы в зависимости от показателя быстроходности .

1. Низкоскоростные схемы (1 и 2 на рис. 11) обладают повышен-ной жесткостью и применяются в токарных и фрезерных станках с высокими нагрузками и при работе на умеренных скоростях. В указанных схемах чаще применяются радиальные двухрядные цилиндрические роликоподшипники и упорные шариковые или радиально-упорные конические двухрядные роликоподшипники.

2. Среднескоростные схемы (3−11 на рис. 11) рекомендуются для токарных, фрезерных, сверлильных и шлифовальных станков с более высокой быстроходностью и применяются при работе на сред-них скоростях при умеренных нагрузках в связи с несколько меньшей осевой жесткостью. В данных станках чаще применяются радиально-упорные конические однорядные роликоподшипники или радиальные двухрядные цилиндрические роликоподшипники и упорно-радиальные шариковые с углом контакта 60°.

3. Высокоскоростные схемы (12 и 13 на рис. 11) рекомендуются для токарных, расточных и шлифовальных станков, работающих на высоких скоростях, в связи с тем что они обладают высокой быстроходностью. Эти схемы имеют опоры на радиально-упорных шариковых подшипниках, обычно собранных в комплекты.

Рисунок — 11. Кинематические схемы и показатели быстроходности шпиндельных узлов

5.

6.4. Виды приводных передач шпинделя

Приводная передача шпинделя, ее вид и расположение зависят от типа станка, требуемой точности, предельных частот вращения и величины передаваемого усилия и может быть зубчатой, ременной и др.

Зубчатые передачи отличаются простотой и компактностью конструкции и возможностью передавать большие крутящие моменты (рис. 12, а) и применяются в фрезерных и многооперационных станках. Однако в связи с погрешностью шага передач не обеспечивается высокое качество обработанной поверхности, и их применение ограничивается частотой вращения до 35 с-1. Зубчатые передачи не рекомендуется использовать в прецизионных станках.

Рисунок -12. Кинематические схемы привода шпинделя с различными видами приводных элементов и их расположение на шпинделе

Ременные передачи отличаются высокой плавностью вращения и уменьшением динамических нагрузок в приводе станка (рис. 8.2, б) и применяются в основном в токарных станках. Однако при этом несколько увеличиваются размеры привода и усложняется конструкция в связи с необходимостью наличия механизма натяжения ремня и в отдельных случаях — установки шкива на самостоятельные опоры для разгрузки шпинделя (рис. 8.2, в).

Кроме того в многооперационных станках с автономным шпиндельным узлом для привода шпинделя могут применяться зубчатые муфты (рис. 12, г) или шлицевые соединения, что повышает точность обработки в связи с исключением действия на шпиндель вибраций и тепла от работы зубчатых передач коробки скоростей.

Расположение приводного элемента (шестерни, шкива, зубчатой полумуфты и др.) шпинделя влияет на схему его нагружения, а следовательно, на его прогиб и реакции опор, поэтому необходимо выбирать оптимальный вариант. В общем случае приводные элементы могут располагаться на межопорной части шпинделя (см. рис. 12, а) на расстоянии b от передней опоры или на консольной его части со стороны задней опоры на расстоянии с (см. рис. 12, б).

При применении разгрузочного устройства на подшипниках качения (см. рис. 12, в) и зубчатой муфты (рис. 12, г) или шлицевого соединения величина c не имеет значения.

При этом на шпиндель от приводного элемента действуют со-ответственно окружная Ft и радиальная Fr силы зубчатого зацепления (см. рис. 12, а), радиальная нагрузка ременной передачи F (см. рис. 12, б) и крутящий момент T при разгрузке шпинделя и зубчатой муфте (см. рис. 12, в, г), а также при шлицевом соединении.

Зубчатые колеса, располагающиеся на межопорном участке шпин-деля, должны быть ближе к его передней опоре, т. е. b должно быть минимальным.

5.

6.5. Основные конструктивные параметры шпиндельного узла

Шпиндельный узел характеризуется соответствующими конструктивными параметрами. Главными размерами, устанавливаемыми при его расчете (см. рис. 8.2), являются диаметры шеек шпинделя в передней d и задней dз опорах, величина вылета консоли его переднего конца, а и расстояние между опорами l.

Диаметр шпинделя d в передней опоре может предварительно определяться по показателю быстроходности для выбранной кинематической схемы, т. е.

d = k / nmax.

Диаметр шпинделя dз в задней опоре может предварительно определяться из условия

dз = (0,8−0,9)· d.

Длина консоли переднего конца шпинделя, а (см. рис. 8.2) в первом приближении принимается равной диаметру шпинделя в передней опоре, т. е. a = d.

Расстояние между опорами шпинделя l (см. рис. 8.2) в общем случае должно приниматься

l = (2,5−3,5)∙а

из условия обеспечения виброустойчивости и точности вращения при l ≥ 2,5 а и оптимальной жесткости при l ≤ 3,5 а.

Расстояния от передней или задней опоры b и c, на которых располагаются приводные элементы, выбираются конструктивно.

5.

6.6. Особенности конструкции шпиндельного узла

В целом конструкция шпиндельного узла определяется типом станка, классом его точности, предельными параметрами процесса обработки и т. д. Конструкция шпинделя разрабатывается на основании данных о передаваемой мощности шпинделем, расстоянии между его опорами и наличии отверстия, расположении приводных звеньев на шпинделе, конструкции опор и типах подшипников и способе крепления патрона или инструмента.

Конструктивное оформление шпинделя имеет свои специфические особенности по сравнению с обычным валом. Шпиндель станка (рис. 13) имеет передний конец с вылетом a и межопорный участок длиной l. Диаметры шеек шпинделя под подшипники в передней и задней опорах d и dз выбираются по стандарту после предварительного расчета по вышеприведенным формулам. Диаметры шеек резьбовых соединений d1 и d3 и диаметры фланца переднего конца d5 и d6 также выбираются по стандарту, а диаметры шеек со свободным размером d2 и для посадки зубчатого колеса d4 выбираются конструктивно. При этом должна обеспечиваться сборка шпиндельного узла, а для этого необходимо, чтобы диаметры шеек шпинделя имели постепенное увеличение их значений, т. е. выполнялось условие, имеющее выражение d1 < dз < d2 < d3 < d4 < d.

Шпиндели фрезерных и многооперационных станков выполняются полыми для размещения прутковой заготовки или уст-ройства зажима заготовки или режущего инструмента. Для центрирования инструмента или приспособления в шпинделе применяются конусы Морзе, метрические и с конусностью 7: 24 или 1: 3. Диа-метр внутреннего отверстия шпинделя dо и его конфигурация определяются конструкцией зажимного устройства.

Рисунок — 13. Конструктивная схема шпиндельного узла и основные конструктивные размеры Заключение

В курсовом проекте выбран станок консольно-фрезерный вертикальный с ЧПУ модель 6Р13Ф3−37.

В результате выполнения курсового проекта были достигнуты цели и задачи поставленные при его выполнении.

1. Рассмотрены основные системы ЧПУ и их классификация.

2. Приведены основные элементы и узлы консольно-фрезерного станка с ЧПУ модели 6Р13Ф3−37.

3. Проанализирована работу и кинематическая схема станка.

4. Рассмотрены основные элементы электрооборудования станка.

5. Рассмотрена методика подбора и расчетов для электродвигателя для привода главного движения, коробки передач, зубчатых передач, шпиндельного узла и валов.

6. Приведена кинематические и принципиальные электрические схемы станка.

1. Анурьев, В. И. Справочник конструктора-машиностроителя: в 3 т. / В. И. Анурьев. — М.: Машиностроение, 1982. — Т. 1.

— 736 с.; Т. 2. — 584 с.; Т. 3. — 576 с.

2. Бушуев, В. В. Основы конструирования станков / В. В. Бушуев. — М.: Станкин, 1992. — 520 с.

3. Глубокий, В. И. Металлорежущие станки и промышленные роботы: Приводы станков с ЧПУ и агрегатных станков / В. И. Глубокий. — Минск: БПИ, 1986. — 48 с.

4. Глубокий, В. И. Металлорежущие станки и промышленные роботы: Проектирование приводов станка / В. И. Глубокий, А. И. Кочергин. — Минск: БПИ, 1987. — 120 с.

5. Глубокий, В. И. Металлорежущие станки и промышленные роботы: Конструирование металлорежущих станков / В. И. Глубокий. — Минск: БПИ, 1988. — 68 с.

6. Дунаев, П. В. Конструирование узлов и деталей машин / П.В. Ду-наев, О. П. Леликов. — М.: Высшая школа, 1985. — 416 c.

7. Конструкция и наладка станков с программным управлением и роботизированных комплексов / Л. И. Грачев [и др.]. — М.: Высшая школа, 1989. — 271 с.

8. Кочергин, А. И. Конструирование и расчет металлорежущих станков и станочных комплексов / А. И. Кочергин. — Минск: Вышэйшая школа, 1991. — 382 с.

9. Кочергин, А. И. Шпиндельные узлы с опорами качения / А.И. Ко-чергин, Т. В. Василенко. — Минск: БНТУ, 2007. — 124 с.

10. Курмаз, Л. В. Детали машин: Проектирование / Л. В. Курмаз, А. Т. Скойбеда. — Минск: Технопринт, 2001. — 290 с.

11. Маеров, А. Г. Устройство, основы конструирования и расчет металлообрабатывающих станков и автоматических линий / А.Г. Мае-ров. — М.: Машиностроение, 1986. — 367 с.

12. Металлорежущие станки / под ред. В. Э. Пуша. — М.: Машиностроение, 1986. — 575 с.

13. Металлорежущие станки и автоматы / под ред. А. С. Проникова. — М.: Машиностроение, 1981. — 479 с.

14. Металлорежущие станки / Н. С. Колев [и др.]. — М.: Машиностроение, 1980. — 500 с.

15. Модзелевский, А. А. Многооперационные станки: Основы про-ектирования и эксплуатации / А. А. Модзелевский, А. В. Соловьев, В. А. Лонг. — М.: Машиностроение, 1981. — 365 с.

16. Охрана труда в машиностроении / под ред. С. В. Белова, Е. Я. Юдина. — М.: Машиностроение, 1983. — 432 с.

17. Проектирование металлорежущих станков и станочных систем: в 3 т. / А.

С. Проников [и др.]; под ред. А. С. Проникова. — М.: МГТУ, 1994. -

Т. 1. — 444 с.; 1995. — Т. 2, ч.

1. — 368 с.; Ч. 2. — 319 с.

18. Расчет и проектирование деталей машин / под ред. Г. Б. Столбина и К. П. Жукова. — М.: Высшая школа, 1978. — 247 с.

19. Роботизированные технологические комплексы и гибкие производственные системы в машиностроении / под ред. Ю. М. Соломенцева. — М.: Машиностроение, 1989. — 190 с.

20. Справочник по автоматизированному электроприводу / под ред. В. А. Елисеева и А. В. Шинянского. — М.: Энергоатомиздат, 1983. — 616 с.

21. Справочник технолога-машиностроителя: в 2 т. / под ред. Е. Я. Косиловой, Р. К. Мещерякова. — М.: Машиностроение, 1986. — Т.

2. — 655 с.

22. Станочное оборудование автоматизированного производства: в 2 т. / под ред. В. В. Бушуева.

— М.: Станкин, 1994. — Т.

1. — 580 с.; Т. 2. — 656 с.

23. Станки с числовым программным управлением (специализированные) / под ред. В. А. Лещенко. — М.: Машиностроение, 1979. — 592 с.

24. Тарзиманов, Г. А. Проектирование металлорежущих станков / Г. А. Тарзиманов. — М.: Машиностроение, 1980. — 288 с.

Лист

Дата

Подп.

№докум.

Лист

Изм.

Лист

Дата

Подп.

№докум.

Лист

Изм.