Размещено на http://www.allbest.ru/

Тема: Фрезерный широкоуниверсальный инструментальный станок с числовым программным управлением

Введение

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

Металлорежущие станки служат для обработки металлов резанием, то есть для снятия стружки с заготовок резцами, сверлами, фрезами, шлифовальными кругами и другими режущими инструментами.

Фрезерные станки составляют значительную долю в общем объеме металлорежущего оборудования. На некоторых предприятиях фрезерные станки составляют примерно 1/5 от всех станков. На фрезерных станках выполняется весьма широкий круг работ, что обеспечивается разнообразием конструкций и кинематики станков. Типы и модели фрезерных станков отличаются назначением, конструкцией, кинематикой, размерами, уровнем автоматизации и степенью точности.

Достижение и сохранение в течении длительного времени высокой производительности и точности фрезерных станков является важной экономической задачей , которую можно решить совершенствованием конструкций станков, отдельных его элементов, и правильной его эксплуатации, современным и технически грамотным обслуживанием.

Повышение производительности фрезерных станков достигается путем увеличения мощности и быстроходности привода главного движения, расширением диапазона регулирования скоростей подач, автоматизации цикла обработки, автоматизацией и механизацией вспомогательных движений в станках, применением приспособлений, расширяющих технологические возможности фрезерных станков.

Точность и долговечность фрезерных станков повышается за счёт более точного изготовления деталей и узлов, увеличения жесткости станков, применения устройств для автоматической выборки заготовок в сопрягающих парах, централизованной смазке при хорошей защите от загрязнения трущихся пар.

Фрезерование является производительным и универсальным технологическим способом механической обработки резанием.

1.Анализ станков аналогичных проектируемому

На данном этапе следует выделить несколько моделей станков данного типоразмера и сравнить их технические характеристики, компоновку, кинематическую схему и конструкцию основных узлов.

Проектируемый станок должен соответствовать современному уровню отечественного и мирового станкостроения по компоновке, дизайну, производительности, точности, экономичности и удобству эксплуатации. Именно этими условиями необходимо руководствоваться при проектировании станка.

Ниже приведём таблицу (таблица 3.1), в которую внесём несколько моделей станков данного типоразмера и произведем оценку их технических характеристик с целью выявления наилучших, которые бы следовало, затем получить у проектируемого.

Таблица 1.1

Технические характеристики сравниваемых моделей.

Наименование технических параметров	Единицы измерения	Количественное значение технических параметров моделей специализирующихся стран
		ГДР	ПНР	СРР	СССР	ЧССР	СФРЮ
		FVW315/5 CNC-H	FND32N1	FVS32CNC	67К25ПФ2	FNG32NC	AG-250NC
Размеры рабочей поверхности основного вертикального стола : ширина длина	мм	400 700	315 900	320 1000	320 800	360 510	320 320
Наибольшее перемещение: стола- продольное бабки - поперечное стола - вертикальное	мм	500 280 430	450 320 400	460 320 400	400 320 450	600 400 400	400 260 380
Пределы частоты вращения горизонтального и вертикального шпинделя	мин-1	35-1800	40-2000	40-2000	40-2000	20-2000	50-2500
Пределы величины рабочих подач	мм/мин	6,3…3150	35,5-1800	5-1250	10-1000		5-1500
Число управляемых осей координат/ всего, одновременно		3/2	3/2	3/2	3/2		3/2
Дискретность перемещения по осям координат	мкм	1	1	1	10/5
Габаритные размеры станка : Длина Ширина Высота	мм	3000 3000 2200	2000 1900 1900	2900 2600 2100	1685 1655 1890		1875 2300 1765
Мощность эл. двигателя главного привода.	кВт	4,6	2,2	3	3	5,8	2,2
Масса станка	кг	1800	1800	2600	1350	1900	800

Рассматриваемые станки изобретены в разных странах, при их создании конструкторы руководствовались своими соображениями. Поэтому существует некоторый разброс в значениях параметров.

За исходный, базовый вариант принима6ем модель 67К25ПФ2.

2. Расчет предельных режимов обработки на станке

Приведем пример расчета режима резания фрезерования торцевой фрезой, черновая обработка конструкционной стали /2,с 281/.

Параметры фрезы:

D=160мм, z=10

I этап. Определение элементов режима резания

1. Назначение глубины резания t. При черновой обработке целесообразно снимать припуск за один проход, тогда глубина резания t равна припуску. При более высоких требованиях к шероховатости обработанной поверхности и при больших припусках разделяют обработку на черновую и чистовую, оставляя на чистовой проход такую часть припуска, чтобы глубина резания

Принимаем t = 4 мм

2. Назначение подачи на зуб sz.

Для получистового и чистового фрезерования задаются значения подачи на оборот sоб, от которого зависит шероховатость обработанной поверхности. Значение подачи на зуб sz, необходимое для дальнейших расчетов режима резания, определится при заданной подаче на оборот sоб из соотношения:

Принимаем sоб = 0.5 мм/об

sz=sоб/z,

где z - число зубьев фрезы.

3. Расчет скорости резания v. Допустимая скорость резания при фрезеровании рассчитывается по формуле, м/мин:

,

где: T - стойкость фрезы (мин), в зависимости от типа фрезы и ее диаметра;

m - показатель относительной стойкости;

cv - коэффициент, зависящий от обрабатываемого материала, типа фрезы и толщины срезаемого слоя (подачи на зуб sz);

qv, xv, yv, uv, pv - показатели степени при диаметре фрезы D, глубине резания t, подаче на зуб sz, ширине фрезерования B и числе зубьев z.

Определив по формуле допустимую скорость резания vT, следует рассчитать число оборотов шпинделя в минуту, соответствующее расчетному значению допустимой скорости резания, об/мин:

где D - диаметр фрезы, мм.

II этап. Расчет назначенных значений элементов режима резания

Назначение режимов резания по мощности станка. Мощность резания при фрезеровании не должна превосходить эффективной мощности станка, то есть должно выполняться условие

,

где: Nрез - мощность резания при фрезеровании, кВт;

Nе - эффективная мощность станка, Nе =N?, кВт.

Мощность резания при фрезеровании определяется по формуле, кВт:

где: Pz - окружная (тангенциальная) сила при фрезеровании, H;

v - назначенная скорость резания, м/мин.

Для определения мощности резания следует рассчитать окружную (тангенциальную) силу по формуле, Н:

,

Ср=825, х=1, у=0,75, u=1,1, q=1,3, w=0,2

где: cp - коэффициент, характеризующих обрабатываемый материал и зависящий от типа фрезы и группы инструментального материала;

xp, yp, up, qp, wpё - показатели степени при глубине резания t, подаче на зуб sz, ширине фрезерования B, диаметре фрезы D и числе оборотов фрезы в минуту n.

kp - поправочный коэффициент на окружную силу резания Pz определяется лишь физико-механическим свойствами обрабатываемого материала.

Результаты расчетов режимов резания Таблица 2.1

Черновая обработка
Фреза	Материал	Обр.	D	Sz	T	V	n	P	M	N
Торцевая	Т15К6	Ст.	160	0,05	240	110	219	2560	2048	4
	Р6М5	Ст.	40	0,05	150	60	447	1554	311	1,5
		Al.	40	0,05	150	230	1831	3108	3108	1,6
Цилиндрическая	Т15К6	Ст.	40	0,05	120	137	1092	1966	393	4,4
	Р6М5	Ст.	100	0,05	120	73	116	2130	2130	2,5
		Al.	40	0,1	120	99	787	2321	464	3,7
Дисковая	Т15К6	Ст.	63	0,05	120	74	374	1621	511	1,96
	Р6М5	Ст.	100	0,05	120	45	71	3840	3840	2,8
		Al.	63	0,1	120	145	1732	606	191	1,4
Концевая	Т15К6	Ст.	40	0,01	120	197	1568	2130	426	4,3
	Р6М5	Al.	40	0,05	120	160	1273	-	-	-
Чистовая обработка
Торцевая	Т15К6	Ст.	100	0,018	150	553	1760	-	-	-
	ВК8	Cu.	40	0,05	120	346	2754	-	-	3,7

На основе анализа полученных значений с параметрами аналогичных станков примем следующие параметры работающего станка:

n=50-2500(об/мин), Nэл=3(кВт),

S=10-1000(мм/мин),

3. Обоснование технических параметров и конструкции станков

3.1 Выбор технических параметров проектируемого станка

Проектируемый станок не уступает по своим техническим данным лучшим отечественным и зарубежным образцам. В результате анализа примем технические данные проектируемого станка:

1. Nэл=3(кВт)- мощность электродвигателя привода главного движения. Она соответствует мощности аналогичных станков.

2. nш=50-2500(об/мин)- частота вращения шпинделя (горизонтального и вертикального).

3. Пределы подач станка:

S=10-1000(мм/мин) продольная,

S=10-1000(мм/мин) вертикальная.

3.2 Выбор компоновки и кинематической схемы

На рисунке 3.1 приведем пример компоновки станков.

На рисунке 3.1 (а), (б) и (в) изображены компоновки станков, у которых стол имеет 3 подачи (Sпоп, Sпр, SВ).

Компоновки, назначение и приемущества:

Рисунок 3.1 компоновка станков

а) б)

в)

67К25ПФ2

Станки 6Т82Ш и ГФ3202.

Назначение

Станки предназначены для выполнения разнообразных фрезерных рабат цилиндрическими торцевыми, концевыми фасонными и другими фрезами Применяются для обработки горизонтальных и вертикальных плоскостей пазов рамок, углов, зубчатых колес, спиралей, моделей штампов, пресс-форм и других деталей из стали. чугуна, цветных металлов, их сплавов и других материалов.

Станки оснащены хоботом, на котором установлены накладная и поворотная шпиндельные головки с индивидуальной коробкой скоростей, отдельным приводом, обеспечивающими возможность обработки детали инструментом, установленным к рабочей поверхности стола под любым углом в любой плоскости.

Наличие отдельного горизонтального шпинделя позволяет использовать эти станки, как обычные горизонтально-фрезерные

Мощность приводов и высокая жесткость станков позволяют применять фрезы, изготовленные из быстрорежущей стали а также инструмент, оснащенный пластинками из твердых и сверхтвердых синтетических материалов.

По особому заказу возможно исполнение станков со столом, имеющим возможность поворота вокруг вертикальной оси на угол ±45гр., при этом максимальное расстояние от оси горизонтального шпинделя до рабочей поверхности стола уменьшается соответственно до 400 и 390 мм.

Основные преимущества станков:

Конструктивные

- механизированное крепление инструмента в шпинделе,

- механизм пропорционального замедления подачи,

- устройство периодического регулирования величины зазора в винтовой паре продольной подачи.

- предохранительная муфта защиты привода подач от перегрузок;

- торможение горизонтального шпинделя при остановке электромагнитной муфтой.

Технологические

- разнообразные автоматические циклы работы станка.

- широкий диапазон частот вращения шпинделя и подач стола

- большая мощность приводов.

- повышенный класс точности,

- возможность одновременной работы двумя шпинделями.

- высокая жесткость,

- надежность и долговечность

Технологические возможности станков могут быть расширены за счет применения на них делительной и долбежной головок, крутого поворотного стола.

Старок модели 67К25ПФ2 ни в чем не уступает станкам приведенным выше. Принимаем компоновку станка рисунок 3.1 (в).

4. Разработка кинематической схемы станка

4.1 Разработка кинематической схемы привода главного движения

Исходными данными для разработки кинематической схемы являются:

1. Частота вращения вала электродвигателя - nэ;

2. минимальная и максимальная частота вращения шпинделя - nmin, nmax;

3. Число ступеней частот вращения - z;

4. Структура привода.

Поскольку проектируемый станок оснащен системой числового программного управления, наиболее рационально применение, в качестве привода главного движения, двигателя постоянного тока с тиристорной системой управления для бесступенчатого регулирования скорости вращения шпинделя. При этом существенно сократится механическая часть кинематических цепей и органов управления. Для большего упрощения кинематики станка, привод главного движения и движения подач раздельный.

Определим расчетную частоту вращения шпинделя:

;

1. Выберем диапазон регулирования частоты вращения двигателя:

Выбираем двигатель постоянного тока модели 2ПН132L,

2. Диапазон регулирования коробки скоростей:

- диапазон регулирования частоты вращения шпинделя при полной мощности.

3. Необходимое число ступеней коробки скоростей:

Примем .

Рисунок 4.1 диаграмма мощности привода.



Рисунок 4.2 кинематическая схема ГП.

Рисунок 4.3 график чисел оборотов.

5. Определение расчетных нагрузок для привода станка

5.1 Определение расчетных нагрузок для привода главного движения

Определим мощность электродвигателя привода главного движения:

где Nрез max-максимальная мощность резания (согласно расчетов Nрез max=4,4кВт, см. табл. 2.1 записки)

=0.8-0.9- коэффициент полезного действия привода

Тогда Nэл =4.4/0.85=5.17 кВт, полученная мощность выше, чем у станков аналогичных разрабатываемому. Для привода примем электродвигатель постоянного тока модели 2ПН132L, мощностью 3 кВт.

Тогда Nрез max=30,85=2.55 кВт -максимальная мощность резания.

Данная мощность, потребляемая в процессе резания говорит о том, что при режимах, где Nрез>2.55 кВт должны быть выбраны более щадящие режимы обработки (ниже скорость резания, подача, глубина фрезерования), что приведет к снижению потребляемой мощности в ходе процесса резания.

При номинальной частоте вращения в приводе сочетаются максимальные значения мощности и крутящего момента. Согласно геометрическому ряду частот вращения на шпинделе при этом кинематическая цепь будет максимально нагружена при 1000(об/мин) вала электродвигателя, тогда на втором валу далее вращение передаётся на шпиндель, частота вращения которого .

Определим крутящий момент на валах.

, где

-мощность на расчетном валу;

-коэффициент полезного действия;

,,-КПД ременной, зубчатой передачи и подшипников качения в механической части привода;

-угловая скорость (сек-1).

фрезерный станок привод обработка

6 Проектные расчеты деталей и конструктивная компановка узлов

6.1 Проектные расчеты и конструктивная компановка привода главного движения

6.1.1 Ориентировочный расчет диаметров валов

- диаметр вала

где Mкр- крутящий момент на валу,;

-допускаемое условное напряжение при кручении;

Тогда диаметр первого вала (электродвигатель):

диаметр второго вала:

диаметр третьего вала:

6.1.2 Определим число зубьев колес

В коробке скоростей трехвенцовый блок, поэтому необходимо, чтобы сумма чисел зубьев у колес этого блока и сопрягаемыми с ним колес, была одинаковой. Исходя их этого условия, выбираем число зубьев по таблице 4.5 /1,с101/.

При суммарном числе зубьев ?z = 104, получаем три пары колес:

z1 =65; z2 =39;

z3 =42; z4 =62;

z5 =22; z6 =83;

Проверим, сохраняются ли передаточные отношения.

?i = (? - 1)10% = (1,12 - 1)10% = 1.2% - допустимое отклонение

i1 =1.67 ; i1 = z1 / z2 = 65 / 39 =1.67;

i2 =0.67 ; i2 = z3 / z4 = 42 / 62 = 0.677; ?i < 1,2%

i3 =0.267; i3 = z5 / z6 = 22 / 82 = 0.268.

6.1.3 Определим модуль зубчатых колес

Так как в коробке имеется трехвенцовый блок и сумма чисел зубьев у пар этого блока и зубчатых колес одинакова, то для того чтобы обеспечить равенство межосевого расстояния, необходимо, чтобы модуль у всех этих колес был одинаковым. Рассчитаем модуль наиболее нагруженной пары зубчатых колес по условию контактной и изгибной прочности зубьев.

Определение допускаемого значения модуля по удельному давлению на рабочую поверхность зуба:

где С-коэффициент давления

i=Z5/Z6-передаточное число, (i+1)-для внутреннего [?g], МПа - дополнительное удельное давление на рабочую поверхность зуба,

Мкр1-крутящий момент на шестерне, (Н·м);

Кк - коэффициент концентрации нагрузки. Учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине зуба. Для консольно-расположенных колес Кк=1/2, в остальных случаях для станочных передач Кк=1;

Кg-коэффициент динамической нагрузки;

?-коэффициент ширины зуба, ?=6?10

Определение допускаемого значения модуля по напряжениям изгиба:

где Z1-число зубьев шестерни;

Y1-коэффициент формы зуба шестерни,

[?u]-МПа, допускаемое напряжение изгиба

1) Определим mg, mu для пары зубчатых колес Z5:Z6=22:82.

Предположительно примем m=2мм, тогда окружная скорость:

V=?·m·Z5·n2/1000=3.14·2·22·500/1000=69.08(м/мин),

где n1-частота вращения шестерни;

для V=69.08(м/мин)=1.15м/с колеса восьмой степени точности с НВ>350 Кg=1.03; примем сталь 20Х (термообработка, цементация и закалка); [?u]=400МПа;

[?g]=1700МПа; ?=8; i=Z5/Z6=22/82=0.268; КК=1; Y1=0.1

Мкр.=78(Н·м).

тогда

из полученных значений выбирается большее значение модуля и округляется до стандартного, т.е. m=2.5 (мм).

Значит наш предположительно взятый модуль m=2(мм) неверен. Уточним фактическое значение окружной скорости

Определим фактическую ширину колеса bФАКТ=m·?=2.5·8=20(мм)

Определим диаметры делительные:

d1 = mz1 = 2.565 = 162.5 мм;

d2 = mz2 = 2.539 = 97.5 мм;

d3 = mz3 = 2.542 = 105 мм;

d4 = mz4 = 2.562 = 155 мм;

d5 = mz5 =2.522 = 55 мм;

d6 = mz6 = 2.582 = 205 мм.

Межосевое расстояние:

7. Уточненные и специальные расчеты разрабатываемых узлов

7.1 Расчет ремня поликлинового

Учитывая, что мощность электродвигателя 3 кВт, а n=3000 об/мин, а так же опираясь на таблицу /4,с 38/, берем ремень сечения: t = 4,8 мм;

S = 5,5 мм; k = 4,8 мм

Из стандартного ряда примем диаметр малого шкива - 63 мм.

Диаметр большого шкива определим по формуле:

где

-КПД ремня = 0,99;

- передаточное отношение;

округляем до 125 мм

Расчетная длина ремня:

Ближайшее стандартное 1250 мм.

Уточненное межцентровое расстояние:



Минимальное и максимальное межосевое расстояние

, (мм)

, (мм)

Угол обхвата на меньшем шкиве:

,

Скорость ремня:

Из таблиц выберем коэффициенты:

k1 = 0,92; k2 = 1; k3 = 0,56; k4 =0,73;

N = 3 кВт - предполагаемая мощность;

Найдем число ребер ремня:

округлим до 15;

Ширина шкива:

B = (z-1)t+2S = (15-1)4,8 + 25,5 = 78 мм.

7.2 Расчет подшипников качения промежуточного вала

Расчет подшипников производим по наиболее нагруженному колесу.

Рисунок 5 - Расчет промежуточного вала

На опоры вала действуют следующие силы:

Окружная сила на колесе:

,

Радиальная сила на колесе:

Fr= Ft •tg ?

где = 20 град. - угол зацепления;

Fr =2029.1 • tg 20 = 738.5Н

Сила со шкива:

Fm = 1,3 Ftm,

,

Fm = 1,3892.8 = 1160.6Н

Составим уравнение моментов в плоскости x:

? MAx = 0;

RBX (112+72) - Fr112= 0;

;

? MBx = 0;

- RAX (112+72) + Fr 72 = 0;

;

Произведем проверку:

? Fx = 0;

- RАX + Fr - RBX = 0;

- 289 + 738.5 - 449.5 = 0;

0 ? 0 - верно

Составим уравнение моментов в плоскости y:

? MAy = 0;

RBY 184 - Ft112 + FM 240 = 0

? MBy = 0;

- RAY 184 + Ft72 + FM56 = 0

;

Произведем проверку:

? Fy = 0;

RAY - Ft - RBY + FM = 0;

1147.2 - 2029.1 - 278.7+ 1160.6 = 0;

0 ? 0 - верно

Полные реакции в опорах:

;

.

7.3 Расчет вала на прочность при совместном действии на него изгиба и кручения

Расчет ведем для промежуточного вала.

Построим эпюры моментов. Для этого посчитаем Мx и Мy в опасных

сечениях A, B,C,Д:

МАx = 0;

МСx = - RАХ0.112 = - 2890.112 = - 32.4Нм;

МВx = - RАХ0.184 + Fr0.072 = - 2890.184 + 738.50.072 = 0 Нм;

МДx = - RАХ 0.24 + Fr0.128 - RBX0.056 =

= - 2890.24 + 738.50128 + 449.50.056 ? 0;

МAy = 0;

МCY = - RAY0.112 = - 1147.20,112 = - 128.5 Нм;

МBY = - RAY0.184 + Ft0.072 =

= - 1147.20.184 + 2029.10.072 ? - 65 Нм;

МДY = - RAY0.24 + Ft0.128 + RBY0.056 =

= - 1147.20.24 + 2029.10.128 + 278.70.056 ? 0;

Как видно из эпюр, представленных на рисунке 5, наиболее опасными является сечение, где приложены силы и .

Определим эквивалентный момент:

Определим максимальный диаметр вала

МПа - для выносливости при испытаниях (Сталь 45).

Следовательно , что меньше

Примем диаметр промежуточного вала

На вал диаметром 25 мм берутся подшипники 205 легкой серии по ГОСТ 8338-75;

Сr = 11 кН - динамическая грузоподъемность;

Сor = 7.09 кН - статистическая грузоподъемность;

Lv = 10 000 - требуемая долговечность;

Критерием выбора подшипников служит:

Стр ? Сr , где

Стр - требуемая величина динамической грузоподъемности подшипника;

где:

Q - эквивалентная динамическая нагрузка;

Q = x Fr V kб kт,

V = 1; x = 0,56; Fr = RА = 1183.04 Н; kб = 1 - коэффициент безопасности;

kт = 1 - коэффициент температурный;

Q = 0.561183.04 = 662.5 Н

n = 500 об/мин - частота вращения подшипника;

Долговечность подшипника:

,

,

Расчетная долговечность больше требуемой, а значит подшипник выбран верно.

7.4 Расчет шпиндельного узла на жесткость

7.4.1 Цель данного расчета состоит в определении оптимального межопорного расстояния

Шпиндель станка представляет собой вал жесткость которого определяется подшипниками крайних опор. Для уменьшения трудоемкости конструирования, изготовления и эксплуатации шпиндельных узлов в практике станкостроения применяют типовые конструктивные схемы. В нашем случае применим шпиндельный узел с роликовым однорядными коническим подшипником на заднем конце и роликовым радиальным двурядным подшипником на переднем конце.

Типовая схема шпиндельного узла с опорами качения

Схема расположения и серия подшипников качения	d мм	d·nmax мм/мин	Область применения
	60?200	(1,6?2)105	Средние и тяжелые токарные и фрезерные станки

1 - роликовый радиальный двухрядный (серия 697000);

2 - роликовый однорядный конический (серия 17000);

Материал шпинделя сталь 20Х с закалкой ТВЧ (токами высокой частоты)

При расчете воспользуемся схемой двухопорной балки (рис.7.4.)

Размещено на http://www.allbest.ru/

Принимаем схему вар. 2.

R_А Р y_оп^P,Q

В А y_?

R_В Q

b a

? y_шп^P,Q

Рис.7.4. Расчетная схема шпинделя.

На (рис.7.4.) следующие обозначения

а=52.35 (мм)-вылет переднего конца шпинделя

b=53,35 (мм)-расстояние от приводного элемента до передней опоры

?-межосевое расстояние, мм.

RА, RВ-реакции в опорах

y?-суммарный прогиб шпинделя

yопP,Q= yопP+ yопQ-перемещение переднего конца шпинделя в следствии

податливости опор от силы Р и Q соответственно

yшпP,Q-перемещение переднего конца шпинделя в следствии его изгиба от воздействия сил Р,Q.

Значения а и b получены конструктивно.

С учетом действия защемляющего момента в передней опоре перемещение переднего конца шпинделя

в формуле ?=0,3 / 3,с 226/-коэффициент защемления в передней опоре

jA, jВ-радиальная жесткость передней и задней опор.

Перепишем данную формулу

Согласно этому запишем ниже отдельно прогибы вызванные изгибом шпинделя от обеих сил и податливостью опор от обеих сил.

Значит

где I1, I2 - моменты инерции осевые сечения шпинделя консоли и в пролете между опорами.

Определим их значения согласно конструкции шпинделя.

По графику рис.13.4 /3,с 216/ определим жесткости опор:

В формулах, приведенных выше Е-модуль упругости материала шпинделя:

В практике станкостроения принято ограничивать возможные значение межопорного расстояния, а именно: l ? 2.5a /3,с226/,

значит l?2,5*52,35=130,8(мм)

l=lmin=130(мм)-минимальное значение межопорного расстояния.

Конструирование шпиндельного узла обычно ведут из условия:

l/d=2/8, отсюда:

l=(2-8)d=(2-8)70=140-560(мм)

где d-средний диаметр шпинделя, мм

Согласно этого построим таблицу 7.1, в которую внесем результаты расчета прогибов зависимости от межопорного расстояния.

Таблица 7.1

Результаты расчета шпиндельного узла на жесткость

Длина l, мм	УP,QШП, мм	УP,QОП, мм	У?, мм
130	0.00252	0.00987	0.01239
200	0.00435	0.00803	0.01238
300	0.00703	0.00706	0.01409
400	0.00973	0.00662	0.01635
560	0.01407	0.00627	0.02034

Расчет произведем для:

Р=3,84(кН) - максимально допустимая сила резания

где МКР3=197,4 (Н*м) (п.7.1.3)

d=155(мм)=0.155(м)-делительный диаметр колеса,

тогда:

По результатам расчета видим, что У?=min при l=200 мм, произведем расчет для l=150 мм и l=250 мм, уточнив тем самым lОПТ; составим таблицу 7.2.

Таблица 7.2

Длина l, мм	УP,QШП, мм	УP,QОП, мм	У?, мм
150	0.00303	0.00911	0.01214
250	0.00569	0.00743	0.01312

По результатам расчетов построим графики зависимости прогибов от длины межопорного расстояния (рис.7.4)



Рисунок 7.4 - Графики прогибов конца шпинделя

Из графика (рис.7.4) получим lОПТ=150(мм) данное значение lОПТ имеет отклонение ±5% допустимое для данных технических расчетов.

Таким образом lОПТ=142.5?157.5(мм)

Предпочтение нужно отдавать меньшему значению, т.к. это лучше с точки зрения динамики вращения шпинделя.

7.4.2 Определим жесткость шпинделя

jШП=1/С? /3, с226/

где С?=У?/F - податливость шпиндельного узла, при чем F - силы действующие на шпиндель.

Тогда податливость:

Тогда

Согласно /3, с225, рис.13.14 (б)/ для станков нормальной точности при диаметре шпинделя 70(мм) минимальная жесткость для обеспечения требуемой точности обработки составляет 200Н/мкм, а значит, так как 302.5>200

Шпиндельный узел обеспечит требуемую точность обработки для станка нормальной точности и кроме того обеспечит запас жесткости в 1.5 раза. Это можно объяснить большой жесткостью опор шпинделя.

7.4.3 Расчет шпиндельного узла на виброустойчивость

Расчет на виброустойчивость позволяет спроектировать шпиндель так, чтобы избежать зону резонансных вибраций шпиндельного узла, которые ухудшают качество обработки и неблагоприятно влияют на износостойкость инструмента.

При расчете определяют частоту собственных колебаний ?0 и частоту вынужденных колебаний ?b. Для виброустойчивости необходимо выполнение условия:

?В<(0.7?0.75)?0

Частоту собственных колебаний определим по формуле:

где jШП=j? - суммарная жесткость шпиндельного узла, Н/м

m - масса шпинделя, кг

? = 0.1?0.2 - коэффициент рассеяния энергии колебаний

Масса шпинделя:

Тогда

Определим частоту вынужденных колебаний:

где Z=62 - число зубьев приводной шестерни,

2583.3>0.75*1138.3 (Гц);

2583.3>853.7 (Гц);

1033.3>853.7 (Гц);

144.7<853.7 (Гц)

Условие выполнено при , а это значит, что резонанс не возникает. Но при и частота вынужденных колебаний больше собственных. И для того чтобы избежать резонанс на этих оборотах, на вал шпинделя устанавливается маховик.

Список использованных источников

1. Кочергин А.И. «Конструирование и расчет металлорежущих станков и станочных комплексов», Учеб. Пособие для вузов. - Минск «Высшая школа»,1991.

2. Справочник технолога-машиностроителя. 2-х т. Т2./Под ред. Косиловой А.Г. и Мещерякова Р.К. - М.: Машиностроение, 1985.

3. Металлорежущие станки: Уч. для машиностроительных вузов/Под ред. Пуша В.Э. - М.: Машиностроение, 1985.

4. Титовская О.В. Передачи с гибкой связью, Кр-ск, 1983.

Размещено на Allbest.ru