Система числового программного­ управления консольно-фрезерного станка

5.4.3.2. 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 величи-на 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.














Список литературы

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.


















32

Лист

Дата

Подп.

№докум.

Лист

Изм.




3

Лист

Дата

Подп.

№докум.

Лист

Изм.