Модернизация привода главного движения станка модели 1341 с бесступенчатым изменением частоты вращения шпинделя

БОЛЬШАЯ ЛЕНИНГРАДСКАЯ БИБЛИОТЕКА - РЕФЕРАТЫ - Модернизация привода главного движения станка модели 1341 с бесступенчатым изменением частоты вращения шпинделя

Модернизация привода главного движения станка модели 1341 с бесступенчатым изменением частоты вращения шпинделя

Курсовой проект: 24 с., 5 табл., 5 рис., 2 приложения.

Объект исследования - коробка скоростей токарно-револьверного станка.

В курсовом проекте выбран новый электродвигатель, что позволило отказаться от коробки скоростей. Спроектированы передачи и проведен расчет наиболее нагруженного вала. Выбраны подшипники качения, а также выбраны и рассчитаны шпоночные соединения. Выполнены чертеж модернизированного привода главного движения, общего вида токарно-револьверного станка (прототипа), кинематическая схема.

СТАНОК, ВАЛ, ПОДШИПНИК, ШПИНДЕЛЬ, ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЬ

Содержание

Введение

1. Общая характеристика модернизируемого станка

2. Обоснование замены и выбор нового привода

3. Проектирование зубчатой передачи

3.1 Проверочный расчет фактических изгибных напряжений

3.2 Проверочный расчет фактических контактных напряжений

3.3 Выбор и расчёт шпонок

4. Определение нагрузок, действующих на шпиндель

4.1 Приближенный расчёт шпинделя

4.2 Проверочный расчет шпинделя на усталостное сопротивление

5. Проектирование узлов подшипников качения

5.1 Выбор подшипников качения

5.2 Расчёт подшипников качения

6. Расчет прогиба на конце шпинделя

7. Расчет динамических характеристик привода

Для вала 2 принимаем подшипники роликовые радиально-упорные - 7317.

Для вала 3 принимаем подшипники роликовые радиально-упорные - 7230.

Для вала 4 принимаем подшипники шариковые радиальные - 228.

Таблица 3 - Характеристики подшипников

5.2 Расчёт подшипников качения

Для выбранных подшипников качения определим по каталогу величину динамической С грузоподъёмности, а также пользуясь эскизом нагружения опор вала определим долговечность наиболее нагруженного подшипника.

Определим приведённую нагрузку на подшипник:

,

где

- радиальная нагрузка на подшипник;

- коэффициенты приведения, ;

- коэффициент кольца, ;

- коэффициент безопасности, ;

- температурный коэффициент, .

Рисунок 4 - Схема нагружения опор вала силами

Определим приведенную нагрузку, действующую на каждый из подшипников:

Рассчитываем долговечность более нагруженного подшипника:

где

- динамическая эквивалентная нагрузка;

- частота вращения кольца;

- долговечность;

- величина, зависящая от формы кривой усталости, .

Так как фактическая долговечность подшипника превышает ранее рассчитанное значение 43200 часов, то данный подшипник подходит для работы на выходном валу.

Смазку подшипников выбираем [4, с.16] - смазочный материал: масло индустриальное 40А ГОСТ 21150-75 (разбрызгиванием из ванны редуктора).

6. Расчет прогиба на конце шпинделя

Используя программу для расчета "SHPIND-1" получено значение прогиба, которое составляет y=0.023мм.

Допускаемое значение прогиба определяется как

.

Так как условие выполняется, то можно считать что жесткость шпинделя обеспечена.

7. Расчет динамических характеристик привода

Задачи расчета. Привод подачи станка при обработке детали нагружен крутящим моментом, который вследствие особенностей кинематики процесса резания, переменности припуска на детали и физико-механических свойств ее материала изменяется во времени. В результате в нем возникают крутильные колебания, обусловливающие динамические нагрузки, появление изгибных колебаний, снижение производительности обработки, уменьшение долговечности станка, а в некоторых случаях и потерю устойчивости его динамической системы. С целью обеспечения требуемого качества станка динамические характеристики привода рассчитывают при его проектировании и производят корректировку конструкции.

Составление расчетной схемы привода. Представим, что конструкция привода разработана в соответствии с кинематической схемой. Необходимо произвести его динамический расчет и анализ.

Рис. 5 Кинематическая схема привода главного движения для динамического расчета.

Определяем моменты инерции всех вращающихся элементов привода. Момент инерции (кгм2) детали, являющейся сплошным телом вращения, определяется по зависимости

где -- плотность материала детали, кг/м3; d и l - диаметр и длина детали, м.

Детали длиной до 1,5--2 их диаметра принимают в качестве сосредоточенных масс. В рассматриваемой конструкции это ротор электродвигателя, блоки зубчатых колес, муфты. Валы являются распределенными массами. При длине вала до 300 мм к моментам инерции находящихся на нем сосредоточенных масс присоединяют треть момента инерции вала. Моменты инерции муфт рассчитаем как зубчатых колес:

где d, D - радиус вершин и радиус впадин зубчатого колеса;

h - ширина ступицы или зубчатого венца.

Все вычисленные моменты инерции заносим в таблицу 10.

Таблица 4 - Моменты инерции элементов привода главного движения.

Находим крутильную податливость элементов приводов. Зубчатые муфты и муфты фрикционного действия не учитываются. Крутильную податливость для сплошных валов:

где G - модуль упругости второго рода (81010 МПа), D - диаметр вала.

Крутильную податливость для шлицевых валов:

где d - внутренний диаметр шлицев; l - расчетная длина, путем использования которой учитывается неравномерность распределения крутящего момента вдоль ступицы зубчатого колеса, насаженного на шлицевый вал с зазором:

с натягом:

Крутильная податливость зубчатой передачи обусловливается не только изгибом и контактной деформацией ее зубьев, но и дополнительным поворотом колес, который является следствием деформации опор и изгиба валов. Составляющая крутильной податливости пары зубчатых колес, обусловленная изгибной и контактной деформацией их зубьев,

где k - коэффициент, для прямозубых колес равный 6, для косозубых -- 3,6; - угол зацепления передачи, b - ширина зубчатого венца, d - делительный диаметр.

Деформация опоры вала слагается из упругой деформации подшипника качения к деформации стыков между поверхностями внутреннего кольца подшипника и вала, а также наружного кольца и отверстия в корпусе.

Деформация роликового подшипника (м):

где. d. - внутренний диаметр подшипника, м; Р -- нагрузка на опору, Н; к - коэффициент: для роликового подшипника нормальной серии к = 0,52, для подшипника широкой серии к = 0,33, для подшипника с короткими роликами к = 0,65, для двухрядного роликоподшипника к=0,4; для подшипников с предварительным натягом значение к следует уменьшить в 2 раза.

Суммарная деформация стыков между поверхностями колец подшипника, вала и корпуса:

где b, D -- ширина и наружный диаметр подшипника, м.

Вектор перемещения k-го зубчатого колеса, обусловленного деформацией опор вала,

Перемещения k и k+1 обусловлены суммарными прогибами yk и yk+1 валов в сечениях, где расположены зубчатые колеса:

,

где k и k+1 перемещения зубчатых колес передачи, вызванные деформациями опор валов.

Вектор относительного перемещения зубчатых колес передачи:

Крутильная податливость зубчатой передачи (рад/Нм), вызванная изгибом валов и деформацией опор и приведенная к k- тому колесу:

где к - угол поворота зубчатых колес передачи, M - крутящий момент Нм, t и r - тангенциальная и радиальная составляющие относительного перемещения пары зубчатых колес.

Все рассчитанные крутильные податливости заносим в таблицу 11.

Таблица 5. Крутильная податливость элементов привода.

Многоступенчатую расчетную схему заменяют линейной. При этом моменты инерции вращающихся масс, податливости приводят к одному валу, обычно к валу электродвигателя:

,

где ( к -- передаточное отношение передач от вала I к валу с номером k+1)

Число степеней свободы и частот собственных колебаний системы равно числу имеющихся в ней инерционных элементов.

,

Если частота возмущающих воздействий не больше максимальной частоты вращения элементов привода, высшими собственными частотами колебаний системы можно пренебречь и упростить ее, сведя к двухмассовой, имеющей две или три собственные частоты. Методика этого преобразования следующая. Систему с n степенями свободы разбивают на парциальных систем, среди которых выделяют системы первого типа с номерами l, равными 1,3,5,...,m - 1, и второго типа с номерами 2,4,6,..., m.

Квадраты собственных частот парциальных систем первого типа:

,

второго типа:

, 1/рад.