Модернизация привода главного движения станка модели 6С12Ц с бесступенчатым изменением частоты вращения

БОЛЬШАЯ ЛЕНИНГРАДСКАЯ БИБЛИОТЕКА - РЕФЕРАТЫ - Модернизация привода главного движения станка модели 6С12Ц с бесступенчатым изменением частоты вращения

Модернизация привода главного движения станка модели 6С12Ц с бесступенчатым изменением частоты вращения

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ УКРАИНЫ

ДОНЕЦКИЙ НАЦИОНАЛЬНИЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

Факультет Механический

Кафедра «Металлорежущие станки и системы»

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

по дисциплине: «Металлообрабатывающее оборудование»

на тему:«Модернизация привода главного движения станка модели 6С12Ц с бесступенчатым изменением частоты вращения»

ПК.08.04.28.03.00.000

Выполнил

студент гр. МС 05-н Перекопский С. П

Консультант Молчанов А. Д

Нормоконтроллер Мирошниченко А. В.

ДОНЕЦК 2008г.

РЕФЕРАТ

Курсовой проект: 42 с., 9 табл., 11 рис., 8 источников, 2 приложения.

Объект исследования - привод главного движения с бесступенчатым регулированием частоты.

В курсовом проекте выбран электродвигатель постоянного тока с диапазоном частот, перекрывающим исходный диапазон, произведен кинематический расчет узла, расчеты мощности, крутящих моментов каждого вала. Произведены проверочные расчеты зубчатых передач, подшипников и проведен расчет наиболее нагруженного вала. Выбрана система смазки и смазочный материал деталей станка. Выбраны подшипники качения, а также выбраны и рассчитаны шлицевые соединения. Выполнены чертежи развертки привода главного движения, общего вида вертикально-фрезерного станка (прототипа), кинематическая схема.

СТАНОК, ВАЛ, ШПОНКА, ПОДШИПНИК, СИСТЕМА СМАЗКИ, ШПИНДЕЛЬ, ЗУБЧАТОЕ КОЛЕСО, УЗЕЛ, ШЛИЦЕВОЕ СОЕДИНЕНИЕ, ДВИГАТЕЛЬ ПОСТОЯННОГО ТОКА.

ЗАДАНИЕ

Цель: модернизация привода главного движения станка модели 6С12Ц с бесступенчатым изменением частоты вращения шпинделя.

Исходные данные:

Технические характеристики вертикально-фрезерного станка модели 6С12Ц.

Целью данного курсового проекта является модернизация привода главного движения станка модели 6С12Ц с бесступенчатым изменением частоты вращения шпинделя.

Модернизация главного привода включает в себя определение диапазона регулирования скоростей, построение кинематической схемы, определение требуемой эффективной мощности привода, проверочные расчеты зубчатых передач, валов и уточненный расчет на усталость самого нагруженного вала, выбор шпоночных и шлицевых соединений передающих крутящий момент, выбор подшипников опор валов, выбор системы смазки.

Размеры заготовок и инструментов, подлежащих обработке на универсальных станках, определяют из экономических соображений, связывая их с одной из размерных характеристик станка. В таблице 1 приведены ориентировочные значения предельных размеров заготовок и инструмента, которые принимаются при проектировании универсальных станков.

Таблица 1 _ Рекомендуемые значения предельных размеров

Ширина стола=320;

=0,8*320=256мм

=0,2*320=64мм

Выбор предельных режимов резания, которые должны осуществляться на станке, рассчитывают при выполнении различных видов работ и на основе анализа полученных результатов.

Глубину резания и подачи выбирают из нормативных документов [1] и в зависимости от работ, которые предполагается выполнять на станке. Как правило, расчет ведут по основной (ведущей) операции, для которой спроектирован станок. В нашем случае это фрезерование торцовой фрезой, при котором возникают наибольшие силы резания.

Выбор предельных скоростей резания для расчета характеристик универсальных станков производят при следующих условиях :

Для фрезерных станков наибольшую скорость резания определяют при условии обработки:

§ стальной заготовки с =500 МПа фрезой наименьшего диаметра;

§ материал режущей части _ пластинка из твердого сплава Т15К6.

§ подача на зуб фрезы, стойкость, глубина резания и ширина фрезерования берутся минимальными.

При определении минимальной скорости резания :

§ глубину резания, подачу на зуб, ширину фрезерования, диаметр фрезы и стойкость принимают максимальными;

§ материал фрезы - быстрорежущая сталь; материал заготовки - легированная сталь с = 750 МПа.

В качестве расчетной принимают ширину фрезерования:

,

,

где , - наибольшая и наименьшая ширина фрезерования;

, - наименьший и наибольший диаметр фрезы.

При фрезерной обработке, где материал режущей части фрезы твёрдый сплав, для наибольшей скорости резания Vmax имеем:

,

где СV=332, m=0,2, y=0,4, x=0,1, р=0, u=0,2, q=0,2 - коэффициент и показатели степени

tMIN=0,5 мм - минимальная глубина резания.

SZMIN=0,06 мм/зуб - минимальная подача на зуб.

Т=180 минут - стойкость инструмента.

Кv - произведение ряда коэффициентов.

Кv =КmvКиvКпv

Кmv=Кг - коэффициент, учитывающий качество обрабатываемого материла.

Киv=1,0 - коэффициент, учитывающий качество материала инструмента.[1.стр.263]

Кпv=1,0 - коэффициент, отражающий состояние поверхности заготовки.

Таким образом:

Кv =КmvКиvКпv=1,511,0=1,5.

Z=6, DMIN=63мм - параметры режущего инструмента

ВMIN=0,75*60=45мм - ширина фрезерования

Рассчитываем скорость :

м/мин.

При фрезерной обработке, где материал режущей части фрезы быстрорежущая сталь, для наименьшей скорости резания Vmin имеем:

,

где СV=64,7, m=0,2, y=0,2, x=0,1, р=0, u=0,15, q=0,25 - коэффициент и показатели степени.

tMAX=5 мм - максимальная глубина резания.

SZMАХ=0,15 мм/зуб - максимальная подача.

Т=300 минут - стойкость.

Кv =КmvКиvКпv=1,00,31,0=0,3.

Z=26, DMАХ=250мм - параметры режущего инструмента

ВMАХ=0,8250=200мм - ширина фрезерования

Рассчитываем скорость:

м/мин.

Проведём расчет составляющих сил резания по следующей формуле:

,

Для силы Рz , при материале режущей части фрезы - быстрорежущая сталь, имеем:

t=5 мм - припуск.

Sz=0,15 -подача, мм/зуб.

- минимальная частота вращения шпинделя, об/мин.

Ср=82,5, x=0,95, y=0,8, u=1,1, q=1,1, w=0

Кмр=

Z=26, D=250мм - параметры режущего инструмента

В=200мм - ширина фрезерования

Рассчитываем составляющую Рz :

Н.

Для силы Рz , при материале режущей части фрезы - Т15К6, имеем:

t=0,5 мм - припуск.

Sz=0,06 -подача, мм/зуб.

- максимальная частота вращения шпинделя, об/мин.

Ср=825, x=1, y=0,75, u=1,1, q=1,3, w=0,2

Кмр=

Z=6, D=63мм - параметры режущего инструмента

В=45мм - ширина фрезерования

Рассчитываем составляющую Рz :

 Н.

2.3 Предварительное определение мощности электродвигателя главного движения

Предварительное определение мощности электродвигателя главного движения определяется по формуле:

, кВт

где - полезная мощность резания

, кВт

где - КПД цепи главного движения (для станков с вращательным главным движением =0,7-0,85).

КПД цепи подачи приближенно определим по формуле:

,

где коэффициенты КПД для составных частей привода выбирается из таблицы 2.

Таблица 2 - Значения КПД передач и подшипников станков.

Расчетные формулы для стальных закаленных цилиндрических прямозубых зубчатых передач коробок скоростей и подач имеют вид:

, мм.

, мм.

где крутящий момент на валу шестерни (меньшего колеса) передачи в Нм;

z число зубьев шестерни;

i передаточное число, равное отношению числа зубьев большего колеса к числу зубьев меньшего колеса (), независимо от того, понижающей передача или повышающая;

знак плюс для подач наружного зацепления, минус внутреннего;

- коэффициент формы зуба, =0,495;

b рабочая ширина зубчатого венца колеса в мм; =7;

коэффициенты, учитывающие увеличение нагрузки на передачу по сравнению с номинальной вследствие неравномерного характера процесса резания в работы привода;

где _ коэффициент перегрузки.

, _ коэффициенты динамичности нагрузки, учитывающие дополнительные динамические нагрузки на зубья колес, возникающие при работе передачи вследствие погрешностей ее изготовления и монтажа, а также деформаций зубьев под нагрузкой; ведя окружная скорость передачи

1 м/с, то ==1;

коэффициенты неравномерности распределения нагрузки по длине зуба; учитывают увеличение нагрузки на опасном участке контактной линии вследствие упругих деформации валов и подшипников и погрешностей изготовления сопряженных колес, ведущих к взаимному перекосу контактирующих зубьев;

допускаемое напряжение на изгиб и контактную прочность а определяются по формулам:

_ длительные пределы выносливости зубьев при расчете на изгиб и контактную прочность в ;

_ коэффициент, учитывающий влияние режима шлифования зубьев на величину допускаемого изгибного напряжения;

_ коэффициенты переменности режима работы, учитывающие благоприятное влияние переменного режима работы универсального станка на величину допускаемого напряжения, когда через рассчитываемую передачу не всегда передается полная мощность, что позволяет повысить допускаемые напряжения по сравнению с длительными пределами выносливости; величина берется из табл., а рассчитывается по формуле:

где - расчетное (базовое) число циклов нагружения при испытании материала шестерни на усталостную прочность;

- количество передач в группе, где находится рассматриваемая передача;

- расчетная частота вращения шестерни в мин-1;

_ коэффициенты увеличения и , зависящие от степени универсальности станка в расположения передачи ближе к входному или выходному валу привода;

Определяем значения, необходимые для нахождения .

Учитывая отсутствие упругих и деформирующих элементов упругих муфт, резкий пуск и торможение и неравномерный характер процесса резания принимаем =1,4.

Предварительно принимаем модуль m=3

Определяем величину окружной скорости:

,м/с

Определяем отношение по формуле:

Принимаем 7-й класс точности, тогда =1,05

Определяем величину отношения:

Учитывая, что шестерня расположена вблизи одной опоры и вал жесткий принимаем =1,15.

Определяем значение коэффициента :

В качестве материала зубчатого колеса примем сталь 40Х. Вид термообработки - объемная закалка.

Для расчета допускаемого напряжения определим следующие параметры:

· предел выносливости принимаем =1,9*108Н/м,

· коэффициент шлифования зуба принимаем =1,

· коэффициент универсальности станка принимаем для передачи расположенной ближе к входному валу =1,4

Определяем допускаемое изгибное напряжение:

Н/м2

Рассчитываем модуль зубчатой передачи по изгибным напряжениям:

Для расчета модуля по контактным напряжениям определяем: коэффициент увеличения нагрузки, для этого находим значения его составляющих.

Учитывая отсутствие упругих и деформирующих элементов упругих муфт, резкий пуск и торможение и неравномерный характер процесса резания принимаем =1,4.

По сделанным ранее расчетам принимаем =1,03.

Аналогично принимаем =1,1.

Определяем значение коэффициента :

Для расчета допускаемого напряжения определим следующие параметры:

· предел выносливости принимаем =9,5*108 ,

· коэффициент универсальности станка рассчитываем, для этого принимаем:

количество передач р=2,

базовое число циклов =7*107,

=1,2;

=1,7.

Рассчитываем:

Определяем допускаемые контактные напряжения:

Н/м2

Рассчитываем модуль зубчатой передачи по изгибным напряжениям:

Принимаем ближайший стандартный модуль m=3

5.1.2 Проверочный расчет косозубой конической передачи

Исходные данные:

· количество зубьев шестерни составляет z=35,

· передаточное отношение равно i=1,

· угол наклона зуба - в = 25°,

· материал колеса - сталь 40Х, ТО - объёмная закалка.

Расчетные формулы для стальных закаленных цилиндрических прямозубых зубчатых передач коробок скоростей и подач имеют вид:

где крутящий момент на валу шестерни (меньшего колеса) передачи в Нм;

z число зубьев шестерни;

i передаточное число, равное отношению числа зубьев большего колеса к числу зубьев меньшего колеса (), независимо от того, понижающей передача или повышающая;

- коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, выбирают в зависимости от эквивалентного числа зубьев zv.

Zv=.

В зависимости от Zv выбираю уF=3,815;

Коэффициент нагрузки предварительно принимаю K =1,5;

Коэффициент ширины колеса =7;

Определяем допускаемое изгибное напряжение:

Н/м2;

- коэффициент, учитывающий изменение нагрузочной способности по изгибающим напряжениям конической передачи по сравнению с цилиндрической прямозубой, =0,65+0,11i=0,65+0,11=0,76 (при твердости HRC > 45).

Тогда

Определяем внешний круговой модуль через средний модуль :

мм

Округляем полученное значение до стандартного, тогда =4,5 мм.

Определяем внешнее конусное расстояние:

мм, тогда фактический средний модуль равен:

где ,

мм, округляем до числа из стандартного ряда, и тогда мм;

мм.

Определенное значение внешнего конусного расстояния сравниваем с подсчитанным по формуле, так как имеем косозубую передачу:

=?77,2 мм

где - сумма зубьев колес пары;

111,37>77,2 - условие выполняется.

5.1.3 Проверочный расчет передач

Проверочный расчет конической передачи

Исходные данные:

mte1,2 = 2,5, z1,2 = 35, 7-A, д = 45°; в = 25°, сталь 40Х, ТО - закалка ТВЧ.

Проверочный расчет на изгибную прочность

,

где Н,

dm=mmn*z=3,45*35=120,75мм,

KF= KFв? KFV=1?1,4=1,4,

KH= KHв? KHV=1,05?1,2=1,26,

KFв=1+( KHв - 1)?1.5=1+(1-1)?1.5=1,

Zv=.

В зависимости от Zv выбираю уF=3,815. Тогда

МПа<[]=2,66?108МПа -

Условие изгибной прочности выполняется.

Проверочный расчет на контактные напряжения

МПа<[],

[]=13,3?108МПа

Условие контактной прочности выполняется.

Прочностной расчет конической передачи проведен успешно.

Проверочный расчет цилиндрической передачи.

Исходные данные:

m1,2 = 3, z1,2 = 56, 7-A, сталь 40Х, ТО - закалка ТВЧ.

Проверочный расчет на изгибную прочность

,

где ,Н,

где K - коэффициент нагрузки,

K= Kв ? KV ? Kб

Kв - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба, Kв = 1,3;

KV - коэффициент динамичности нагрузки, KV=1,22;

Kб - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями цилиндрических колес:

Kб = 1+0,06(Пст-5),

где Пст - назначенная степень точности передачи, Пст=7

Kб = 1+0,06(7-5) = 1,12;

d=m*z=3*56=168 мм,

K= Kв ? KV ? Kб= 1,3?1,22?1,12=1,78

Н.

В зависимости от Zv выбираю уF=3,825. Тогда:

МПа<[]=2,66?108МПа -

Условие изгибной прочности выполняется.

Проверочный расчет на контактные напряжения

МПа<[], []=13,3?108МПа

Условие контактной прочности выполняется.

Прочностной расчет цилиндрической передачи проведен успешно.

5.2 Расчет зубчатой ременной передачи

Передача зубчатым ремнем по сравнению с клиновым или плоским ремнем при одинаковых габаритах позволяет передавать большой крутящий момент. Благодаря отсутствию скольжения она может быть использована для синхронизации вращения рабочих органов станка, манипулятора или промышленного робота. Передачу можно использовать при малых межцентровых расстояниях, повышенном значении передаточного числа. Допускается работа передачи в масле. В то же время для передачи зубчатым ремнем характерны повышенный шум при частоте вращения шкивов более 1500 об/мин, большая масса зубчатого ремня, относительно сложная конструкция шкивов.

Нагрузка на ремень. Исходные данные: номинальная мощность передаваемая ремнем Р=5,5 кВт, частота вращения шкива n=1600 об/мин, передаточное отношение передачи i=1.

Предварительно выбираю модуль передачи:

мм

Принимая модуль стандартным 5 мм, определяю наименьшее допускаемое число зубьев меньшего шкива , вычисляю диаметр его делительной окружности мм и окружную скорость ремня:

м/с

Допускаемая удельная окружная сила, передаваемая ремнем , для модуля 5 мм равна 35Н/см.

Удельная расчетная сила, передаваемая ремнем, при которой долговечность передачи составляет 4000-7000ч,

- коэффициент, учитывающий передаточное число передачи, = 2;

- коэффициент, учитывающий число зубьев на дуге обхвата меньшева шкива, = 0,9;

- коэффициент, учитывающий наличие в передаче натяжного ролика, = 1;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между витками каната в зависимости от ширины ремня, = 1;

- коэффициент, учитывающий влияние режима и длительности работы передачи, = 0,59;

- коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости ремня на его долговечность, снижение работоспособности зубьев ремня из-за повышения частоты их нагружения и износа, = 1;

- коэффициент, учитывающий влияние длины ремня или межосевого расстояния а на его долговечность, а именно, повышение частоты нагружения зубьев ремней меньшей длины, их нагрев, неравномерность нагрузки по длине зубьев, =1;

Н/см.

Расчетная окружная сила, передаваемая ремнем:

Н

Расчетная ширина ремня:

мм

Принимаю ширину ремня стандартной 25мм.

Число зубьев и диаметр делительной окружности шкива:

мм;

Длина ремня без учета его провисания:

мм.

Ближайший по длине ремень выбирают по стандарту и вычисляют уточненное межосевое расстояние:

.

Проверка ремня по давлению на его зубьях

Расчетное давление на зубьях ремня:

,

где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения окружной силы между зубьями ремня по дуге охвата, = 2;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения давления по высоте зубьев ремня, =1,5;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения давления по длине зубьев ремня, =1;

и ширина и высота ремня соответственно, мм.

, что позволяет использовать данный ремень, так как , при .

Параметры шкива

Для передачи с зубчатым ремнем шкивы принимают следующими:

Модуль передачи :

мм;

Диаметр окружности выступов:

мм;

Высота зуба мм;

Угол впадины

Окружной шаг по средней линии зубьев:

мм;

Толщина зуба:

мм;

Длина зуба:

мм;

Радиус головки зуба:

мм;

Радиус ножки зуба:

мм.

9 РАСЧЕТ ТРЁХОПОРНОГО ШИНДЕЛЬНОГО УЗЛА С ПОДШИПНИКАМИ КАЧЕНИЯ В ОПОРАХ

На жесткость рассчитывают шпиндельные узлы всех типов. При этом определяют упругое перемещение шпинделя в сечении его переднего конца, для которого производится стандартная проверка шпиндельного узла на жесткость. Это перемещение принимают в качестве упругого перемещения переднего конца шпинделя. Имеем трёхопорный шпиндель, но в расчетах упростим его до двухопорного.

В перемещении учитывают только деформации тела шпинделя и его опор. Собственные деформации обрабатываемой детали, режущего инструмента, конического или другого соединения инструмента со шпинделем определяют дополнительными расчетами, не относящимися к расчету шпиндельного узла на жесткость. Находят радиальную и осевую жесткость. При расчете радиальной жесткости все силы приводят к двум взаимно перпендикулярным плоскостям Y и Z, проходящим через ось шпинделя. Вычисляют радиальное перемещение его переднего конца в этих плоскостях, а затем суммарное перемещение

Необходимо учитывать существенное влияние осевой опоры на перемещение переднего конца, что является следствием защемляющего (реактивного) момента, возникающего в осевой опоре и противоположного по знаку моменту нагрузки. Дополнительное радиальное перемещение представляет собой сдвиг переднего конца под действием силы, возникающей как следствие защемляющего момента.

Радиальное перемещение шпинделя в заданном сечении, например, плоскости Y,

где - перемещение, вызванное изгибом тела шпинделя;

- перемещение, вызванное нежесткостью (податливостью) опор;

- сдвиг, вызванный защемляющим моментом;

- перемещение, вызванное податливостью контакта между кольцами подшипника и поверхностями шпинделя и корпуса, определяемое по зависимости

где Р - нагрузка на опору, Н;

К1=1...2,5;

d - внутренний диаметр подшипника, м;

В и D - ширина и наружный диаметр подшипника, м.

Смещение переднего конца шпинделя зависит не только от его размеров. жесткости опор, нагрузок, но и от схемы нагружения.

Приводной элемент шпинделя расположен между его опорами. Эта схема типична для токарных и фрезерных станков, а так же для многооперационных станков с ЧПУ. Радиальное упругое перемещение шпинделя в расчетной точке слагается из следующих перемещений: Q тела шпинделя под действием силы Q на приводном элементе; д, вызванное деформацией опор от силы Q , р тела шпинделя под действием силы резания Р; Р, вызванное деформацией опор от силы P.

Рисунок 8 - Составляющие перемещения шпинделя в расчетном сечении

Примем обозначения: l - расстояние между передней А и задней В опорами шпинделя; а - вылет переднего конца (консоль); b - расстояние от приводного элемента до передней опоры; I1 - среднее значение осевого момента инерции сечения консоли; I2 - среднее значение осевого момента инерции сечения шпинделя в пролете между опорами; S1 и S2 - площади сечения переднего конца и межопорной части шпинделя; Е - модуль упругости материала; G - модуль сдвига материала шпинделя;JA,и JB» - радиальная жесткость передней и задней опор; е -коэффициент защемления в передней опоре.

Упругое перемещение переднего конца шпинделя, слагающееся из всех названных выше перемещений с учетом действия защемляющего момента в передней опоре

,

В этих зависимостях под Р и Q понимают составляющие сил, приведенные к одной плоскости. Перед О принимают знак "плюс", если силы Р и Q направлены в одну сторону и знак "минус", если они направлены в противоположные стороны.