Проектирование токарного станка с ЧПУ на базе модели 16К20Ф3

Двигатель: МР132М;

Номинальная мощность: P_н = 11 кВт;

Номинальная скорость: n_ном = 1000 об/мин;

Максимальная скорость: n_max = 3500 об/мин;

Момент инерции: J = 0.141 кг/м²

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3. Кинематический расчет привода главного движения

Рассчитаем передаточные отношения:

U₁=n_расч/n_ном=176/1000=0,18-понижающая передача;

 U₂=n_{max шп}/n_{max дв}=3000/3500=0,9-повышающая передача;

U₂=1-постоянная, т.к. диаметры шкивов выходного вала коробки скоростей и шпинделя равны.

Исходные данные для расчета:

D_max = 500 мм – максимальный диаметр обрабатываемого изделия;

D_min = 80 мм – минимальный диаметр;

V_max = 800 м/мин – максимальная скорость резания;

V_min = 30 м/мин – минимальная скорость резания;

Знаменатель геометрического ряда

Определим частоты вращения:

 

 

 

 

n_z = n_max = 3000 об/мин;

n = n_min = 20 м/мин

При расчёте коробок скоростей  с регулируемыми электродвигателями используют следующие выражения:

Диапазон регулирования  коробки скоростей находим по выражению:

 

 

Расчётная частота вращения шпинделя, об/мин:

 

 

Диапазон регулирования  частот вращения шпинделя с постоянной мощностью:

 

Диапазон регулирования  двигателя с постоянной мощностью:

 

Зададимся величиной передаточных отношений в группе передач, примем . Тогда диапазон переключения в группе будет равен:

 

Определим количество степеней скорости в механической части привода:

 

Примем z_k = 2

Определим максимальную частоту  вращения вала II, задавшись i₃ = 2:

 

 

Нанесем передаточное отношение  i₃ на график. Определим по графику i₁:

 

 

 

Определим частоту вращения шпинделя при частоте вращения двигателя  nд.р.max и минимальном передаточном отношении коробки скоростей (i₂=0.33):

 

 

Найдем частоту вращения вала II при включении на шпинделе расчетной частоты n_p = 70 об/мин:

 

 

При этом двигатель должен обеспечить частоту:

 

 

 

 

4. Расчет числа зубьев зубчатых колес

Наиболее важными задачами, которые должны решаться при расчете  и конструировании коробки скоростей, являются:

- увеличение КПД

- увеличение нагрузочной  способности деталей и надежности  их работы

- упрощение конструкции  и технологии изготовления деталей,  повышение точности и плавности  хода особенно тяжело нагруженных  и быстроходных зубчатых передач

- улучшение динамических  свойств зубчатых колес, валов  и т.д.

Эти показатели взаимосвязаны, поэтому следует иметь в виду, что улучшение одних показателей  может вызвать ухудшение других.

Основной задачей  данного этапа проектирования привода  станка является определение чисел  зубьев, диаметров валов и других параметров передачи привода.

При определении чисел зубьев необходимо не только обеспечить данное передаточное отношение, но и обеспечить постоянную сумму зубьев в пределах двухваловой  передачи.

Приведенная в приложении I таблица облегчает проведение расчетов.   В ней по горизонтали отложена сумма зубьев, а по вертикали –  передаточные отношения. Пустые клетки означают, что при данном значении ΣZ передаточное отношение не может быть выдержано в требуемых пределах, в остальных клетках указано число зубьев меньшего зубчатого колеса.

Порядок расчетов следующий:

а) По графику частот вращения для первой группы передач находим i₂ = 2;

i₁ = 0,5;

б) Зададимся суммой зубьев ΣZ = 90.

в) На пересечении строки с числом 2 и столбца ΣZ = 90 находим Z₁=30, тогда Z₂=90-30=60. Таким образом, первая пара колес в первой группе передач имеет передаточное отношение 30:60.

 

5. Расчет мощности на валах коробки скоростей

Эффективная мощность резания  N_эф=9,226кВт

Определим значение мощности на валах коробки скоростей:

N_III=N_эф/(η_пк* η_зп)

где η_зп=0,95 – кпд зубчатой передачи;

η_пк=0,995 – кпд подшипников качения;

N_III=9226/(0,995*0,95)=9760 Вт

N_II=N_III/(η_пк* η_зп)=9760/(0.995*0.95)=10325 Вт

N_I=N_II/(η_пк* η_зп)=10325(0.995*0.95)=10923 Вт

N=N_I/(η_пк* η_рп)=10923(0.995*0.985)=11145 Вт

где  η_рп=0,985 – кпд ременной передачи;

Уточненный кпд коробки  скоростей: η_кс= η_пк⁴* η_зп³* η_рп

η_кс=0,995⁴*0,95³*0,985=0,828

Мощность потребляемая электродвигателем:

N_э/дв= N_эф/ η_кс=9226/0,828=11142,5 Вт

6. Определение модулей зубчатых колес коробки скоростей       

Модуль  для передачи с передаточным отношением i=0.5

m_пов=100/52(6800/10⁵)²*(1,61+1/1,61*1,2)*9,760/20=3мм

 

 

Z=52 - число зубьев шестерни;

k=1 -коэффициент нагрузки;

N=9,760 кBt - передаваемая мощность;

n=20 об/мин - число оборотов шестерни;

i=0,5  - передаточное отношение;

σ_пов=10⁵ Н/см²- допускаемое напряжение по усталости поверхностных слоев;

m_пов=100/52(6800/10⁵)²*(1,61+1/1,61*1,2)*9,760/20=3мм

7. Определение геометрических параметров зубчатых колес

Расчет крутящих моментов на валах коробки скоростей:

М_III=N_III*i*60/(2πn_расч)=9760*1,2*60/(2*3,14*176)=635,8 Нм

М_II=N_II*i*60/(2πn_расч)=10325*0,63*60/(2*3,14*176)=353,1 Нм

М_I=N_I*i*60/(2πn_расч)=10923*0,5*60/(2*3,14*176)=296,5 Нм

М=N*i*60/(2πn_расч)=11145*0,33*60/(2*3,14*176)=199,7 Нм

 

Определяем  делительные диаметры зубчатых колес:

D = m*z;

Z=30   D = 3 * 30 = 90 мм;

Z=60  D = 3 * 60 = 180 мм;

Z=30  D = 3 * 30 = 90 мм;

Z=60  D = 3 * 60 = 180 мм;

Определяем диаметры выступов зубчатых колес:

D_a = D + 2m

Z=30  D_a = 90 + 2*3 = 96 мм;

Z=60  D_a = 180+ 2*3 = 186 мм;

Z=30  D_a = 90 + 2*3 = 96 мм;

Z=60  D_a = 180+ 2*3 = 186 мм;

Определяем диаметры впадин зубчатых колес:

D_f = D – 2.5m

Z=30  D_f = 90 – 7.5 = 82,5 мм;

Z=60  D_f = 180 – 7.5 = 172.5 мм;

Z=30  D_f = 90 – 7.5 = 82,5 мм;

Z=60  D_f = 180 – 7.5 = 172.5 мм;

Примем ширину венца зубчатых колес: b = 10 * m = 10 * 3 = 30 мм

8. Определение диаметров валов

Предварительный расчет диаметров  валов:

d=(M_расч/0,2[τ])^1/3

M_расч – расчетный крутящий момент на валу;

[τ] – условное допускаемое  напряжение на кручение;

Для вала I: d₁=(296.5/0.2*150)^1/3=2.146 см

С учетом впадин диаметров  для колес, сидящих на данном валу, а так же из конструктивных соображений  принимаем стандартное значение диаметра вала d₁=21 мм;

Для вала II: d₂=(353.1/0.2*150)^1/3=2.27 см; принимаем d₂=23 мм;

Для вала III: d₃=(635.8/0.2*150)^1/3=2.77 см; принимаем d₃=28 мм

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Расчет ременной передачи

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

10. Расчет шпиндельного узла

Понятие «шпиндельный узел»

Шпиндельный узел – один из наиболее ответственных  узлов  станка, определяющий возможность достижения  высокого качества обработки поверхностей  деталей.  Узел состоит из собственно шпинделя  и  его  опор.  На стадии  проектирования  необходимо правильно  выбрать размеры  шпинделя, подобрать  опоры,  обеспечивающие  высокую  жёсткость, виброустойчивость, и надёжность узла.

Шпиндельные узлы должны удовлетворять  ряду требований.

        1) Точность  вращения шпинделя, характеризуемая  радиальным и осевым биением   переднего конца, оказывает сильное  влияние на точность обрабатываемых  деталей. Допустимое биение шпинделя  универсальных станков должно  соответствовать государственным  стандартам. Биение шпинделя специальных  станков не должно превосходить  1/3 допуска на лимитирующий размер  обработанной на станке детали.

        2) Быстроходность  шпинделей оценивается  параметром  d*n (мм/мин), где d – это диаметр шейки шпинделя под передний подшипник (мм),   n – частота вращения.

        3) Статическая  жёсткость определяется упругими  деформациями  переднего конца  шпинделя под действием внешних  сил. В балансе  перемещения   переднего конца выделяют упругие  деформации:

          - консольной  части шпинделя;

          - пролётной (межопорной) части;

          - подшипников передней и задней  и задней опоры.

        4) Динамические  характеристики шпиндельного  узла  включают частоту собственных  колебаний,  амплитудно-фазовые   частотные характеристики, форму  колебаний на собственной частоте.  Собственная  частота шпинделя  должна превышать  максимальную  частоту вращения не менее  чем на 30%.

        5) Энергетические  потери характеризуются моментом  трения и мощностью холостого  хода и учитываются при выборе  опор. Высокоскоростные шпиндели  имеют весьма большие потери  мощности на трение при большой  частоте вращения.

        6) Нагрев  опор приводит к изменению  натяга в подшипниках и тепловому  смещению переднего конца шпинделя.  Нагрев опор сильно зависит  от смазочного устройства.

Срок  службы шпиндельного узла не регламентируется, но ограничивается износом  опор качения.

Расчет шпиндельного узла

Исходные  данные :

мощность  привода главного движения Р=11 кВт;

максимальная  частота вращения шпинделя n_max =3000 об/мин;

класс точности станка - Н;

параметр  шероховатости обработанной поверхности Ra=20 мкм;

Шпиндельный узел должен обеспечить шероховатость Ra = 20 мкм.

Заданную  шероховатость обеспечивают все  типы опор. Выбираем опоры качения, как наиболее распространенные и  позволяющие получить шероховатость 

Ra <20 мкм.

По  выражению определяем диаметр шейки  шпинделя под переднюю опору 

Подставив заданные значения Р=11 кВт, получим d =110÷31,4 мм.

Найдем  среднее значение диаметра (d =70,7 мм) и округлим до 70, исходя из необходимости иметь достаточно высокую жесткость шпинделя.

Параметр  быстроходности узла        d ·n_max = 70 · 3000 = 2,1 · 10⁵мм/мин.

Ориентировочные значения диаметров шпинделя между  опорами (d_м), в задней опоре переднего конца шпинделя находим по выражениям.

Диаметр шпинделя между опорами (мм):

d_M = 0,9· d = 0,9·70 = 63

Диаметр шпинделя в задней опоре (мм):

d₃ = 0,8 · d = 0,8 · 56 = 96

Диаметр переднего конца шпинделя (мм):

D₁= (1,05 ÷ 1,2)d = (1,05 ÷1,2)·70 = 73,5 ÷84.

Диаметр сквозного отверстия предварительно принимаем (мм):

d₀=0.5·d = 0.5·70 =35.

Ориентировочно  длину консольной части шпинделя принимаем равной b=100 мм.

 Тогда расстояние между опорами  a=3·b=3·100=300 мм.

 

d	120 мм
DM	63
D1	84
D	100
d0	35
b	100
a	300
d3	56

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Заключение

 

 

В данной курсовой работе изучены  и проанализированы  составные  части станка 16К20Ф30, проведена модернизация главного привода токарного станка с ЧПУ. В качестве базовой детали принята обработка детали  зубчатое колесо. Подобран режущий и вспомогательный инструмент. Произведён расчёт режимов резания, коробки скоростей, ременных передач и шпиндельного узла.

В графической части курсовой работы на первом листе приведен общий  вид станка со спецификацией основных узлов и механизмов, техническую  характеристику базового станка. На втором листе представлена кинематическая схема базового и проектируемого вариантов станка, графики скоростей  базового и проектируемого вариантов  станка, график мощностей и крутящих моментов проектируемого варианта станка. Третий лист включает развертку коробки  скоростей проектируемого варианта. Четвертый лист включает развертку  шпиндельного узла проектируемого варианта.