Модернизация станка 6Е13МФ4

Спецификация СБ.cdw

ДП 09.360103.6Е13.00.00.000-СБ
ДП 09.360103.6Е13.00.00.000 СБ
ДП 09.360103.6Е13.01.00.000 СБ
ДП 09.360103.6Е13.02.00.000 СБ
ДП 09.360103.6Е13.03.00.000 СБ
ДП 09.360103.6Е13.04.00.000 СБ
ДП 09.360103.6Е13.05.00.000
ДП 09.360103.6Е13.06.00.000
ДП 09.360103.6Е13.07.00.000
ДП 09.360103.6Е13.08.00.000

Ведомость дипломного проекта.frw

магнитно-электрического
ДП 09.360103.6Е13.00.00.000-ВД
Ведомость дипломного
ДП 09.360103.6Е13.00.00.000-ПЗ
Расчетно-пояснительная записка
ДП 09.360103.6Е13.00.00.000
Станок консольно-фрезерный
ДП 09.360103.6Е13.00.00.000-К6
Кинематическая схема станка
Привод главного движения
ДП 09.360103.6Е13.00.00.000-ЭО
ДП 09.360103.6Е13.00.00.000-ПЛ
Моделирование шпиндельного узла
Привод вертикального
ДП 09.360103.6Е13.00.00.000-ТБ
Технико-экономические
ДП 09.360103.6Е13.00.00.000-ИП
ДП 09.360103.6Е13.03.01.000-СБ
ДП 09.360103.6Е13.04.00.000-СБ
ДП 09.360103.6Е13.03.00.000-СБ
ДП 09.360103.6Е13.02.00.000-СБ
ДП 09.360103.6Е13.01.00.000-СБ
ДП 09.360103.6Е13.00.00.000-СБ

Поперечное перемещение (Спец).frw

ДП 09.360103.6Е13.03.00.000-СБ
ДП 09.360103.6Е13.03.00.000 СБ
ДП 09.360103.6Е13.03.00.001
ДП 09.360103.6Е13.03.00.002
ДП 09.360103.6Е13.03.00.003
ДП 09.360103.6Е13.03.00.004
ДП 09.360103.6Е13.03.00.005
ДП 09.360103.6Е13.03.00.006
ДП 09.360103.6Е13.03.00.007
Подшипник радиально-упорный
Подшипник радиально упорный

Поперечное перемещение (Спец2).frw

Привод вертикального перемещения стола (спец 1.frw

ДП 09.360103.6Е13.03.01.000-СБ
Привод вертикального
ДП 09.360103.6Е13.03.01.000 СБ
ДП 09.360103.6Е13.03.01.001
Винт трапецеидальный
ДП 09.360103.6Е13.03.01.002
ДП 09.360103.6Е13.03.01.003
ДП 09.360103.6Е13.03.01.004
ДП 09.360103.6Е13.03.01.005
ДП 09.360103.6Е13.03.01.006
ДП 09.360103.6Е13.03.01.007
ДП 09.360103.6Е13.03.01.008
ДП 09.360103.6Е13.03.01.009
ДП 09.360103.6Е13.03.01.010
ДП 09.360103.6Е13.03.01.011
ДП 09.360103.6Е13.03.01.012
ДП 09.360103.6Е13.03.01.013
Подшипник роликовый серии
РИК 4075 ГОСТ 26290-90
Подшипник радиально-упорный

Привод вертикального перемещения стола (спец 2).frw

ДП 09.360103.6Е13.03.01.000-СБ
Подшипник радиально-упорный
Уплотнительное кольцо

Привод главного движения (СПЕЦ 2).frw

Гайка круглая шлицевая
Подшипник серии 7215
Подшипник серии 8118
Подшипник серии 212
ДП 09.360103.6Е13.00.00.000-СБ

Привод главного движения (СПЕЦ).frw

ДП 09.360103.6Е13.01.00.000 СБ
ДП 09.360103.6Е13.01.01.001
ДП 09.360103.6Е13.01.00.002
ДП 09.360103.6Е13.01.00.003
ДП 09.360103.6Е13.01.00.004
ДП 09.360103.6Е13.01.00.005
ДП 09.360103.6Е13.01.00.006
ДП 09.360103.6Е13.01.00.007
ДП 09.360103.6Е13.01.00.008
ДП 09.360103.6Е13.01.00.009
ДП 09.360103.6Е13.01.00.010
Колесо зубчатое коническое
ДП 09.360103.6Е13.01.00.011
ДП 09.360103.6Е13.01.00.012
ДП 09.360103.6Е13.01.00.013
ДП 09.360103.6Е13.01.00.014
ДП 09.360103.6Е13.01.00.015
ДП 09.360103.6Е13.01.00.016
ДП 09.360103.6Е13.01.00.017
Прокладка регулировачная
ДП 09.360103.6Е13.01.00.018
ДП 09.360103.6Е13.01.00.000-СБ
ДП 09.360103.6Е13.01.00.019

Стол (спец 2).frw

ДП 09.360103.6Е13.04.00.000-СБ
Подшипник радиально-упорый
Подшипник серии РИК 4075
Смазывающее устройство

Стол (спец).frw

ДП 09.360103.6Е13.04.00.000-СБ
ДП 09.360103.6Е13.04.00.001
ДП 09.360103.6Е13.04.00.002
ДП 09.360103.6Е13.04.00.003
ДП 09.360103.6Е13.04.00.004
ДП 09.360103.6Е13.04.00.005
ДП 09.360103.6Е13.04.00.006
ДП 09.360103.6Е13.04.00.007
ДП 09.360103.6Е13.04.00.008

Шпиндельный узел (СПЕЦ).frw

ДП 09.360103.6Е13.02.00.000-СБ
ДП 09.360103.6Е13.02.00.000 СБ
ДП 09.360103.6Е13.02.00.001
ДП 09.360103.6Е13.02.00.002
ДП 09.360103.6Е13.02.00.003
ДП 09.360103.6Е13.02.00.004
ДП 09.360103.6Е13.02.00.005
ДП 09.360103.6Е13.02.00.006
ДП 09.360103.6Е13.02.00.007
Маслоотбойное кольцо
ДП 09.360103.6Е13.02.00.008
ДП 09.360103.6Е13.02.00.009
ДП 09.360103.6Е13.02.00.010
ДП 09.360103.6Е13.02.00.011
ДП 09.360103.6Е13.02.00.012
ДП 09.360103.6Е13.02.00.013
ДП 09.360103.6Е13.02.00.014
Смазывающее устройство
ДП 09.360103.6Е13.02.00.015
ДП 09.360103.6Е13.02.00.016
ДП 09.360103.6Е13.02.00.017

Шпиндельный узел (СПЕЦ2).frw

ДП 09.360103.6Е13.02.00.000-СБ
Подшипник роликовый серии 3182118К
Подшипник шариковый серии 178818
Подшипник роликовый серии 461117У
Подшипник шариковый

Ведомость проекта.spw

ДП 09.360103.6Е13.00.00.000-ВД
Ведомость дипломного
ДП 09.360103.6Е13.00.00.000-ПЗ
Расчетно-пояснительная записка
ДП 09.360103.6Е13.00.00.000
ДП 09.360103.6Е13.00.00.000-СБ
Станок консольно-фрезерный
ДП 09.360103.6Е13.00.00.000-К6
Кинематическая схема станка
ДП 09.360103.6Е13.01.00.000-СБ
Привод главного движения
ДП 09.360103.6Е13.02.00.000-СБ
ДП 09.360103.6Е13.00.00.000-ЭО
ДП 09.360103.6Е13.00.00.000-ПЛ
Моделирование шпиндельного узла
ДП 09.360103.6Е13.03.00.000-СБ
ДП 09.360103.6Е13.04.00.000-СБ
ДП 09.360103.6Е13.03.01.000-СБ
Привод вертикального
ДП 09.360103.6Е13.00.00.000-ТБ
Технико-экономические
ДП 09.360103.6Е13.00.00.000-ИП
Исследовательский плакат

Привод вертикального перемещения стола _ ДП 09.36 01 03.6Е13.03.01.000 СБ.spw

ДП 09.36 01 03.6Е13.03.01.000 СБ
Привод вертикального
ДП 09.360103.6Е13.03.01.000 СБ
ДП 09.360103.6Е13.03.01.001
Винт трапецеидальный
ДП 09.360103.6Е13.03.01.002
ДП 09.360103.6Е13.03.01.003
ДП 09.360103.6Е13.03.01.004
ДП 09.360103.6Е13.03.01.005
ДП 09.360103.6Е13.03.01.006
ДП 09.360103.6Е13.03.01.007
ДП 09.360103.6Е13.03.01.008
ДП 09.360103.6Е13.03.01.009
ДП 09.360103.6Е13.03.01.010
ДП 09.360103.6Е13.03.01.011
ДП 09.360103.6Е13.03.01.012
ДП 09.360103.6Е13.03.01.013
Подшипник роликовый серии
РИК 4075 ГОСТ 26290-90
Подшипник радиально-упорный
Уплотнительное кольцо

Привод поперечного перемещения стола.spw

ДП 09.360103.6Е13.03.00.000-СБ
ДП 09.360103.6Е13.03.00.000 СБ
ДП 09.360103.6Е13.03.00.001
ДП 09.360103.6Е13.03.00.002
ДП 09.360103.6Е13.03.00.003
ДП 09.360103.6Е13.03.00.004
ДП 09.360103.6Е13.03.00.005
ДП 09.360103.6Е13.03.00.006
ДП 09.360103.6Е13.03.00.007
Подшипник радиально-упорный
Подшипник радиально упорный
Уплотнительное кольцо

Стол _ ДП 09.36 01 03.6Е13.04.00.000-СБ.spw

ДП 09.36 01 03.6Е13.04.00.000-СБ
ДП 09.360103.6Е13.04.00.000-СБ
ДП 09.360103.6Е13.04.00.001
ДП 09.360103.6Е13.04.00.002
ДП 09.360103.6Е13.04.00.003
ДП 09.360103.6Е13.04.00.004
ДП 09.360103.6Е13.04.00.005
ДП 09.360103.6Е13.04.00.006
ДП 09.360103.6Е13.04.00.007
ДП 09.360103.6Е13.04.00.008
Подшипник радиально-упорый
Подшипник серии РИК 4075
Смазывающее устройство

обработка дет.cdw

Фрезерно-центровальная
Вертикально-фрезерная с ЧПУ
ДП 09.36 01 03.6Е13.00.00.000-ЭО

Общий вид привода _ КП КиРС 10.360103 6Т13МФ4.01.00.000 СБ.cdw

КП КиРС 10.360103 6Т13МФ4.01.00.000 СБ
* Размеры выдержать при сборке.
Шероховатось поверхностей
Перемещение блоков шестерен при переключении скоростей должно
происходить плавно без заеданий.

Поперечное перемещение.cdw

СТОЛ.cdw

ДП 09.36 01 03.6Е13.00.00.000-ЧО.cdw

*Размеры и шероховатость после покрытия
Покрытие поверхности А-Хтв.30
ДП 09.36 01 03.6Е13.00.00.000

ДП 09.36 01 03.6Е13.00.00.000-ЭО.cdw

Фрезерно-центровальная
Вертикально-фрезерная с ЧПУ
ДП 09.36 01 03.6Е13.00.00.000-ЭО

ДП 09.36 01 03.6Е13.01.00.000-СБ.cdw

ДП 09.36 01 03.6Е13.02.00.000-СБ.cdw

Шпиндель должен соответствовать техническим условиям по СТП
Острые кромки приупиь фаской 0
Допуск на отклонение от цилиндрическй формы передних и задних
подшипниковых шеек п овальности и конусости допускается не более
Допуск на радиальное биение оси конического отверстия 7:24
относительно подшипнковых шеек: у торца 0
длине 300 мм от торца шпинделя 0
Прилегающие поверхности конического отверстия калибра-пробки
на краску не менее 80%.
Шерховаость все неуказанных поверхностей
ДП 09.36 01 03.6Е13.02.00.000-СБ

ДП 09.36 01 03.6Е13.03.00.000-СБ.cdw

ДП 09.36 01 03.6Е13.03.01.000-СБ.cdw

ДП 09.36 01 03.6Е13.04.00.000-СБ.cdw

Кинематическая схема станка _ ДП 10.36 01 03.6Е13.00.00.000-К6.cdw

Технические характеристики станка
Класс точности станка П
Размеры рабочей поверхности стола
Число ступеней рабочих подач Бесступенчатое
Пределы рабочих подач стола
Количество скоростей шпинделя Бесступенчатое
Конец горизонтального шпинделя по ГОСТ 24644-81 7:24 50
Наибольшее перемещение стола
Частота вращения шпинделя
Мощность электродвигателя главного движения
Мощность электродвигателя перемещения консоли
Система ЧПУ SINUMERIK 840D
Число Т-образных пазов 3
Кинематическая схема станка
Диаграмма мощности привода главного движения
ДП 09.36 01 03.6Е13.00.00.000-К6
График частот вращения шпинделя

Технико-экономические показатели станка _ ДП 09.36 01 03.6Е13.00.00.000-ТБ.cdw

Сравнительный полезный
Текущие издержки потребителя
Сопутствующие капиталовложения
потребителя (удельные)
Коэффициент повышения
производительности оборудования
Коэффициент технического
использования оборудования
ДП 09.36 01 03.6Е13.00.00.000-ТБ
Технико-экономические
Количество наладчиков
Количество рабочих-операторов
Удельный расход электроэнергии
Часовая производительность
Годовая производительность

Шток _ ДП 09.36 01 03.6Е13.00.00.000-ЧО.cdw

*Размеры и шероховатость после покрытия
Покрытие поверхности А-Хтв.30
ДП 09.36 01 03.6Е13.00.00.000-ЧО

3 Раздел.docx

3 РАЗРАБОТКА КОНСТРУКЦИИ ШПИНДЕЛЬНОГО УЗЛА
1 Обоснование применения подшипников качения и компоновки опор шпинделя
В шпиндельных узлах современных станков в основном применяют подшипники качения. Для них характерны небольшие потери на трение и простые системы смазывания. Подшипники качения обеспечивают высокую точность вращения шпинделей и необходимую виброустойчивость [5].
Быстроходность подшипников качения характеризуется предельной частотой вращения и параметром быстроходности. Превышение предельной частоты вращения приводит к существенному проявлению сил инерции тел качения и сепаратора возрастанию влияния погрешностей формы тел и дорожек качения и соответствующему нарушению равномерности вращения подшипника ухудшений условий смазывания росту износа рабочих поверхностей и перегреву опоры [5].
Параметр быстроходности определим по формуле (3.1).
где – максимальная частота вращения шпинделя мин -1 (см. п. 2.2);
dШ – диаметр шпинделя в передней опоре мм (dШ = 90 мм).
Тогда параметр быстроходности будет равен:
Рассмотри 2 варианта компоновок шпиндельного узла применяемых во фрезерных станках рисунок 3.1.
Рисунок 3.1 – Компоновки шпиндельного узла
Шпиндельный узел с двухрядным роликовым подшипником типа 3182100К и упорно-радиальным шариковым подшипником типа 178800 (рисунок 3.1 а) применяют во фрезерных фрезерно-расточных и шлифовальных станках. В передней опоре первый подшипник предназначен для восприятия радиальной нагрузки второй для осевой. Диаметр шпинделя в передней опоре составляет 60 200 мм. Узел характеризуется относительно высокой быстроходностью: dnmax = (15 45)·105 мм·мин -1 [5].
Шпиндельный узел с радиально-упорными шарикоподшипниками типа 36000К или 46000К (рисунок 3.1 б) предназначен для фрезерных фрезерно-расточных и шлифовальных станков. Диаметр шпинделя в передней опоре составляет 30 – 120 мм. В случае высокой осевой нагрузки устанавливаются радиально-упорные подшипники с большим углом контакта. Для обеспечения осевого температурного смещения задней опоры предусматривают радиальный зазор между наружными кольцами подшипников и корпусом шпиндельной бабки. Шпиндель допускает высокую частоту вращения: характеристика быстроходности (4 6)·105 мм·мин -1. [5].
Вывод: принимаем первую схему (рисунок 3.1 а) с двухрядным роликовым подшипником типа 3182100К и упорно-радиальным шариковым подшипником типа 178800.
В соответствии с типовой схемой шпиндельного узла и диаметром шпинделя в передней и задней опоре установлены подшипники следующих типов:
Роликовый радиальный двухрядный подшипник с короткими цилиндрическими роликами серии 3182118К у которого d = 90 мм D = 140 мм B = 37 мм; грузоподъемность динамическая C = 122 кН статическая С0 = 114 кН; предельная частота вращения при смазывании пластичным смазочным материалом 4300 мин -1 масляным туманом 5000 мин -1.
Шариковый упорно-радиальный двухрядный подшипник с углом контакта 60° серии 178818 у которого d = 90 мм D = 140 мм H = 60 мм C = 30 мм C1 = 15 мм d1 = 123 мм r = 25 мм r1 = 05 мм; грузоподъемность динамическая C = 61 кН статическая С0 = 125 кН.
Шариковые радиально-упорные высокоскоростные подшипники типа 461117У у которого d = 85 мм D = 130 мм B = 22 мм r = 2 мм; грузоподъемность динамическая C = 44 кН статическая С0 = 425 кН; предельная частота вращения при смазывании пластичным смазочным материалом 7500 мин -1 масляным туманом 13000 мин -1.
Так как класс точности станка П (повышенный) то предварительно принимаем в передней опоре 4-й класс точности подшипников а в задней опоре 5-й класс точности подшипников.
2 Выбор способа создания и регулирования предварительного натяга
Натяг – это предварительное нагружение подшипника. В случае радиально-упорных подшипников натяг обеспечивается приложением к подшипнику силы в осевом направлении. Главным преимуществом применения натяга в подшипниках является:
увеличение жесткости;
уменьшение шума и вибраций;
повышение точности вращения вала;
предотвращение проскальзывания тел качения между дорожками из-за центробежных сил (особенно в быстроходных шпинделях);
Рисунок 3.2 – Способы создания предварительного натяга в подшипниках
Существует несколько способов создания предварительного натяга в опорах качения. В радиальных шариковых подшипниках предварительный натяг Δ осуществляется посредством осевого смещения наружного кольца относительно внутреннего предварительным сошлифовыванием торцов колец (рисунок 3.2 а) или простановкой втулок различной длины между внутренним и наружным кольцами (рисунок 3.2 б). Со временем при износе дорожек качения величина предварительного натяга уменьшается. Чтобы восстановить первоначальную величину необходимо демонтировать опору. В первом случае прошлифовывают торцы наружных колец а во втором – торцы втулки проставленной между внутренними кольцами. Так же существует способ создание натяга при помощи пружин (рисунок 3.2 в). Такой метод применяется в основном для радиальных шариковых подшипников радиально-упорных и радиально-упорных конических. Пружина прижимает наружное кольцо одного из подшипников. Сила натяга в этом случае будет постоянной даже при осевом смещении подшипников в результате теплового расширения так как сила давления пружины мало зависит от удлинения вала. Этот способ не рекомендуется когда требуется высокая жесткость.
Вывод: принимаем способ создания натяга при помощи проставки втулок (рисунок 3.2 б)
Класс точности станка повышенный то шпиндель изготавливаем из легированной стали 50Х с закалкой до твердости 56 60 HRC.
3 Обоснование метода и системы смазывания шпиндельного узла
Жидкие смазочные масла хорошо отводят теплому от шпиндельных опор уносят из подшипников продукты изнашивания делают ненужным периодический надзор за подшипниками. При выборе вязкости масла учитывают частоту вращения шпинделя температуру шпиндельного узла и ее влияние на вязкость масла [5].
Систему смазывания жидким материалом выберем исходя из параметра быстроходности. Так как параметр быстроходности KБ = 52 ·105 мм·мин -1 то метод смазывания выбираем впрыскивание с охлаждением масла.
Смазывание впрыскиванием осуществляется специальной системой. Через 3-4 отверстия в кольце подшипника или через каналы в проставочном кольце и зазор между сепаратором и внутренним кольцом подшипника (рисунок 3.3) масло под давление до 04 МПа попадает на его рабочие поверхности.
Рисунок 3.3 – Схема подвода смазочного материала в опоры шпинделя
При этом расход масла по сравнению с циркуляционной системой увеличивается а температура подшипника снижается. Масло из опоры может удаляться самотеком или с помощью насоса. Необходимый расход через опору при номинальном диаметре отверстия подшипника до 50 мм 50 120 мм и более 120 мм должен составлять соответственно 500 1500 1100 4200 и более 2500 см3мин [5].
Для смазывания шпиндельных опор выбираем индустриальное масло Shell Morlina S2 BL 10. Это минеральное масло с композицией присадок для широкого спектра применения в циркуляционных смазочных системах подшипниках качения и скольжения некоторых гидравлических системах шпинделя и слабонагруженных зубчатых передачах. В таблице 3.1 приведены технические характеристики масла.
Таблица 3.1 – Технические характеристики масла Shell Morlina S2 BL 10
Класс вязкости по ISO
Кинематическая вязкость мм2c
Плотность при 15° С кгм3
Температура вспышки в открытом тигле °С
Температура застывания °С
Тест на окислительную стабильность
Преимущества и недостатки масла:
обладает стойкостью к окислению при попадании воздуха в систему а также высокими эксплуатационными температурами;
имеет высокий срок службы;
защищает оборудование от преждевременного износа благодаря применению специальных присадок;
обеспечивает эффективную защиту от коррозии;
увеличивает срок службы металлических поверхностей.
При соблюдении условий безопасной работы недостатков не наблюдается.
4 Расчет шпиндельного узла на точность
В результате этого расчета выберем класс точности подшипников шпинделя в зависимости от его допускаемого радиального биения Δ. Предположим наиболее неблагоприятный случай когда биения подшипников ΔA в передней опоре и ΔВ в задней направлены в противоположные стороны (рисунок 3.4). При этом радиальное биение конца шпинделя определяется по формуле (3.2).
Рисунок 3.4 – Схема расчета шпиндельного узла на точность
При этом радиальное биение конца шпинделя определим по формуле (3.2) (3.3) [5].
где а – вылет конца шпинделя мм (а = 675 мм);
– допуск на радиальное биение конца шпинделя.
Для станков класса точности П радиальное биение конца шпинделя станка = 12 мкм = 0012 мм ГОСТ 17734-88.
5 Расчет шпиндельного узла на жесткость
Произведем расчет на жесткость шпиндельного узла. Расчет прогиба проводится в одной плоскости. Так как приводной элемент расположен в конце шпинделя то расчет будет производиться по схеме на рисунке 3.5.
Рисунок 3.5 – Схема расчета шпиндельного узла на жесткость
Перемещение переднего конца шпинделя с учетом защемляющего момента в передней опоре определим по формуле (3.4).
где Р – действующая сила резанья (Р = 55 кН);
а – вылет переднего конца шпинделя мм;
E – модуль упругости материала шпинделя (E = 21·105 МПа);
I1 – среднее значение осевого момента инерции сечения консоли;
I2 – среднее значение осевого момента инерции сечения в пролете между опорами;
jА jB – радиальная жёсткость передней и задней опоры Нмм;
– коэффициент защемления в передней опоре;
Q – сила на приводном элементе кН.
Коэффициент защемления в передней опоре для принятой схемы шпиндельного узла определим по таблице 6.22 [5].
Радиальная жесткость задней опоры jB определим по рисунку 6.15 [5].
При внутреннем диаметре 85 мм жесткость подшипника будет равна:
jB = 900 Нмкм = 900000 Нмм.
Радиальная жесткость передней опоры jА (рисунок 6.15 [5]) будет равна жесткости только двухрядного роликового подшипника с короткими цилиндрическими роликами так как упорно-радиальный шариковый подшипник не обладает радиальной жесткостью.
jА = 950 Нмкм = 950000 Нмм.
Сила на приводном элементе отсутствует т.к. присутствует разгрузка. В точке где была расположена сила Q имеется шлицевый вал т.е. центрирование происходит по боковым сторонам значит нагрузка которая действует на передачу на шпиндель не давит.
Осевые моменты инерции определим по формуле (3.5).
Тогда осевые моменты инерции будут равны:
Подставим числовые значения в формулу (3.4) получим:
Определим безразмерное отношение характеризующее относительную длину межопорной части шпинделя по формуле (3.5).
В связи с тем что с уменьшением межопорного расстояния биение шпинделей на подшипниках качения увеличивается поэтому для них вводят ограничение (3.6).
Так как – условие выполняется.
6 Расчет шпиндельного узла на виброустойчивость
Определим собственную частоту колебаний шпинделя по формуле (3.6).
где I1 – момент инерции переднего конца шпиндельного узла;
m – масса шпиндельного узла (m = 31 кг);
γ – коэффициент зависящий от λ (γ = f(λ) = 23 24);
λ – оптимальное расстояние между опорами.
Тогда собственная частота колебаний шпинделя будет равна:
Полученная частота собственных колебаний удовлетворяет требованиям к данному типу станков.

4 Раздел.docx

4 МОДЕЛИРОВАНИЕ КОНСТРУКТИВНЫХ ПАРАМЕТРОВ ШПИНДЕЛЬНОГО УЗЛА
1 Разработка 3D модели
В данном разделе произведем анализ напряжений действующих на шпиндель станка во время его работы
В качестве среды моделирования будет использована программа Autodesk Inventor Professional 2018.
Autodesk Inventor – система трёхмерного твердотельного и поверхностного параметрического проектирования (САПР) компании Autodesk предназначенная для создания цифровых прототипов промышленных изделий. Инструменты Inventor обеспечивают полный цикл проектирования и создания конструкторской документации:
создание изделий из листового материала и получение их разверток;
разработка электрических и трубопроводных систем;
проектирование оснастки для литья пластмассовых изделий;
динамическое моделирование;
параметрический расчет напряженно-деформированного состояния деталей и сборок;
визуализация изделий;
автоматическое получение и обновление конструкторской документации (оформление по ЕСКД).
Благодаря Autodesk Inventor инженеры могут интегрировать чертежи AutoCAD и другие 2D-данные в единую модель создавая виртуальное представление конечного продукта.
Autodesk Inventor включает в себя простые в использовании и тесно взаимодействующие друг с другом средства динамического анализа и расчета напряжений которые помогают исследовать поведение деталей и изделий в условиях реальной эксплуатации и быстрее выводить на рынок высококачественную продукцию. В Autodesk Inventor автоматизируются ключевые аспекты процесса проектирования литьевых форм для деталей из пластмассы а также разводки сложных трубопроводных и кабельных сетей. Благодаря этим возможностям снижается риск появления ошибок и растет конкурентоспособность выпускаемой продукции.
Так же Autodesk Inventor помогает выйти за рамки 3D с помощью технологии цифровых прототипов основанной на обладающей высокой точностью 3D-модели которая позволяет осуществлять проектирование визуализацию и анализ изделий еще до того как будет изготовлен первый образец. Технология цифровых прототипов реализованная в Autodesk Inventor дает возможность повысить качество изделий снизить расходы на разработку и ускорить вывод на рынок.
Произведем 3D моделирование шпиндельного узла с ранее выбранными подшипниками (рисунок 4.1).
Рисунок 4.1 – Шпиндельный узел в 3D
2 Моделирование параметров шпиндельного узла по критерию жесткости
При моделировании шпиндельного узла на шпиндель были приложенные силы резания P Py = 7132 Н; Pz = 1783 Н а также крутящий момент который определим по формуле (4.1).
где D – диаметр фрезы мм.
Тогда крутящий момент будет равен:
На рисунке 4.2 показана схема сил действующих на шпиндель. Произведем анализ напряжений а его результата занесем в таблицу (4.1).
Рисунок 4.2 – Действующие силы на шпиндель
Таблица 4.1 – Результаты анализа напряжения
Коэффициент запаса прочности
Напряжение по Мизесу
Смещение коэффициент запаса прочности и напряжение по Мизесу показаны на рисунках 4.3 – 4.5. Для большей наглядности иллюстраций видимость всех подшипников на шпинделе сделали невидимыми но не исключили из расчета.
Рисунок 4.3 – Смещение
Рисунок 4.4 – Коэффициент запаса прочности
Рисунок 4.5 – Напряжение по Мизесу
Вывод: на основании произведенного анализа можно сказать что наиболее опасное место находиться в начале шпинделя в котором происходит смещение относительно оси величиной 000185952 мм что меньше рассчитанного в пункте 3.5 значения максимального прогиба шпинделя равного 00036 мм. Из этого следует что шпиндель выдержит приложенные нагрузки.

5 Раздел.docx

5 РАЗРАБОТКА КОНСТРУКЦИИ ПОПЕРЕЧНОГО ПЕРЕМЕЩЕНИЯ СТОЛА
1 Анализ и выбор конструкции привода
Передача винт-гайка качения обладает свойствами позволяющими применять ее как в приводах подач без отсчета перемещений (универсальных станков силовых столов агрегатных станков) так и в приводах подач и позиционирования станков с ЧПУ. Передача обеспечивает высокую осевую жесткость и равномерность движения. Для передачи характерны высокий коэффициент полезного действия (08 – 09) небольшое различие между силами трения движения и покоя незначительное влияние частоты вращения винта на силу трения в механизме полное отсутствие осевого зазора. Недостатками являются высокая стоимость пониженное демпфирование отсутствие самоторможения достаточно низкая нагрузочная способность [5].
Рисунок 5.1 – Винт гайка-качения
Передача на рисунке 5.1 состоит из винта (1) гайки (2) и шариков (3). Предварительный натяг повышающий точность и жесткость передачи создают осевыми проставками между гайками винтами сдвоенной дифференциальной гайкой.
Рисунок 5.2 – Передача с двумя гайками снабженными зубчатыми венцами
В шариковый механизм (рисунок 5.2) входят винт (2) две гайки (4) и (6) комплект шариков (5) корпус (1).
Устройства для возврата шариков (3) выполнены в виде вкладышей вставленных в три окна каждой гайки. Вкладыши соединяют два соседних витка винтовой канавки сдвинуты друг относительно друга в осевом направлении на один ее шаг и разделяют шарики в каждой гайке на три циркулирующие группы. Для тонкого регулирования натяга гайки снабжены зубчатыми венцами на фланцах которые входят во внутренние зубчатые венцы корпуса. На одном фланце число зубьев на единицу больше чем на другом. Если венцы обоих фланцев вывести из корпуса повернуть гайки на одну сторону на одинаковое число зубьев (на неравные углы) и снова соединить зубчатые венцы можно благодаря небольшому осевому сближению профилей резьбы гаек создать заданный натяг.
Применяют корпуса гаек двух форм: цилиндрической с фланцем (рисунок 5.3 а) и призматической с боковой стыковочной плоскостью (рисунок 5.3 б).
Рисунок 5.3 – Корпуса гаек
Достоинства передачи винт-гайки качения:
малые потери на трение. КПД передачи достигает 09 и выше;
высокая несущая способность при малых габаритах;
низкий приведенный коэффициент трения покоя и высокая кинематическая чувствительность (возможность получения малых и точных перемещений);
отсутствие осевого и радиального зазоров (то есть мертвого хода);
надежная работа в широком диапазоне температур в вакууме;
малый износ рабочих поверхностей винта и гайки обеспечивающий высокую точность и равномерность поступательного движения;
Недостатки передачи винт-гайка качения:
требование высокой точности изготовления сложность конструкции гайки;
относительная сложность и трудоемкость изготовления (особенно операции шлифования специального профиля резьбы гайки и ходового винта);
требование хорошей защиты передачи от загрязнений;
отсутствие эффекта самоторможения.
Передача винт-гайка скольжения профиль резьбы в передачах выбирают в зависимости от требований к точности перемещений КПД и технологичности. С целью повышения КПД в передачах винт-гайка скольжения используют резьбы имеющие пониженный приведенный коэффициент трения. Для передачи винт-гайка скольжения характерны:
возможность использования малого шага и соответственно малое передаточное отношение при однозаходной резьбе и небольшой скорости подачи;
самоторможение при использовании одного- двухзаходных винтов и соответственно возможность применения передачи для вертикальных движений и узлов совершающих установочные перемещения под нагрузкой;
относительно низкая износостойкость;
Рисунок 5.4 – Винт гайка-скольжения
На гайке (2) и винте (1) (рисунок 5.4) нарезают трапецеидальную резьбу обычно стандартного профиля с углом 30°. Винты с такой резьбой технологичны но их радиальное биение создает погрешности шага. Поэтому прецизионные передачи делают с резьбой имеющей угол профиля 10° 20°.
Зазор в резьбе регулируют и устраняют двумя способами. Первый состоит в том что гайку изготавливают из двух полугаек одну из них прикрепляют к столу или суппорту другую с помощью клина прокладок или резьбового соединения перемещают в осевом направлении. Регулирование по второму способу достигают в результате поворота одной полугайки относительно другой при неизменном осевом расположении.
Достоинства передачи винт-гайка скольжения:
возможность получения большого выигрыша в силе;
высокая точность перемещения и возможность получения медленного движения;
плавность и бесшумность работы;
большая несущая способность при малых габаритных размерах;
простота конструкции.
Недостатки передачи винт-гайка скольжения:
большие потери на трение и низкий КПД;
затруднительность применения при больших частотах вращения.
Вывод: Проанализировав две передачи винт-гайка качения и винт-гайка скольжения решили что в качестве тягового устройства выбираем винт-гайка качения.
Рисунок 5.5 – Структурная схема привода подач
Выбор схемы закрепления винта
Произведем выбор закрепления винта из следующих схем [1]:
Рисунок 5.6 – Схема закрепления винта №1
Опора представляющая собой комбинированный подшипник воспринимает нагрузку в обоих направлениях. Одностороннее закрепление винта допускает наименьшую сжимающую нагрузку и наименьшую критическую частоту вращения. Поэтому длина L не должна превышать 20-25 его диаметра. Передачи выполненные по этой схеме применяются при небольших ходах перемещаемого узла или при односторонней нагрузке часто в приводах вертикальной подачи.
Рисунок 5.7 – Схема закрепления винта №2
Один конец винта установлен на опоре которая воспринимает осевую нагрузку в обоих направлениях второй находится на дополнительной радиальной опоре. Такая конструкция имеет по сравнению с предыдущей более высокий запас устойчивости по критической осевой силе и по критической частоте вращения.
Применяется в тех же случаях что и передача с односторонним закреплением винта часто в приводах горизонтальной подачи.
Рисунок 5.8 – Схема закрепления винта №3
Одна опора воспринимает осевую нагрузку в обоих направлениях другая – в одном. Опора воспринимающая нагрузку обоих направлений представляет собой упорный комбинированный роликовый подшипник или совокупность двух упорных роликовых и шарикового радиального подшипников.
Рисунок 5.9 – Схема закрепления винта №4
Каждая из двух опор винта воспринимает осевую нагрузку в обоих направлениях. В опорах устанавливают упорные комбинированные роликовые подшипники или по два роликовых радиально-упорных подшипника и по одному шариковому радиальному. Передачи с такими опорами допускают применение сравнительно длинных винтов имеют высокую осевую жесткость воспринимают наибольшую сжимающую нагрузку обладают значительным запасом устойчивости по критической частоте вращения.
Вывод: В нашем случае принимаем схему закрепления винта №2 (рисунок 5.7).
2 Выбор электродвигателя
При модернизации станка изменились технические характеристики поэтому в приводе поперечного перемещения стола следует заменить электродвигатель с сохранением мощности 22 кВт.
С учетом сохранения мощности выбираем электродвигатель постоянного тока модели 2ПБВ132S со следующими техническими характеристиками:
Максимальная частота вращения мин -1 2000
Момент инерции кг·м2 0174
Максимальный вращающий момент Н·м 350
Длительный вращающий момент в заторможенном состоянии Н·м .37
Высота оси вращения мм .100
Условное обозначение двигателя 2ПБВ100L:
где 2 – номер серии;
П – электродвигатель постоянного тока со встроенным тахогенератором ТП-80-20-02 с крутизной 20 мВ·мин и датчиком тепловой защиты терморезистором СТ14-2А;
Б – степень защиты и способ охлаждения (закрытое исполнение с естественным охлаждением);
В – высокомоментный;
2 – высота оси вращения мм;
S – условная длина сердечника якоря (первая).
Определение длины ходового винта и номинального диаметра передачи винт-гайка качения
В качестве тягового механизма в нашем случае буду использовать передачу винт-гайка качения. В первую очередь необходимо определить размер передачи размер ходового винта и выбрать подшипники.
Так как целью дипломного проектирования является модернизация станка то длину винта и номинальный диаметр передачи примем аналогично базовому варианту а именно L = 1260 мм d0 = 63 мм.
В таблице 5.1 приведены параметры передачи винт-гайка качения.
Таблица 5.1 – Параметры передачи винт-гайка качения
Осевая жесткость Нмкм
Статическая грузоподъемность C0 Н
Динамическая грузоподъемность
Определение размеров ходового винта и выбор подшипников
Исходя из номинального диаметра d0 и шага резьбы p выберем ходовой винт и выпишем его характеристики в таблицу 5.2.
Таблица 5.2 – Параметры ходового винта мм
Рисунок 5.10 – Основные и присоединительные размеры винта
К опорам ходового винта передачи винт-гайка качения предъявляют следующие требования: достаточная осевая жесткость при умеренном предварительном натяге; малое осевое биение; низкие по сравнению с шарико-винтовым механизмом момент холостого хода и тепловыделение.
Этим требованиям в наибольшей степени отвечают радиально-упорные подшипники (рисунок 5.11) типа 36000K ГОСТ 831-75.
Рисунок 5.11 – Радиально-упорный подшипник типа 36000К
Таблица 5.3 – Параметры подшипников
Пластичным материалом
Определение статической грузоподъемности передачи
Расчеты будем производить по формулам согласно [5].
Статическая грузоподъемность определим по формуле (5.1).
где d1 – диаметр шарика мм (d1 = 6 мм);
kz – коэффициент учитывающий погрешности шага резьбы kz = 07 08;
α – угол контакта шарика с витком гайки α = 45°;
– угол наклона винтовой линии резьбы ° ;
u – число рабочих витков передачи
Угол наклона винтовой линии резьбы рассчитывается по формуле (5.2):
Тогда угол наклона винтовой линии резьбы будет равен:
Тогда статическая грузоподъемность будет равна:
Выполним проверку передачи:
где [С0] – базовая статическая грузоподъемность Н
– условие выполняется.
Определение динамической грузоподъемности передачи
Динамическая грузоподъемность определим по формуле (5.3).
где Fэкв – эквивалентная осевая нагрузка Н;
Kв – чило рабочих витков передачи Kв = 6;
fh – коэффициент долговечности;
fn – коэффициент часты вращения;
fH – коэффициент твердости материала fH = 07;
fW – коэффициент характера нагрузки для станков fW = 13.
Эквивалентную осевую нагрузку определим по формуле (5.4).
где Fрез – сила резания Н;
f = 007 – коэффициент трения в направляющих;
N = mg – нормальная нагрузка на гранях направляющих Н;
m – масса исполнительного органа кг;
g = 98 мc 2 – ускорение свободного падения;
Тогда эквивалентная осевая нагрузка будет равна:
Коэффициент долговечности определяем по формуле (5.5).
где Lh – долговечность Lh = (5 10)·10 3 ч.
Тогда коэффициент долговечности будет равен:
Коэффициент частоты вращения определим по формуле (5.6).
где nэ – эквивалентная частота вращения мин -1.
Для упрощения расчетов за эквивалентную частоту вращения принимаем частоту соответствующую средней частоте вращения двигателя по формуле (5.7).
где nSminSmax – эквивалентная частота вращения двигателя соответствующая Smin и Smax.
Частота вращения двигателя соответствующая Smin определяется по формуле (5.8).
Тогда частота вращения будет равна:
Частота вращения двигателя соответствующая Smax определяется по формуле (5.9).
Тогда эквивалентная частота вращения будет равна:
Следовательно коэффициент частоты вращения будет равен:
Подставим все полученные значения в формулу (5.3) получим:
Необходимо чтобы выполнялось условие:
где [С] – базовая динамическая грузоподъемность Н
Расчет винта на устойчивость по критерию осевой силе
Для обеспечения устойчивости ходового винта его диаметр d0 должен быть (5.9).
– коэффициент зависящий от характера заделки концов ходового винта
ky – коэффициент запаса устойчивости ky = 3;
E – модуль упругости E = 210·10 9 Па.
Тогда устойчивость ходового винта будет равна:
Условие выполняется.
Расчет винта на устойчивость по критической частоте вращения
В момент быстрых перемещений рабочего органа станка когда винт вращается с высокой частотой центробежные силы могут вызвать потерю его устойчивости что проявляется в наступлении вибрации.
Максимальная частота вращения винта найдем по формуле (5.10).
где p – шаг ходового винта мм;
Vбх – скорость быстрого хода ммин;
k = 12 15 – коэффициент несовпадения частоты вращения винта с частотой его собственных колебаний.
Тогда максимальная частота вращения винта будет равна:
Для обеспечения устойчивости диаметра винта должно выполняться условие (5.11).
– коэффициент зависящий от характера заделки концов ходового винта
Тогда устойчивость диаметра винта будет равна:
Расчет жесткости привода подачи
Фактическая жесткость привода подачи определим по формуле (5.12).
где J – жесткость привода Нмкм;
JB – осевая жесткость ходового винта Нм;
JBГK – осевая жесткость передачи винт – гайка качения Нмкм;
JO – осевая жесткость опор ходового винта Нмкм.
Жесткость ходового винта определим по формуле (5.13).
E – модуль упругости E = 210·10 9 Па;
d0 – номинальный диаметр передачи м.
Тогда жесткость ходового винта будет равна:
Жесткость опор винта для радиально-упорных подшипников типа 36000K будет равна J0 = 315 Нмкм.
Жесткость передачи винт-гайка качения определим по формуле (5.13).
где K = 03 05 – коэффициент учитывающий погрешности изготовления гайки;
KB – число рабочих витков KB = 6;
Силу натяга обычно принимают (5.14).
где Q – осевая нагрузка на привод Н;
KB – число рабочих витков передачи KB = 6;
ZB – число рабочих шариков о одном витке гайки.
Число работающий шариков в одном витке гайки найдем по формуле (5.15).
где d1 – диаметр шарика мм.
Тогда число работающий шариков будет равно:
Тогда минимальная допустимая сила натяга равна:
Следовательно сила натяга будет равна
Жесткость передачи винт-гайка качения будет равна:
Подставив все полученные значения в формулу (5.12) получим:
Отсюда жесткость привада подач J = 153 Hмкм.
Требуемая жесткость привода определим по формуле (5.16).
где m – масса узлов механической части привода кг
f – собственная частота колебаний механической части привода Гц.
Собственная частота колебаний определим по формуле (5.17).
где f1 – частота импульсов вырабатываемая системой измерения перемещений для малых и средних станков f1 = 15 25 Гц.
Тогда собственная частота колебаний будет равна:
Подставим все полученные значения в формулу (5.16) получим:
Определение статического момента двигателя
Расчетный статический момент привода при обработке резанием определим по формуле (5.18).
где MP – приведенный к валу двигателя момент от сил резания Н·м;
MG – приведенный момент от силы тяжести узлов перемещаемых вертикально или наклонно Н·м;
MTH – приведенный момент от сил трения в направляющих Н·м;
MTП – приведенный момент от сил трения в опорах ходового винта Н·м;
MTB – приведенный момент от сил трения в передаче винт – гайка качения Н·м.
Приведенный к валу двигателя момент от сил резания определяется по формуле (5.19).
где p – шаг ходового винта м;
Fрез – проекция сил резания на направление подачи Н;
В – КПД передачи винт-гайка качения В = 085 09;
P – КПД прямозубой передачи P = 099 0995.
Тогда приведенный к валу двигателя от силы резания будет равен:
Приведенный момент от силы тяжести узлов определим по формуле (5.20)
где G – вес перемещаемых узлов Н;
α – угол наклона направляющих.
Тогда приведенный момент от силы тяжести будет равна:
Приведенный момент от силы трения в направляющих определим по формуле (5.21).
где FТН – сила трения в направляющих Н;
Сила трения в направляющих определим по формуле (5.22).
где N – нормальная реакция на гранях направляющих равная весу перемещающихся узлов Н;
f – коэффициент трения f = 007.
Тогда сила трения в направляющих будет равна:
Тогда приведенный момент от сил трения в направляющих будет равен:
Приведенный момент от сил трения в передаче винт-гайка качения находится по формуле (5.23).
где MХ.Х – момент холостого хода передачи винт – гайка качения Н·м.
Тогда приведенный момент будет равен:
Приведенный момент от силы трения в опорах винт-гайка качения определим по формуле (5.24).
где – условный коэффициент трения = 0003 0004;
dm – средний диаметр подшипника м;
k – коэффициент учитывающий конструкцию опор винта k = 4.
Тогда приведенный момент от силы трения будет равен:
Подставим все полученные значения в формулу (5.18) получим:
Проверим условие (5.25).
где [М ] – вращающий момент на двигатели Н·м.
- условие выполняется.
Электродвигатель выбран правильно.