Модернизация токарного автомата

Расчет настройки кинематических цепей

Формирование внутренних и внешних  связей структурных схем.

Цепь главного движения.

Внутренняя связь:

Шпиндель→ опоры шпинделя.

Внешняя связь:

М₁→1→В₁

Цепь поперечной подачи

Внутренняя связь:

Поперечный суппорт→ направляющие поперечного суппорта.

Внешняя связь:

М₃→4→П₃

Цепь продольной подачи

Внутренняя связь:

Поперечный суппорт→ направляющие продольного суппорта.

Внешняя связь:

М₂→2→ П₂

Вывод формул настройки параметров исполнительных движений.

Кинематические цепи данного станка представляют собой механизмы, имеющие  электроприводы, подключенные к системе  управления.

Настройка кинематической цепи станка производится системой с числовым программным  управлением ф. «Siemens».

 

1.4. Определение технических характеристик станка.

Расчет режимов резания

Режущий инструмент:

При черновом точении глубина резания  принимается равной припуску на механическую обработку.

Выбираем резец токарный Пластина TNMG 22 04 12 KM [1, стр. A36]

Описание параметров пластины на [1, стр. A76]

Материал режущей части сплав  с покрытием CVT

Державка T-MAX P

Обрабатываемый материал чугун  высоколегированный износостойкий  ЧН4Х2 ГОСТ 7769-82

Режимы резания для чугуна твердостью 400HB:

Глубина резания 4мм мин0,3 макс 8 [1, cтр. A 501]

Подача рекомендованая 0,4 мм/об мин 0,15 макс 0,6

Скорость резания Vc=170м/мин [1, cтр. A502].

Частота вращения шпинделя:

; (1.1) 
Удельная сила резания:

P берем по [1, cтр. 516].

; (1.2) 
Сила резания:

; (1.3) 
Мощность резания

; (1.4) 
КПД [2, табл. 1.2.1]

Пары подшипников качения 0,995

Поликлиновой ремень 0,95

; (1.5) 
Требуемая мощность

; (1.6) 
Выбираем двигатель ф. Marellimotori А4С 180 L8 со следующими характеристиками[3 ,стр. 34]

Таблица 1.5- Характеристики электродвигателя.

Мощность, кВт	11
Номинальная частота, об/мин	725
Крутящий момент, Н/м	145

Бесступенчатое регулирование  двигателя обеспечивается частотным преобразователем.

 

Расчет ременной передачи.

Из условий компоновки привода  предварительно выбираем межосевое  расстояние а=450 мм и Частоты вращения ведущего и ведомого валов n₁=725 об/мин, n₂=270 об/мин. Передаваемая мощность P_эл=11 кВт.

Из таблицы [4, табл. 8.12] выбираем ремень сечения В.

Т.к. по расчетам режимов резания  скорость вращения шпинделя получилась равной 270 об/мин, а скорость вращения ротора электродвигателя равна 750 об/мин, то передаточное отношение, необходимое для обеспечения нужного количества оборотов на ведомом шкиве будет равно:

  (1.7) 
округлим до 2,8.

Т.к. диаметр ведущего шкива 90, умножим на передаточное отношение 2,8 и получим 252, по таблице (курмаз скойбеда) примем диаметр ведомого шкива 250.

Скорость ремня:

 м/с;                                        (1.8) 
В соответствии со скоростью и передаваемой мощности выбираем сечение ремня тип «В».

Действительное передаточное отношение  передачи, принимая коэффициент упругого скольжения x = 0,01:

(1.9) 
_{Деиствительная частота вращения n = 273 мин^-1}

Из ГОСТ 1284–68 размеры ремня сечения  «В»:

Таблица 1.6- Параметры выбранного ремня.

Сечение	Wp	W	T
В	номинал	справочный	номинальный
	19	22	14

Длина ремня :

 

(1.10) 
Ближайшее значение длины ремня l=1800 мм

Уточненное значение межосевого расстояния:

а=а^*+0,5(l-l^*)=450+0,5(1800-1450)=625мм (1.11) 
Число пробегов ремня:

  (1.12) 
Угол обхвата ремнем меньшего шкива:

 град. (1.13) 
Коэффициент угла обхвата:

(1.14) 
Коэффициент скорости:

  (1.15) 
По таблице [4, табл. 8.10 ] принимаем полезное напряжение:

 МПа при s₀ = 1,2 Мпа                                                          (1.16) 
Полезное допускаемое напряжение в заданных условиях по формуле

[4, ф-ла 8.12]:

 МПа                (1.17) 
С_р – коэффициент динамичности [4, табл. 8.7 ].

Определяем нагрузку ремня:

 Н.                                                                (1.18) 
Определяем число ремней по формуле [5, ф-ла 8.14]:

  (1.19) 
Окончательно принимаем восемь ремней сечения В-1800 ГОСТ 1284.

Определяем давление на валы по формуле [4, ф-ла 8.15]:

 Н (1.20) 
Расчетная долговечность по формуле [4 ф-ла 8.16]:

 часов (1.21) 
Принимаем С_н = 1,8; С_и =1,7; m =8; s_y =9 МПа.

Максимальное напряжение по формуле [4, ф-ла 8.10]:

 

 Мпа                                          (1.22) 
Здесь s₀ =1,2 МПа [4, табл. 8.10]

 Мпа                                               (1.23) 
Мпа                                        (1.24) 
Мпа                          (1.25) 
= 17.015МПа. Таким образом, часов (1.26) 
Обычно для клиновых ремней общего назначения =(1000…5000) ч.

 

Расчет шпиндельного узла на жесткость

Расчет производится по [5].

При расчете на жесткость шпиндель рассматривается как балка ступенчато-переменного  сечения на податливых точечных опорах. Считается, что радиальные подшипники обладают только радиальной жесткостью, радиально-упорные – осевой и угловой, упорно-радиальные – осевой и угловой жесткостью. Значения жесткости подшипников определяется по справочникам. Принимают, что жесткость опор предварительным натягом не зависит от рабочей нагрузки, но заметно уменьшается при значительном повышении частоты вращения шпинделя.

Расчетные радиальные опоры шпинделя при применении радиальных подшипников  располагаются посредине ширины подшипников. Расчетные радиальные опоры шпинделя, установленного на радиально-упорных шариковых и конических роликовых подшипниках находят с учетом угла контакта тел качения и колец подшипников. Считается, что такая опора фактически расположена в точках пересечения оси шпинделя с линией, проходящей через ось шарика или середину длины ролика под углом, равным углу контакта в подшипнике.

Расчетные угловые опоры шпинделя при применении упорно-радиальных и  сдвоенных упорных подшипников  находятся на оси шпинделя посредине  ширины подшипника.

Жесткость шпиндельного узла определяют с учетом жесткости его опор. Если опора состоит из одного подшипника, жесткость опоры равна его  жесткости. Если в опору входит несколько  подшипников, определять жесткость шпиндельного узла можно двумя путями:

принимать каждый подшипник в качестве самостоятельной опоры, обладающей жесткостью подшипника и рассматривать  шпиндель как многоопорную статически неопределимую балку;

все подшипники, находящиеся в опоре, считать образующими одну комплексную  опору с жесткостью, зависящей  от ее компоновочной схемы и жесткости подшипника.

В зависимости от способа создания предварительного натяга задаются силой  натяга F_н или общей деформацией (натягом) опоры d.

Радиально-упорные шарикоподшипники применяют при малой или средней нагрузке на шпиндель и высокой частоте вращения.

Выбираем шариковый радиально-упорный подшипник типа 46132У.

d = 160, D = 240, B = 38, C = 125 кН, С₀ = 140 кН [6, ст. 150, табл. 6.11].

(1.27) 
где F_Н = 1450 Н- сила натяга (Н) [6, ст. 154 табл. 6.15];

С= 125 кН - динамическая нагрузка [6, ст. 150, табл. 6.11];

i₁= i₂= 1;                                                         (1.28) 
Н/мм                             (1.29) 
Для шарикоподшипников типов 46100У радиальная жесткость

J_r = (1,95 …2,1) J_a [5, с. 175]       

J_rа = 2 × 91550 = 183100 Н/мм. (1.30) 
J_rв = Н/мм

Внешняя осевая сила, при которой натяг одной из условно-комплексных опор полностью снимается, определяется по зависимости:

(1.31) 
Или F_{а max} = K₃×F_н

Коэффициент К₃ приведен в [5, табл. 6.21].

Для симметричных опор

  (1.32) 

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.

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.

(1.33) 
          Необходимо учитывать существенное влияние осевой опоры на перемещение переднего конца, что является следствием защемляющего момента, возникающего в осевой опоре и противоположного по знаку момента нагрузки. Дополнительное радиальное перемещение представляет собой сдвиг переднего конца под действием силы, возникающей как следствие защемляющего момента.

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

(1.34) 
где d₁ - перемещение вызванное изгибом шпинделя;

d₂ - перемещение вызванное нежесткостью (податливостью) опор;

d₃ - сдвиг, вызванный защемляющим моментом;

d₄ - перемещение вызванное податливостью контакта между кольцами подшипника и поверхностями шпинделя и корпуса, определяемое по зависимости

  (1.35) 

Рисунок 1.7– Расчетная схема  шпинделя.

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

Примем обозначения:

l - расстояние между опорами шпинделя (А передней и В задней);

а - вылет его переднего конца (консоль);

I₁ - среднее значение осевого момента инерции сечения консоли;

I₂ - среднее значение осевого момента инерции сечения шпинделя в пролете между опорами;

Е - модуль упругости материала шпинделя;

G - модуль сдвига материала шпинделя;

J_а и J_в - радиальная жесткость передней и задней опор;

ε - коэффициент защемления в передней опоре.

S₁ и S₂ – площадь сечения переднего конца шпинделя и межопорной части.

Упругое перемещение переднего конца шпинделя, слагающегося из всех названных выше перемещений, с учетом защемляющего момента:

(1.36) 
где  МПа — модуль упругости материала шпинделя

J_а = 183 100 000 Н/м;

J_в = 1200 000 000 Н/м;

Q=Н.

P=3360 Н.

а =155 мм;

c =142 мм;

l =350 мм;

ϵ = 0,3 [6, табл. 6.22];

(1.37) 
(1.38) 
Угол поворота шпинделя в передней опоре:

(1.39) 
рад;

Допускаемый прогиб вала не должен превышать 0,0001-0,0005 расстояния между опорами. Углы наклона оси вала в опорах не должны превышать 0,0016 – для конических роликоподшипников[6, с. 20-21]. Условия выполняются.

 

Расчет передачи винт гайка качения.

Исходные данные и цель расчета.

Передача винт—гайка качения выходит  из строя в результате усталости  поверхностных слоев шариков, гайки  и винта, потери устойчивости винта, износа элементов передачи и снижения точности. Возможными причинами выхода ее из строя являются: слишком большая  нагрузка на винт, низкая расчетная  долговечность, значительный относительный перекос винта и гайки, неудовлетворительная защита от загрязнений. Цель расчета передачи состоит в определении номинального диаметра винта и в подборе по каталогу такой передачи, которая удовлетворяла бы всем требованиям к работоспособности.

Исходные данные для расчета  передачи - длина винта, его наибольшая расчетная длина, способ установки  винта на опорах, ряд значений осевой нагрузки на передачу, ряд частот¹ вращения винта (гайки). Осевые нагрузки на винт определяют для разных операций, выполняемых на станке (например, для чернового, получистового и чистового точения), а также для разных элементов цикла обработки (для быстрого и рабочего ходов рабочего органа) .Устанавливают • также время действия каждой нагрузки (в долях о т расчетного срока эксплуатации станка) и соответствующие им частоты вращения винта, Если же исходить из значений крутящего момента на валу электродвигателя М при выполнении разных работ и для разных элементов цикла, крутящий момент на ходовом винте

М =М_Д* η/i ,              (1.40)

где М_д - крутящий момент на валу двигателя; η - КПД цепи от двигателя к винту; i — передаточное отношение этой цепи.

 

Окружная сила на радиусе резьбы

(1.41) 
Осевая сила, действующая на винт,

(1.42) 
где = arctgp/πd₀ - угол подъема резьбы; = arctg(f) - угол трения

= arctgp/πd₀=arctg(10/ π ∙ 50)=3,64

= arctgf=arctg(85 ∙ 10^-5)=2,79

f— коэффициент трения качения, f = (57...85) 10^-5).

Предварительный выбор параметров передачи. На первом этапе передачу выбирают по осевой нагрузке, конструктивным и технологическим соображениям, на втором проверяют по усталости рабочих поверхностей винта и гайки, по критериям устойчивости и осевой жесткости. Номинальный диаметр винта d₀ берут равным L / (20...25). Шаг, остальные размеры и диаметр шариков d_l определяют согласно рекомендациям [7, стр 303],