Параметры

6Т104

6Р10

6Р11

6Р12

6Р13

Размеры рабочей поверхности стола (длина*ширина)

160*630

-

250*1000

320*1250

400*1600

Наибольшее перемещение стола:

Продольное

Вертикальное

Поперечное

400

320

160

500

300

100

630

550

200

800

420

280

1000

420

300

Наибольший угол поворота шпиндельной головки, град

±45

±45

±45

±45

±45

Число скоростей шпинделя

12

12

16

18

18

Частоты вращения шпинделей, об/мин

Наименование параметров

Данные

Размер рабочей поверхности стола, мм

Ширина

Длина

1250

320

Число Т-образных пазов

3

Ширина Т-образных пазов, мм

Среднего

Крайний

18А₃

18А₄

Расстояние между Т-образными пазами, мм

70^±0,4

Наибольшее продольное перемещение вертикального стола, мм

800

Наибольшее вертикальное перемещение вертикального стола, мм

420

Наибольшее поперечное перемещение вертикального стола, мм

Ручное

Механическое

250

240

Расстояние от оси вертикального шпинделя до рабочей поверхности стола, мм.

Наименьшее

Наибольшее

30

450

Конус конца шпинделя по ГОСТ 836-62

№3

Количество скоростей шпинделя

18

Пределы частот вращения шпинделя, об/мин

50 - 2500

Пределы вертикальных подач стола, мм/мин

13,3 - 666

Количество подач стола

18

Пределы продольных и поперечных подач стола, мм/мин

40 - 2000

Ускоренный ход стола (продольный и поперечный), мм/мин

4600

Ускоренный ход стола (вертикальный), мм/мин

1533

Наибольшее осевое перемещение шпинделя (вертикальное), мм

70

Максимальная масса обрабатываемой детали (с приспособлениями), кг

250

Поворот головки вправо и влево, не менее

±45^о

Габаритный размеры станка, мм

Требования и нормы показателей качества при эксплуатации станка

Данные станки должны обеспечить безотказность работы, отличаться долговечностью и быть ремонтно-пригодными. Должно обеспечиваться требование устойчивости к вибрациям, влияния внешней среды. Должны быть учтены оптимальные: количество, размеры, сложность формы и точность изготовления деталей станка.

Обеспечить совокупность свойств конструкции изделия, проявляемых в возможности оптимизации затрат труда, средств, материалов и времени при технологической подготовке производства, изготовлении, эксплуатации и ремонта.

Должно быть обращено особое внимание на использование стандартных, нормализованных узлов, деталей и агрегатов. Должны быть учтены следующий коэффициенты унификации по числу деталей, по массе, по трудоемкости.

Для создания условий обеспечивающих безотказность работы должны соблюдаться следующий требования:

1. Предусмотреть ограждения вращающихся и движущихся частей

2. Предусмотреть устройства, защищающие рабочего от стружки, пыли, СОЖ.

3. Автоматизировать работу станка.

4. Снабдить станок тормозным устройством.

5. Снизить до минимума шум станка.

6. Предусмотреть местную вентиляцию и освещение.

7. Обеспечить надёжное заземление станка.

Должны быть учтены эргономические требования. К ним относятся: закономерности зрительного восприятия, антропометрические данные, биомеханические возможности человека.

При проектировании станка должны быть соблюдены требования, касающиеся вопросов технической эстетики. Должны быть учтены условия среды, где будет находится станок. В оформлении станка должно существовать композиционное единство, определённый замысел и порядок построения его форм. Должна быть соблюдена масштабность станка.

Для изготовления деталей станков применяются самые разнообразные материалы. При проектировании станка нужно учесть требования, предъявляемые к материалам, намеченным для применения в станке при его изготовлении и эксплуатации.

Различные металлы применяются для изготовления станин, салазок, столов, консолей, шпинделей, подшипников, ходовых винтов и т.д.

Пластмассы применяются для изготовления: направляющих, зубчатых колёс, втулок, вкладышей, деталей делительных устройств, ремней, муфт, крышек, ограждений и т.д.

Железобетон: станины и другие базовые детали.

Отделочные материалы и покрытия: лакокрасочное материалы, гальванические покрытия, облицовочно-декоративные материалы и др.

При проектировании станка должны быть учтены климатические условия в которых будет эксплуатироваться данный станок. Должны быть учтены температура воздуха, среднесуточное её колебание, влажность воздуха, соленые испарения, количество осадков.

Должны быть учтены требования к маркировке, наносимой на станок и тару. Важно предусмотреть возможные варианты консервации и установки станка в зависимости от условий его транспортировки.

Должны быть предусмотрены различные виды транспортных средств, позволяющих транспортировать данный станок. Предусмотреть места и способы крепления, на крупных узлах станка, необходимых при транспортировании и установке станка на место.

Должна быть обеспечена патентная чистота. Для этого необходимо:

1. знать патентные закон стран, в которых намечается поставка станков или передача технической документации.

2. изучить описание российских и иностранных изобретений, что сократит время и средства на поиски уже известных решений.

3. изучить фонды свидетельств и патентов на промышленные образцы

4. проверять патентную чистоту отдельных элементов и узлов.

5. принимать меры для патентования за границей оригинальны конструкций.

Служебное назначение станка

Станок вертикально-фрезерный 6Р12П предназначен для горизонтального- и вертикального фрезерования изделий из различных материалов. На данном станке используются цилиндрические, дисковые, торцовые, концевые, шпоночные, фасонные и другие фрезы.

Станок предназначен для работы в инструментальных цехах крупносерийного и массового производства и в основных цехах мелкосерийного производства.

Станок предназначен для внутренних постановок. Кинематическое исполнение и категория размещения станков по ГОСТ 15150 – 69 – «УХЛ» категория 4, для работы при температуре от +5 до 40. Высота над уровнем моря до 1000 метров.

Расчёт и конструирование привода главного движения станка

Выбор структуры привода

Приводы металлорежущих станков предназначены для осуществления рабочих, вспомогательных и установочных перемещений инструмента и заготовки. В нашем случае – это привод вертикального шпинделя.

Применительно к вертикально-фрезерному станку целесообразно использовать передачу от электродвигателя к коробке скоростей при помощь клиновой передачи. Это оправдано тем, что станок передаёт небольшие величины крутящих моментов, и поэтому не требует других, дорогих и более сложных способов передачи крутящих моментов.

Однако в данном случае на станке применяется передача крутящего момента от вала электродвигателя к валу I при помощь упругой муфты 1 (рис. 1).

Выбор электродвигателя

Анализ гаммы станков показывает, что на станках этой группы наиболее широко используются электродвигатели малой и средней мощности. Мощностной диапазон колеблется от 2,2 до 5,5 кВт. Практика показывает, что применение таких типов двигателей наиболее экономически выгодно. Они обеспечивают достаточный диапазон чисел оборотов шпинделя, в среднем от 50 до 2000 об/мин. Используя эти данные на данном станке выбран электродвигатель марки АО2-51-4С2 мощностью 7,5 кВт.

Коробка скоростей консольно-фрезерного станка

После того как произведён выбор электродвигателя, определены основные технические характеристики станка, необходимо рассмотреть принципиальную схему привода главного движения. Привод главного движения станка обеспечивает z = 18 скоростных ступеней. Рассмотрим кинематическую схему привода главного движения.

От электродвигателя мощностью 7,5 кВт движение через упругую муфту 1 передаётся на вал I коробки скоростей. От вала I через зубчатые колёса 3-6 движение передаётся на вал II, а от него через тройной подвижный блок шестерён 3-4-5 вращение передаётся на вал III с зубчатыми колёсами 7, 8, 9, 13, 14. От вала III движение передаётся на тройной подвижный блок шестерён 10-11-12 вала IV, а затем через двойной подвижный блок шестерён 15-17 вращение передаётся на горизонтальный шпиндель V.

Вал вертикального шпинделя VII получает вращение от вала V через коническую передачу 19-20 и цилиндрическую пару 21-22.

Различные положения блоков шестерён 3-4-5, 10-11-12 и 15-17 позволяют сообщить горизонтальному и вертикальному шпинделям 18 различных скоростей.

Построение графика чисел оборотов

Имея значения n_max, n_min, z и знаменатель ряда φ, определяем промежуточные значения частот вращения шпинделя [2].

, (1)

где z – число скоростных ступеней,

Nmax и Nmin – соответственно максимальное и минимальное число оборотов шпинделя.

Согласно формуле 1

= 1,26

Рис. 1. График чисел оборотов шпинделя.

Определение кпд привода главного движения

Оценка КПД кинематической цепи коробки скоростей определяется как произведение КПД промежуточных кинематических пар [1].

η = η₁^а * η₂^б * η₃^в * η_n^m, (2)

где η₁…η_n - среднее значение КПД кинематических пар, входящих в кинематическую цепь коробки скоростей,

а…м – число одинаковых кинематических пар.

Подшипники, на которые опирается любой вал привода, работают параллельно, и КПД, учитывающий потери в подшипниках каждого вала, должен выражаться одним из сомножителей [1].

η_прив. = η₁ * η₂¹⁰ * η₃ * η₄⁸, (3)

где η₁ – КПД эластичной муфты,

η₂¹⁰ – КПД 10 пар цилиндрических шестерён,

η₃ – КПД конической передачи,

η₄⁸ – КПД 8 пар подшипников качения.

η_прив. = 0,98 * 0,95¹⁰ * 0,92 * 0,995⁷ = 0,76

Передаточные числа передач коробки скоростей и числа зубьев колёс

Таблица 3. Основные параметры зубчатых передач коробки скоростей.

Расчёт передач

Мощность на валах

Согласно установленному электродвигателю N= 7,5 кВт, находим мощности на других валах коробки скоростей [3].

Nв = Nдв * η₁^x * η₂^y *…* η₃^z, (4)

где η₁ – КПД эластичной муфты,

η₂ – КПД подшипников качения,

η₃ – КПД зубчатой передачи,

η₄ – КПД конической передачи.

N1 = Nдв * η₁ * η₂ = 7,5 * 0,98 * 0,995 = 7,31 кВт

N2 = Nдв * η₁ * η₂² * η₃ = 7,5 * 0,98 * 0,995² * 0,95 = 6,91 кВт

N3 = Nдв * η₁ * η₂³ * η₃² = 7,5 * 0,98 * 0,995³ * 0,95² = 6,53 кВт

N4 = Nдв * η₁ * η₂⁴ * η₃³ = 7,5 * 0,98 * 0,995⁴ * 0,95³ = 6,17 кВт

N5 = Nдв * η₁ * η₂⁵ * η₃⁴ = 7,5 * 0,98 * 0,995⁵ * 0,95⁴ = 5,84 кВт

N6 = Nдв * η₁ * η₂⁶ * η₃⁴ * η₄ = 7,5 * 0,98 * 0,995⁶ * 0,95⁴ * 0,92 = 5,34 кВт

N7 = Nдв * η₁ * η₂⁷ * η₃⁵ * η₄ = 7,5 * 0,98 * 0,995⁷ * 0,95⁵ * 0,92 = 5,05 кВт

Определение крутящих моментов на валах

Определим максимальные моменты, которые способна развить дана коробка скоростей при данной мощности с учётом передаточных отношений [1].

Мо = 9740 * Nдв / nдв * η₁ = 9740 * 7,5/1460 * 0,99 = 48,54 Н*м

М₁ = Мо * η₁ = 48,54 * 0,99 = 48,05 H*м

М₂ = М₁ * u₁ * η₂ * η₃ = 4,805 * 1,96 * 0,99 * 0,95 = 88,57 Н*м

М₃ = М₂ * u₂ * η₂ * η₃ = 8,857 * 2,376 * 0,99 * 0,95 = 197,92 Н*м

М₄ = М₃ * u₃ * η₂ * η₃ = 19,792 * 2,7 * 0,99 * 0,95 = 502,6 Н*м

М₅ = М₄ * u₄ * η₂ * η₃ = 50,26 * 3,63 * 0,99 * 0,95 = 1715,9 Н*м

М₆ = М₅ * u₅ * η₂ * η₃ * η₄ = 171,59 * 1 * 0,99 * 0,95 * 0,92 = 1484,7 Н*м

М₇ = М₆ * u₆ * η₂ * η₃ * η₄ = 148,47 * 0,64 * 0,99 * 0,95 * 0,92 = 822,2 Н*м

По рекомендациям ЭНИМС максимальный крутящий момент на шпинделе фрезерного станка определяется по следующей зависимости [4]:

М_шп.max. = С_ф * t * S_z * z_ф * К_ф , (5)

где С_ф – коэффициент, учитывающий значение удельного крутящего момента;

t – глубина резания;

S_z – подача на зуб;

z_ф – число зубьев фрезы;

К_ф – коэффициент динамической нагрузки при фрезеровании

Анализ показывает, что значение М_шп.max для вертикально фрезерного станка составляет 843,6 Н*м.

Ориентировочное определение диаметров валов

Предварительно оцениваем средний диаметр валов из расчёта только на кручение при пониженных допускаемых напряжениях [5].

, (6)

где [τ] – допускаемые напряжения, МПа (12…15 МПа)

Т – крутящий момент на валу, Н*м

Согласно формуле 6:

Определение межосевых расстояний [5]

, (7)

где [σн] – допускаемые напряжения, МПа (550 МПа)

Ка – поправочный коэффициент учитывающий условия работы, (Ка = 495)

Кнв – коэффициент концентрации нагрузки (Кнв = 1,0)

Ψа – при несимметричном расположении колёс относительно опор вала 0,25

Ψа – при симметричном расположении колёс относительно опор вала 0,4

Тне – эквивалентный момент на валу, Н*м.

Определяем межосевое расстояние для наиболее нагруженных пар колёс. Наиболее тяжело нагруженными являются пары: 2-6, 5-14, 9-11, 15-18, 21-22

Межосевое расстояние I – II валов.

, (8)

где Км – коэффициент для прямозубых колёс = 6,6

Tfe – момент на колесе

[σf] – допускаемые напряжения изгиба = 350 МПа

d2 = 2*a_w*u / (u+1) – предварительный делительный диаметр

b2 = ψ_a*a_w – ширина колеса.

d2 = 2 * 38 * 1,96 / (1,96 + 1) = 51 мм

b2 = 0,25 * 38 = 10 мм

По ГОСТ 9563-6 принимаем модуль m = 4 мм.

Уточнённое межосевое расстояние для I – II валов

a_w2 = m * Σz / 2 = 4 * 80 / 2 = 160 мм

Межосевое расстояние II – III валов.

Принимаем модуль m = 4 мм.

Уточняем межосевое расстояние

а_w = 4 * 54 / 2 = 108 мм.

Межосевое расстояние III – IV валов.

Принимаем модуль m = 4 мм.

Уточняем межосевое расстояние

а_w = 4 * 63 / 2 = 126 мм.

Межосевое расстояние IV – V валов.

Принимаем модуль m = 4 мм.

Уточняем межосевое расстояние

а_w = 4 * 88 / 2 = 176 мм.

Межосевое расстояние VI – VII валов.

Принимаем минимальный модуль m = 2 мм.

Уточняем межосевое расстояние

а_w = 2 * 144 / 2 = 144 мм.

Определение ширины зубчатых колёс

b_z = ψ_a * a_w – ширина венца зубчатых колёс.

b_z2 = b_z6 = 0,25 * 160 = 40 мм.

b_z3 = b_z4 = b_z5 = b_z7 = b_z13 = b_z14 = 0,25 * 108 = 27 мм.

b_z8 = b_z9 = b_z10 = b_z11 = b_z12 = 0,25 * 126 = 31,5 мм.

b_z15 = b_z16 = b_z17 = b_z18 = 0,25 * 176 = 44 мм.

b_z21 = b_z22 = 0,25 * 144 = 36 мм.

Рис. 2 Ширина венца зубчатого колеса

Выбор материала колёс

В зависимости от вида изделия, условий его эксплуатации и требованиям к габаритным размерам, выбираем соответствующий материал зубчатых колёс и вид термической обработки. Принимаем материал зубчатых колёс и шестерён Сталь 45Х. Термическая обработка колеса и шестерни – улучшение, цементация и закалка, твёрдость поверхности HRC 49…52.

Твёрдость сердцевины НВ 230…266, σ_т = 800 МПа.

Допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба [σ_н] = 550 МПа, [σ_F] = 350 МПа.

Определение диаметров колёс и шестерён

Делительные диаметры

d₁ = z₁ * m – для зубчатых колёс, [5] (9)

d₂ = 2 * a_w – d – для шестерён , (10)

Диаметр окружности вершин

d_a = d₁ + 2 * m, (11)

Диаметр окружности впадин

d_f = d₁ – 2,5 * m, (12)

Результаты вычислений сводим в таблицу.

Таблица 4. Диаметр колёс и шестерён

Определение степени точности колёс

Степень точности колёс зависит от окружной скорости, которую вычисляют для зубчатых колёс, имеющих наибольшую скорость

, (13)

По графику чисел оборотов, для каждого вала коробки скоростей выбираем наибольшее число оборотов: n₁ = 1460 об/мин; n₂ = 744 об/мин; n₃ = 511 об/мин; n₄ = 747 об/мин; n₅ = n₆ 1611 об/мин; n₇ = 2500 об/мин.

В первой двухваловой передаче (z₂ / z₆)

По данной скорости выбираем 8-ю степень точности.

Во второй двухваловой передаче (z₄ / z₁₃)

По данной скорости выбираем 9-ю степень точности.

В третьей двухваловой передаче (z₁₂ / z₁₄)

По данной скорости выбираем 9-ю степень точности.

В четвёртой двухваловой передаче (z₁₇ / z₁₆)

По данной скорости выбираем 7-ю степень точности.

В пятой двухваловой передаче (z₂₁ / z₂₂)

По данной скорости выбираем 6-ю степень точности.

Проверка прочности зубьев по напряжениям изгиба [5]

σ_F2 = K_Fa * K_Fb * K_Fv * Y_b * Y_F1 * F_tЕ / (b2 * m), (14)

где K_Fa – для прямозубых колёс = 1;

K_Fb – коэф-т концентрации нагрузки для прирабатываемых колёс = 1;

K_Fv – коэф-т динамической нагрузки = 1,8;

Y_b = 1;

Y_F1 – коэффициент формы зуба = 3,61;

F_tЕ (F_tЕ = K_FД * F_t2) – эквивалентная окружная сила = 41,8 Н;

σ_F2 = 1 * 1 * 1,8 * 1 * 3,61 * 41,8 / (44 * 4) = 1,54 МПа < 350 МПа

σ_F1 = σ_F2 * Y_F2 / Y_F1

σ_F1 = 1,54 * 3,8 / 3,61 = 1,62 МПа

Проверка прочности зубьев по контактным напряжениям [5]

, (15)

где Кнv – зависит от окружной скорости колеса и его степени точности принимаем = 1,36;

Кн = Кнv * Кнв

где Кнв – при постоянной нагрузке = 1;

Епр – приведённый модуль упругости = 2,1*10³;

Расчет и конструирование валов

Выбор материала валов

Для правильного выбора материала валов и термообработки необходимо знать: тип в которых вращается вал, характер посадок на валу подшипников, зубчатых колёс, характер действующих нагрузок.

Первый вал: быстроходный, вращается в подшипниках качения. Принимаем Сталь 35 нормализованную, σ_в = 520 МПа, σ_-1 = 260 МПа, σ_т = 310 МПа, τ_-1 = 130 Мпа, ψ_в = 0, ψ_т = 0.

Шестерня 2 посажена на вал при помощи шпонки по переходной посадке.

Второй вал имеет шлицы по которым перемещается блок шестерён z₃-z₄-z₅. Вал вращается в подшипниках качения. Для обеспечения износостойкости трущихся частей принимаем материал вала Сталь 45. Термообработка – цементация и закалка HRC 54-60. σ_в = 900 МПа, σ_-1 = 380 МПа, σ_т = 650 МПа, τ_-1 = 230 Мпа, ψ_в = 0,1, ψ_т = 0,05.

Третий вал: тихоходный, вращается в подшипниках качения. Шестерни 7, 8, 9, 13, 14 посажены на вал при помощи шпонок по переходным посадкам. Принимаем материал вала Сталь 35 нормализованную, σ_в = 520 МПа, σ_-1 = 260 МПа, σ_т = 310 МПа, τ_-1 = 130 Мпа, ψ_в = 0, ψ_т = 0.

Четвертый вал имеет шлицы по которым перемещается блоки шестерён z₁₀-z₁₁-z₁₂ и z₁₅-z₁₇. Вал вращается в подшипниках качения. Для обеспечения износостойкости трущихся частей принимаем материал вала Сталь 45. Термообработка – цементация и закалка HRC 54-60. σ_в = 900 МПа, σ_-1 = 380 МПа, σ_т = 650 МПа, τ_-1 = 230 Мпа, ψ_в = 0,1, ψ_т = 0,05.

Пятый вал представляет собой горизонтальный шпиндель, вращается в подшипниках качения. Блок шестерён 16-18 и коническая шестерня 19 неподвижно закреплёны на валу при помощь шпонок по переходным посадкам. Принимаем Сталь 50.

Шестой вал: быстроходный, вращается в подшипниках качения. Коническая шестерня 20 и зубчатое колесо 21 закреплены на валу при помощь шпонок и стопорных колец. Принимаем Сталь 35 нормализованную, σ_в = 520 МПа, σ_-1 = 260 МПа, σ_т = 310 МПа, τ_-1 = 130 Мпа, ψ_в = 0, ψ_т = 0.

Седьмой вал: быстроходный, вращается в подшипниках качения. Зубчатое колесо 22 закреплено на валу при помощь шпонки и стопорного кольца. Принимаем Сталь 35 нормализованную, σ_в = 520 МПа, σ_-1 = 260 МПа, σ_т = 310 МПа, τ_-1 = 130 Мпа, ψ_в = 0, ψ_т = 0.

Проверочный расчёт VII вала

Выбор расчётной схемы

Выбор расчётной схемы и определение расчётных нагрузок [5]

F_t2 = 2*T₁ / d₁, (16)

F_φ = F_t2 * tg a_w, (17)

F_t2 = 2 * 1482, / 82,5 = 3593,9 H

F_φ = 3593,9 * tg 20^o = 1308,1 H

Определение опорных реакций и изгибающих моментов

Вертикальные:

ΣМа = 0:

F_φ * 283 – Вв * 700 = 0

Вв = F_φ * 283 / 700 = 528,8 Н.

ΣМв = 0:

- F_φ * 417 + Ав * 700 = 0

Ав = F_φ * 417 / 700 = 779,3

Мг = F_φ * (283 * 417) / 700 = 220,53 Н*м

Горизонтальные:

ΣМа = 0:

F_t * 283 – Вв * 700 = 0

Вв = F_φ * 283 / 700 = 1453,8 Н.

ΣМв = 0:

- F_t * 417 + Ав * 700 = 0

Ав = F_φ * 417 / 700 = 2142,1 Н

Мг = F_t * (283 * 417) / 700 = 437,5 Н*м

Расчёт на прочность

Расчёт на сопротивление усталости

Запас сопротивления усталости [5]

S = Sσ * Sτ / (Sσ² + Sτ²)^0,5 ≥ [S] = 1,5, (18)

где Sσ – запас сопротивления усталости по изгибу;

Sτ – запас сопротивления усталости по кручению

σ_м = 0; σ_а = 23,8 МПа; τ_м = τ_а = 6,01 МПа; ψ_σ = 0,1; ψ_τ = 0,05;

σ_-1 и τ_-1 – пределы выносливости

σ_-1 = 0,4 * σ_в = 0,4 * 520 = 208 МПа

τ_-1 = 0,2 * σ_в = 0,2 * 520 = 104 МПа

К_σ = 2,5; К_τ = 1,8 - коэффициенты концентрации напряжений

К_d = 0,8; К_F = 1 – масштабный фактор и фактор шероховатости

Sσ = 208 / 23,8 * 2,5 / (0,8 * 1) + 0,1 * 0 = 2,79

Sτ = 104 / 6,01 * 1,8 / (0,8 * 1) + 0,05 * 6,01 = 7,52

S = 2,79 * 7,52 / (2,79² + 7,52²)^0,5 = 1,6 ≈ 1,5

Проверка статической прочности

Эквивалентное напряжение

σ_экв = (σ² + 3*τ²)^0,5 ≤ [σ], (19)

где σ_и = 23,8 МПа; τ = 3,79 МПа; [σ] = 0,8*σ_т = 248 МПа

σ_экв = (23,8² + 3 * 3,79²)^0,5 = 24,7 МПа

Проверка прочности шлицевого соединения

Проверка прочности по смятию

σ_см = 2 * Т / d * h * z * l , (20)

где h = 0,5 * (D - d) – 2*f – рабочая высота зуба

Шлицевое соединение: z = 8; D = 60; d = 53; f = 0,5

dcp = 0,5 * (60 + 53) = 56,5 мм

σ_см = 2 * 502,6 / 53 * 2,5 * 8 * 205 = 2,65 МПа

Конструирование развёртки коробки скоростей

При конструирований литой корпусной детали стенки следует выполнять одинаковой толщины.

Толщина стенки отвечающая требованиям технологии литья и жёсткости корпуса ε ≥ 6 мм. [5]

ε = 2,6 * (0,1 * Т)^0,25 = 2,6 * (0,1 * 1715,9)^0,25 = 9,4 мм, (21)

Принимаем толщину стенки равной 10 мм.

Зазор между внутренней поверхностью стенки корпуса и вращающимися частями механизма

Δ = L^0,33 + 4 = 360^0,33 + 4 = 11,11 мм , (22)

Принимаем Δ = 12 мм.

Длина блоков шестерён складывается из: ширины ступиц зубчатых колёс, ширина «а», канавки для выхода долбяка и т.д.

Рис. 3 Зубчатое колесо

Рис. 4 Эскиз шлицевого вала

Расчёт шпинделя

Основные требования

Шпиндель - одна из наиболее ответственных деталей станка. Он является последним звеном коробки скоростей, несущим заготовку или инструмент. От него во многом зависит точность обработки. Шпиндельные узлы предназначены для осуществления точного вращения инструмента или обрабатываемой детали.

К шпиндельным узлам станков предъявляются следующие требования:

1. Точность вращения, измеряемая биением на переднем конце шпинделя в радиальном или осевом направлении.

2. Жёсткость шпиндельного узла определяемая по упругим перемещениям переднего конца шпинделя.

3. Виброустойчивость шпиндельного узла, существенно влияющая на устойчивость всего станка.

4. Долговечность шпиндельных узлов.

5. Ограничение тепловыделения и температурных деформаций, которые сильно влияют на точность обработки.

6. Быстрое и надёжное закрепление инструмента или заготовки, обеспечивающее их точное центрирование и соответственно точное вращение.

Материал и термическая обработка.

Решающим фактором, определяющим выбор материала шпинделя, является: твёрдость и износостойкость шеек и базирующих поверхностей фланцев и стабильность размеров и формы шпинделя в процессе его работы и изготовления.

Для шпинделей станков нормальной и повышенной точности, имеющим конусные отверстия, фланцы, пазы применяется объёмная закалка, обеспечивающая твёрдость в пределах HRC 56 – 60. В этом случае шпиндель изготавливают из Сталь 50Х.

Выбор конструктивного варианта шпиндельного узла

В вертикально-фрезерном станке, как правило, применяются трёхопорные шпиндели, с целью увеличения демпфирования в шпиндельном узле.

В нашем случае применим к нижней опоре сдвоенный конический роликовый подшипник качения, а в верхней опоре – одинарный роликовый подшипник.

Данная схема обеспечивает достаточную жёсткость, виброустойчивость и стабильность наложения оси при вращении шпинделя.

Расчёт шпинделя на жёсткость

Определим упругие перемещения в месте резания, вызываемые собственно упругими деформациями шпинделя и его опор.

Рассчитаем шпиндель при максимальном вылете гильзы. Так как в нижней опоре принят роликовый подшипник, то можно считать, что шпиндель в этом сечении не имеет поворота. В этом положении будем считать шпиндель как жёстко закреплённую балку.

а – максимальный вылет гильзы

Θ – угол прогиба

у – прогиб

Р – сила резания

Р = (Р_х² + Р_z²)^0,5, (23)

где Р_х – осевая составляющая силы резания,

Р_z – тангенциальная составляющая силы резания.

Р_z = 9,81 * Cp * t^x * Sz^y * B^u * z * Kp / D^q * n^w, (24)

Принимаем коэффициенты, входящих в формулу для концевых фрез, с пластинами из т/с.

Ср = 234; х = 0,24; q = 0,44; y = 0,26; u = 0,1; m =0,37; Sz = 0,1; t = 5 мм; Kp = 0,856

Рz = 19702 / 4,59 = 4292,4 H

Имеет место соотношение между силами резания

Р_х / Р_z = 1 / 3

Но в процессе износа задней поверхности лезвий силы практически уравновешиваются и имеет место соотношение Р_х / Р_z = 2 / 3.

Принимаем Р_х = 2861,6 Н

Р = (4292,4² + 2861,6²)^0,5 = 5159,0 Н

Уmax = p*a³ / 3*E*J

Θmax = p*a² / 2*E*J

где J – момент инерции сечения шпинделя

J = pi*D⁴ / 64 *(1 - ά)

J = 3,14 * 70⁴ / 64 * (1 – 0,43) = 1415,8 H

Ymax = 5159,0*70³ / 3 * 2*10⁶ * 1415,8 * 10³ = 4*10^-4 мм = 4 мкм.

Θmax = 5159,0*70² / 2 * 2*10⁶ * 1415,8 * 10³ = 4,5*10^-6 рад.

j = p / Ymax – радиальная жёсткость.

j = 515,90 / 4 = 129 кг/мкм

Радиальное упругое перемещение шпинделя в месте резания с учётом собственной деформации и других деформаций его опор определяется формулой.

, (25)

Угол поворота шпинделя в нижней опоре

Θ = Р * а * l / 3 * E * J1, (26)

где Р – нагрузка

а – длина консоли

l – расстояние между опорами шпинделя

J1 – момент инерции сечения шпинделя в пролёте между опорами

J2 – момент инерции сечения консоли шпинделя

Е – модуль упругости материала

ja – жесткость верхней опоры

jb – жесткость нижней опоры

J1 = 3,14 * 12,5⁴ / 64 * (1 – 0,25) = 898,8 H

J2 = 3,14 * 15⁴ / 64 * (1 – 0,56) = 1862,8 H

ja = 250 кг/мкм

jb = 200 кг/мкм

Подставляя в формулу получаем

у = 5,17 мкм

Θв = 515,9*70*30 / 3*2*10⁶*898,8*10³ = 2,09 * 10^-5 рад

Радиальная жёсткость

j = 515,90 / 5,17 = 101,16 кг/мкм

Выбор опор шпинделя

В шпиндельных узлах современных станков в качестве опор применяются подшипники качения. Для них характерны небольшие потери на трение и простые схемы смазки, что гарантирует высокую долговечность и надёжность работы узла, а также не требует большого количества времени на обслуживание. Подшипники качения обеспечивают высокую точность вращения шпинделя и необходимую виброустойчивость.

Нижняя опора шпинделя нагружена больше верхней. Её погрешность в большей степени влияет на точность обрабатываемых в станке деталей. Поэтому в нижней опоре устанавливаются подшипники более точные, чем в верхней. Нижнюю опору делают более жёсткой для чего в ней устанавливают сдвоенный подшипник.

В данном случае в нижней опоре присутствует сдвоенный роликовый радиальный двухрядный подшипник с коническими роликами.

Верхняя опора в зависимости от степени нагружения с шариковым или роликовым подшипником. В данном случае применяется роликовый конический подшипник.

Конструкция переднего (нижнего) конца шпинделя

Нижний конец шпинделя служит для базирования и закрепления режущего инструмента. Передний конец шпинделя выполняется по ГОСТ. Точное центрирование и жёсткое сопряжение инструмента со шпинделем коническим соединением. Применяем конус конца шпинделя по ГОСТ 24644 – 81 с уклоном 7:24. Степень точности конуса АТ5.

Рис. 5 Конструкция нижнего конца шпинделя

Цепь подач

В вертикально-фрезерном станке движение подач – перемещение стола в продольном, поперечном и вертикальном направлениях. Кроме того, для всех направлений есть ускоренное перемещения.

Привод подач раздельный от цепи привода главного движения и осуществляется отдельным электроприводом. С цепями подач, как правило, сопрягаются цепи подач для быстрых и ускоренных перемещений рабочих органов станков. В отличие от приводов главного движения, приводы подач являются тихоходными, с большой степенью редукции.

Выбор структуры привода

В станкостроении широкое применение получили приводы подач с одним высокомоментным электромотором и зубчатыми коническими и цилиндрическими передачами. Подача осуществляется путём добавления в конце кинематической цепи пары, преобразующей вращательное движение, в поступательное (винт-гайка, колесо-рейка).

Приводы должны обеспечивать широкий диапазон режимов обработки, максимальную производительность, высокую точность позиционирования исполнительных органов.

Анализируя существующую гамму вертикально фрезерных станков, приходим к выводу, что целесообразно применить традиционную схему цепи подач со ступенчатым регулированием режимов обработки. Вращение от электродвигателя передаётся через муфту и зубчатые пары на тяговый механизм винт-гайка.

Выбор электродвигателя

Для выбора электродвигателя по мощностным характеристикам необходимо знать усилие, затрачиваемое на подачу.

N_п = N_эп/η_п (27)

где η_п = 0,15-0,2 КПД привода подач

N_эп – эффективная мощность подачи

N_эп = Q * S_v / 60 * 102 * 1000 (28)

где Q – тяговое усилие станка (принимаем 2000 Н)

S_v – скорость подачи мм/мин

N_эп = 2000 * 1600 / 60 * 102 * 1000 = 0,298 кВт

N_п = 0,298 / 0,15 = 1,987 кВт

Согласно рассмотренной гамме станков и потребной мощности на подачу, принимаем электродвигатель марки АО2-314С2 мощностью 2,5 кВт и частотой вращения ротора 2800 об/мин. Этот электродвигатель обеспечивает подачи стала станка 25-1250 мм/мин и ускоренный его ход 1600 мм/мин.

Кинематическая схема подач вертикально-фрезерного станка

После того как произведён выбор электродвигателя, необходимо разработать принципиальную схему привода подач станка. Принимаем согласно тех заданию привод подач, обеспечивающий пределы подач станка от 25 до 1250 мм/мин. Для обеспечения данного количества подач станка, строим кинематическую схему подач (рис.6).

Все подачи станка могут осуществляться механически и в ручную. Кроме того, для всех направлений предусмотрено ускоренное перемещение.

От электродвигателя мощностью 2,5 кВт вращение передаётся через зубчатое колесо 27 и подвижный блок шестерён 28, находящимся на валу II на вал III, затем через 2 тройных блока шестерён – на вал VI. Посредством пары зубчатых колёс вращение передаётся на вал VII, а от него через зубчатые колёса на вал VIII, от которого через пару конических шестерён осуществляется вертикальное перемещение консоли при помощи ходового винта и гайки.

Вращение от вала VIII на вал IX передаётся через пару зубчатых колёс, и так же от вала IX на вал X через пару зубчатых колёс. От вала IX через две пары конических колёс на винт-гайку и осуществление продольных перемещений стола.

Рис. 6. Кинематическая схема цепи подач

Вращение от вала X посредством винт-гайки преобразуется в поперечное поступательно движение стола.

Ручные перемещения стола осуществляются при помощи маховиков, расположенных на ходовых винтах, а вертикальное ручное перемещение консоли - при помощи рукоятки, насаженной на вал VII.

Расчёт цепи подач

Для примера произведём проверочный расчёт вертикальной подачи консоли.

Расчёт конической передачи

Диаметр внешней делительной окружности колеса.

(29)

где V_Н = 1,035

К_НВ – коэффициент зависящий от ψ_d

Ψ_d = 0,166 * (φ² + 1)^0,5 = 0,29

Отсюда К_НВ по таблице = 1,45

Крутящие моменты на валах

Конусное расстояние и ширина колёс

Угол делительного конуса колеса.

Конусное расстояние

(30)

Ширина колёс

(31)

Модуль передачи

Внешний торцовый модуль передачи

(32)

где V_Н = 0,85

К_FВ = 1,67

Числа зубьев

(33)

(34)

Окончательные значения размеров колёс

Углы делительных конусов колеса и шестерни

Делительные диаметры колёс

(35)

(36)

Внешние диаметры колёс

(37)

где х_n1 – коэффициент смещения.

Силы в зацеплении

(38)

где d_m2 = 0,85*d_e2 = 0,857*133,86 = 113,78 мм (39)

Осевая сила в шестерне

(40)

где γ_а = 0,44*sinδ₁ + 0,7*cosδ₁=0,7

Радиальная сила на шестерне

(41)

где γ_r = 0,44*cosδ₁ - 0,7*sin₁=0,436

Радиальная сила на колесе

Проверка зубьев колеса по напряжениям изгиба

(42)

где Y_F1 = 3,83, Y_F2 = 3,62

V_F = 0,81

Напряжения изгиба в зубьях шестерни

(43)

Проверка зубьев колёс по контактным напряжениям

(44)

Ориентировочное определение диаметров валов

Диаметры валов коробки подач принимаются одинаковыми:

(45)

Выбор материала колёс

Марки сталей одинаковы для колёс и шестерён. Выбираем Сталь 40Х ГОСТ 4543-71. Термическая обработка – улучшение на зубчатом венце и цементация на ступице. Твёрдость после улучшения HRC 48…56.

Твёрдость сердцевины НВ 219…269, σ_т = 800 МПа.

Допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба:

[σ_Н] = 1064 МПа

[σ_Т] = 750 МПа

Расчёт передачи ходовой винт-гайка

Расчёт на износостойкость (ведут по среднему давлению)

(46)

где Р – наибольшая тяговая сила, Р = 6000 Н

d_cp – средний диаметр резьбы, d_cp = 25 мм.

t, K – шаг винтовой линии и число заходов, t = 6 мм, K = 1

L = λ* d_cp – длина гайки, λ = 1,5 – 4.

Допустимо р=12 МПа

Крутящий момент, передаваемый ходовым винтом.

Ход винта Н = t = 6 мм.

(47)

Площадь поперечного сечения стержня винта при d₁ = d – t = 25 – 6 = 19 мм.

(48)

Момент сопротивления

(49)

Расчёт на прочность

Приведённое напряжение

(50)

Расчёт на жесткость

Поскольку Е=1,8*10¹⁰ Н/м², максимальная продольная деформация винта:

что допустимо

Программное обеспечение «Ansys» для автоматизированного проектирования деталей станков

Широкое распространение современной вычислительной техники за последние 10-15 лет существенно изменило процесс инженерной деятельности. Появление на рынке программного обеспечения современных комплексов CAD и CAE позволяет ускорять процессы проектирования и исследования различных конструкций, в том числе и машиностроительных. Использование современных методов вычислений, реализованных в комплексах CAD, дает возможность проводить исследования различных характеристик проектируемых объектов, что позволяет менять конструкцию этих объектов без создания экспериментальных образцов и не прибегать к длительной и дорогостоящей процедуре натурных исследований.

Среди средств CAE (средств обеспечения исследований) важное место занимают комплексы метода конечных элементов (МКЭ, FEA), позволяющие проводить имитационное моделирование работы исследуемой конструкции на основе подробного описания ее геометрии, физики моделируемых процессов, свойств применяемых материалов, эксплуатационных характеристик и иных указываемых пользователем исходных и начальных данных.

Комплекс МКЭ ANSYS позволяет инженерам-исследователям проводить исследования не только характеристик динамики и прочности машиностроительных, строительных и иных конструкций (то есть расчеты задач механики деформируемого твердого тела, МДТТ), но и расчеты задач расчета полей температур, динамики жидкости и газа, электромагнитных и акустических полей.

Комплекс МКЭ ANSYS применительно к прочности позволяет решать задачи статические (линейные, а также физически и геометрически нелинейные), определять собственные частоты модели (собственные колебания), исследовать поведение модели при воздействии гармонически изменяющихся нагрузок (вынужденные колебания), задачи линейной и нелинейной устойчивости, а также линейные и нелинейные динамические переходные процессы и т. д.

Бурное развитие средств компьютерного проектирования и расчета конструкций породило возможность передачи информации, созданной в одной CAD-САМ-системе, в другие аналогичные системы. В результате объекты, созданные, например, средствами CAD, могут в дальнейшем использоваться при подготовке производства (то есть использоваться средствами из группы САМ), при расчете на прочность и на иные свойства (то есть использоваться средствами из группы CAE) или учитываться при ведении корпоративного проекта (то есть обрабатываться продуктами из группы PDM).

Во многих случаях логически взаимосвязанное применение средств CAD и CAE приводит к существенному ускорению подготовки расчетных моделей для исследования прочностных, динамических и иных рассчитываемых свойств и характеристик проектируемой конструкции.

Список литературы

1. Тарзиманов Т.О. «Проектирование металлорежущих станков». – М: «Машиностроение», 1980 – 288 с.

2. Колев М.С. «Металлорежущие станки» -. М: «Машиностроение», 1980 г.

3. Пуш В.Э. «Конструирование металлорежущих станков». М: «Машиностроение», 1977 г. – 392 с.

4. Кувшинский В.В. Фрезерование. – М.: «Машиностроение», 1977 г. – 218 с.

5. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. «конструирование узлов и деталей машин», - М. «Высшая школа», 2001 г.

6. Басов К.А. «Анзис в примерах и задачах». – М: «Компьютер пресс», 2002 г.

7. Басов К.А. «Графический интерфейс комплекса Анзис». – М: «Компьютер пресс», 2004 г.

8. Чигарёв А.В. «Анзис для инженеров». - М.: «Машиностроение», 2004 г.