Модернизация токарного станка с ЧПУ модели 16К20Ф3С32 с целью обеспечения возможности обработки поверхностей сложных форм

                                              ,

,

,

,

,

.

Общая структурная формула  позволяет получить 36 ступеней скоростей. Изменив (уменьшив) характеристику дополнительной структуры, получим совпадение 6 скоростей, и соответственно число ступеней скорости сократится до 27. Достижение требуемого числа скоростей достигаем варьированием передаточной ступени.

 

4.2.6 Построение структурных сеток  и выбор оптимального варианта

 

По принятому ранее условию  возможность варьирования характеристик  групп оставили за основу, поэтому построение структурных сеток, определенных структурных формул и выбор оптимального варианта ведем только по основной структуре.

Выбор оптимального варианта производим из критериев оптимальности /11/ но более полно этим критериям отвечает структурная сетка по структурной формуле:

.

По выбранному оптимальному варианту основной структуры строим общую структурную сетку, учитывая влияние ременных передач от электродвигателя к АКС, и от АКС к шпиндельной  бабке на взаимосвязь групп передач.

 

4.2.7 Построение графика частот  вращения

 

По разработанной структурной  сетке привода строим график частот вращения, учитывая факторы оптимальности  /11/ и возможность технологического и конструктивного воплощения при принятой компоновке оборудования с наибольшей эффективностью.

 

 

4.2.8 Разработка кинематической  схемы привода

 

Для кинематических расчетов приводов использовали графо-аналитический метод, при котором последовательно строят структурную сетку и график чисел оборотов.

Структурная сетка содержит следующие данные о приводе: количество групп, передач, число передач в каждой группе, относительный порядок конструктивного расположения групп вдоль цепи передач, порядок кинематического включения групп, диапазон регулирования групповых передач и всего привода число ступеней скорости вращения ведущего и ведомого валов групповой передачи.

 График чисел оборотов  строят для определения конкретных  значений величин передаточных  отношений всех передач привода  и чисел оборотов всех его  валов; он позволяет выбрать их оптимальное значение.

График чисел оборотов включает в себя все, что содержится в структурной сетке. Полный график изменения частот вращения, мощности и крутящего момента на шпинделе  приведен на рис. 4.1.  На нем указаны диапазоны  для части АКС,   шпиндельной бабки и диапазонов отдельно.

Указаны предельные и некоторые  промежуточные значения частот вращения шпинделя и расчетные значения мощности и крутящего момента для трех диапазонов частот вращения шпинделя при установке электродвигателя 4АБ2П132М4 (N = 11 кВт при 1500—4500 об/мин).

При использовании  электродвигателя MPl32M (N = 11кВт при 1000—3500 об/мин) выходные параметры на шпинделе примерно аналогичны.                    Рис.  4.1.   Полученный график изменения частот вращения на шпинделе  токарного станка 16К20Ф3С32                                                                                                                            

 

 

На рис.4.2 представлен график мощности и крутящего момента на шпинделе станка 16К20Ф3С32.

 

 Рис.4.2  График мощности и крутящего момента на шпинделе станка

 

 

4.3 Определение чисел  зубьев зубчатых колес

 

Определение чисел зубьев зубчатых колес ведем исходя из условия  постоянства межосевого расстояния группы передач. Поскольку ГТД определен  нами как раздельный, то определение  чисел зубьев зубчатых колес ведем  также раздельно: для шпиндельной бабки (механизма диапазонного выбора) и для коробки скоростей АКС.

Автоматическая коробка  скоростей.

Определение начинаем так, с группы передач содержащей пару с минимальным  передаточным отношением, т. е. группа передач между валами III и IV.

Определяем наименьшее кратное  К сумм для чего передаточные отношения выражают в виде простых дробей с числителем и знаменателем , причем так, чтобы ( ) были числа разлагающиеся на простые множители.

,

.

Следовательно

Отсюда наименьшее общее кратное  сумм ( ) будет .

Определяем  для минимального передаточного отношения по формуле:

.                                (4.6)

Полученное значение округляем до целого числа  .

Сумма чисел зубьев сопряженных  колес  .

Полученную сумму уточняем по нормам Н21-5 с учетом межцентрового расстояния и модуля колес m=3 мм, как наиболее используемый для зубчатых колес заданного назначения.

Окончательный выбор модуля можно  будет сделать после расчета  наиболее нагруженного зубчатого колеса, а также для межосевого расстояния мм при использовании требуемого габарита электромагнитной муфты.

Определяем числа зубьев сопряженных  колес:

,                                 (4.7)

,

,

,

.

 

Проведем расчет оставшихся групп  передач. Учитываем при этом требования по унификации проектируемых узлов, т.е. закладываем для остальных групп передач такие же, как и в предыдущей группе модуль зубчатых колес мм, межосевое расстояние мм, и, следовательно, сумму чисел зубьев сопряженных колес .

Группа передач между валами I и III рассчитаем так.

Выражаем передаточные отношения  в виде простых дробей:

,

,

.

Поскольку сумма чисел  зубьев сопряженных колес нами задана , то определяем числа зубьев по формулам:

,

,

,

,

,

,

.

Определение числа зубьев зубчатых колес предварительны и  уточняются после расчета модуля зацепления и конструктивного выбора габарита электромагнитной муфты, а также расчетов других элементов и узлов.

 

 Шпиндельная бабка.

Определение начинаем с группы передач  содержащих пару с минимальным передаточным отношением, т.е. передачу между валами VII и VIII. Поскольку в группе одна передача, то определение чисел зубьев ведем через минимальное значение числа зубьев . Принимаем , тогда сопряженное колесо будет , а сумма .

 Сумму зубьев уточняем по  модулю колес  мм, выбранного ранее предположительно как наиболее используемый для зубчатых колес заданного назначения, а так же для межосевого расстояния мм, предположительно необходимого по конструктивным предположениям.

Из соотношения  и определяем числа зубьев ; , следовательно ; ; а сопряженное колесо будет .

Переходим к оставшимся группам  передач, учитывая при этом требования по унификации проектируемых узлов, т. е. закладываем для остальных  групп передач такие же, как  и в предыдущей группе модуль зубчатых колес  мм, и межосевого расстояния мм, и, следовательно, сумму чисел зубьев сопряженных колес .

Группа передач между валами VI и VII, а также VIII и IX, имеющих одиночные передачи с одинаковым передаточным отношением. Поскольку сумма чисел зубьев сопряженных колес нами задана , то определяем числа зубьев из соотношения , где – для данной передачи будет , тогда , а сопряженного колеса .

 

4.4 Силовой расчет

4.4.1 Определение прогиба шпинделя

 

Группа передач между валами V и VI, содержащая одиночную передачу. Поскольку сумма чисел зубьев сопряженных колес нами задана , то определяем числа частот вращения (первая скорость второй четверти, об/мин)

,

где М – крутящий момент на шпинделе, Д – диаметр на шпинделе (м),

,

где N – мощность на шпинделе при расчетной частоте вращения в кВт, n – расчетная частота вращения об/мин,

H∙м.           Следовательно: кН.

Нагрузка от зубчатой передачи определяется как сумма проекций сил зацепления на плоскость силы резания.

,                                      (4.8)

где - радиальная сила зацепления, Н;

       - окружная сила зацепления, Н.

,                                                  (4.9)

где - крутящий момент, Н∙м;

       - диаметр колеса.

кН.

кН.                        (4.10)

Следовательно:

кН.

Определяем реакции  опор под нагрузкой:

  ,

кН,

  ,

      кН.

Записываем формулы грузовых моментов по участкам:

I участок:       ,

II участок:     ,

III участок:    .

Для определения величины прогиба нагружаем шпиндель в  точке определения прогиба единичной  силой.

 Определяем реакции опор при единичном нагружении:

кН∙м³

кН∙м³

Следовательно:

Определяем момент инерции:

м⁴     .                  (4.11)

Определяем величину прогиба:

мм.

Величина прогиба находится  в допустимых пределах, а знак «-»  означает, что направление прогиба  противоположно выбранному на схеме  единичного нагружения. Следовательно, шпиндельный узел работает в допустимых пределах.

 

4.4.2 Расчет особо нагруженного вала

 

Расчет особо нагруженного вала на прочность заключается в определении диаметра вала (наименьшего) через изгибающие моменты. В качестве особо нагруженного вала принимаем входной вал автоматической коробки скоростей. В расчете используем нагрузки от зубчатой передачи, клиноременной передачи и крутящий момент /4/. Определяем усилия от зубчатой передачи: окружное и радиальное

  ,                                             (4.12)

где - крутящий момент, Н^.м,

      - диаметр колеса, м.

Крутящий момент определяем по формуле 

,                                             (4.13)

где - максимальная передаваемая мощность, кВт,

       - минимальная частота вращения вала, об/мин.

,                                               (4.14)

где - мощность электродвигателя, кВт,

       - КПД привода (для токарных станков ). Следовательно:

кВт,

Н^.м,

Н,

Н.

Определяем усилия от клиноременной передачи, которая  равна геометрической сумме натяжений ветвей.

При упрощенных расчетах /4, 11, 20/ следует принимать равнодействующую направленной по линии центров передачи и равной

,                                        (4.15)

где - сила предварительного натяжения, Н;

- угол обхвата, град.

,                                             (4.16)

где - напряжение от предварительного натяга, МПа (для клиновых ремней /20 =1,2…1,5 Мпа, принимаем Мпа).

- площадь поперечного сечения  ремня, мм² (по каталогу см²). Следовательно, получим: Н ,

                                    Н.

Определяем составляющие усилия клиноременной  передачи в вертикальной и горизонтальной плоскостях:

Н,

Н.

По определенным реакциям строим схему нагружения вала.

Определяем моменты по плоскостям. В горизонтальной плоскости определяем реакции опор:

,

Н,

,

Н.

Определяем изгибающие моменты по участкам:

I участок      ,

                                         Н^.м.

II участок      ,

                                         Н^.м.

III участок      ,

                                         Н^.м,