Файл: Исходные данные Станок с чпу.docx

4. Расчет силовых характеристик резания.

Рассмотрим силы, действующие на токарный резец.



Рисунок 2. Силы, действующие на токарный резец.

Действующие на резец силы обычно приводятся к силам упругой Р_упр и пластической Р_пл деформаций, действующим нормально к передней поверхности резца, и силам Р'_упр и Р'_пл, действующим нормально к задней поверхности резца.

В свою очередь силы трения Т = μ (Р_упр + Р_пл) и Т = μ (Р'_упр + Р'_пл) действуют соответственно вдоль передней и задней поверхностей резца.

Упомянутая система сил приводится к равнодействующей силе R.

Равнодействующая сила резания R обычно раскладывается на три взаимно перпендикулярные составляющие Рх, Ру и Рz. Составляющая сила Pz, действующая в плоскости резания, называется силой резания. По этой силе определяют крутящий момент на шпинделе станка, мощность резания и производят расчет механизма коробки скоростей и прочности резца. Составляющая сила Ру, действующая в горизонтальной плоскости и совпадающая с направлением поперечной подачи, называется радиальной силой. Сила Ру действует на обрабатываемую заготовку, изгибая ее, что влияет на точность обработки и одновременно отжимает инструмент от заготовки.

Составляющая Рх действует в горизонтальной плоскости, совпадает с направлением продольной подачи и называется силой подачи. Силу Рх должен выдержать механизм подач станка.

Величина силы резания Pz определяется по формуле, полученной обработкой опытных данных:

Pz = Cpt^Xp S^Уp кГ,

где Ср — коэффициент, зависящий от качества обрабатываемого металла; t — глубина резания в мм; S — подача в мм/об; Хр и Ур — показатели степени при глубине резания и подачи.

Значение Ср и показатели степеней Хр и Ур для конкретных условий приведены в различных нормативных материалах, откуда их и выбирают для практических целей.

Обычно Ур = 0,75, а Хр = 1, вследствие чего для уменьшения силы резания при обтачивании с одним и тем же сечением среза f = tS рекомендуется выполнять обработку при большей подаче и меньшей глубине резания.

---

Вычислив силу Рг, переходят к определению сил Рх и Ру.

Однако соотношение сил Pz : Рх : Ру зависит от элементов режущей части резца и режимов резания (t, S, V), от свойств обрабатываемого материала и износа резца, от условий резания и других факторов. В среднем соотношение составляющих сил резания можно принять:

Pz : Ру : Рх = 1 : 0,45 : 0,35.

Расчёт режимов резания

Наибольший диаметр обработки D_max=500мм;

Высота центров H=D_max/1.25=400мм;

Принимаем по ГОСТ 440-57 Н=400мм;

Наименьший диаметр обработки D_min=D_max/5...6=80…100мм; Принимаем D_min=80мм.

Предельный припуск на обработку

0.75- С_t-коэффициент зависящий от материала и вида заготовки (С_t=0.6 для чугунов и бронз, С_t=0.7-0.8 для стальных заготовок).

Предельная подача

Наибольшая и наименьшая частоты вращения шпинделя:

При V_max= 3800м/мин V_min=30м/мин

n_max=1000Vmax/πDmin=1000*3800/3,14*80=15127 об/мин Принимаем 15000об/мин

n_min=1000 V_min /πD_max= 1000*30/3,14*500=19об/мин. Принимаем 20об/мин

Скорость холостых ходов V_x=6м/мин



Диапозон регулирования привода



Число ступеней частот вращения двигателя



Число ступеней частот вращения коробки скоростей

z_k=lg(n_max/n_min)/lgφ=2.18/0.09=24

P_z=P_zтабK₁K₂

Р_таб=690=Pz –определяется из карты для максимальных величин подачи и глубины резания; K₁K₂ –коэффициетны, зависящие от обрабатываемого материала к величине переднего угла резца соответственно.

Py=(0.4-0.5)*Pz=276

Px=(0.3-0.4)*Pz=207

Эффективная мощность, потребная на резание, определяется по формуле:

N_эф=2πМ_крn₀= 2*3,14*1207.5*73=9226 Вт

М_кр - момент от сил резания, n – частота вращения заготовки при наиболее жестких режимах резания .

Момент силы резания

Мkp=Рz*d/2*0.01=1207.5 Нм

d=(0.7-0.8)Dmax=350мм

n₀=1000V_черн

---

/πd=73 об/мин (V_черн=80 м/мин)

Мощьность электродвигателя главного движения N=Nэф/кпд=9226/0,8=11,5 кВт

Пинимаем N=10 кВт.

5. Расчет опор в шпиндельном узле.

Предварительно оценим диаметр начальной ступени вала шпинделя из расчёта на кручение:



Рассчитаем ступень вала под ротор. Исходя из номинальных исходных значений, назначим двигатель для мотор-шпинделя:

Встраиваемый синхронный двигатель 1FE1051-4.C.0-1.A. (Siemens)

Характеристики двигателя:

• 
  Масса двигателя 4,5 кг
  
• 
  Масса ротора 0,7 кг
  
• 
  Посадочный диаметр ротора (диаметр вала) 46 мм
  
• 
  Диаметр статора 106 мм, Длина двигателя 130 мм
  
• 
  Диаметр корпуса (под охлаждение) 120 мм
  

Расчёт диаметров ступеней шпиндельного вала

Предварительно проектируем вал шпинделя, состоящий из 5 ступеней:

• 
  Ступень «1» - под датчик, зубчатый венец и верхний подшипник
  
• 
  Ступень «2» - под ротор
  
• 
  Ступень «3» - под нижний подшипник
  
• 
  Ступень «4» - под оснастку
  

Назначим диаметр третьей ступени исходя из посадочного диаметра ротора:



Учитывая, что посадочные диаметры подшипников кратны пяти:







Размер конструктивно увеличен до 63 мм под параметры
переходной втулки.

Из компоновки мотор-шпинделя получаем длины соответствующих ступеней вала:









Реакции в опорах подшипников

При выборе подшипников следует учесть тот факт, что все рассматриваемые силы – осевые, и действуют только вдоль оси вала шпинделя, причём, их значения крайне валы (в пределах 100Н). Соответственно, будет достаточно лишь одного подшипника, который бы воспринимал осевые нагрузки.

---

Согласно общим рекомендациям по проектированию шпиндельных узлов и с учётом рассмотренных типовых схем, поставим на верхнюю ступень шариковый радиальный подшипник для учёта радиальных биений в месте крепления шпинделя к станку, а на нижнюю – упорный подшипник, для учёта осевых усилий.

• 
  Шариковый радиальный подшипник типа 208 по ГОСТ 8338-75,
  
  
• 
  Упорный шариковый подшипник типа 8210 по ГОСТ 7872-89,
  

Предварительно:

• 
  Ширина лабиринтного уплотнения 16 мм
  
• 
  Ширина шлицевой гайки 10 мм
  
• 
  Ширина многолапчатой шайбы 2 мм
  
• 
  Для верхнего подшипника примем расстояние от стенки подшипника до торца ротора примерно равным 30 мм (с учётом фаски ступени вала, шлицевой гайки с многолапчатой шайбой, и лабиринтного уплотнения).
  
• 
  Для нижнего подшипника примем расстояние от стенки подшипника до торца ротора примерно равным 17 мм (с учётом фаски ступени вала и лабиринтного уплотнения).
  

Рис. 3. Расчётная схема для первой компоновки мотор-шпинделя

На вал мотор-шпинделя действуют следующие силы:

• 
  Осевая сила резания от инструмента:
  
• 
  Сила тяжести от ротора:
  
• 
  Сила тяжести от державки:
  
• 
  Сила тяжести от инструмента:
  
• 
  Составим уравнение суммы сил в проекции на ось вала:
  
• 
  
  
• 
  
  

Проверочный расчёт подшипника

Предварительно выбран упорный шариковый подшипник лёгкой серии – подшипник 8210.

, базовая динамическая грузоподъемность;

, статическая грузоподъемность.

Критерием для выбора подшипника служит неравенство С

---

_тр< С, где С_тр — требуемая величина динамической грузоподъемности подшипника; С — табличное значение динамической грузоподъемности выбранного подшипника.

Определяем расчётную динамическую грузоподъёмность:



m - показатель степени (для шариковых подшипников m = 3)

a₁ - коэффициент надежности (при безотказной работе a₁ = 1)

a₂₃ - коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации (при обычных условиях работы для шариковых подшипников a₂₃ = 0,7 … 0,8);

Формулы справедливы при любом n > 10 об/мин, но не превышающем предельного значения nпред для данного типоразмера подшипника. Предельные значения (n_пред) указаны в ГОСТах на подшипники.







Следовательно, данный подшипник при условиях работы нашего шпинделя не применим.

Назначим: радиально-упорный шариковый подшипник типа 36210К6 по ГОСТ 831-75,



, базовая динамическая грузоподъемность;

, статическая грузоподъемность.



Коэффициент осевой нагрузки [2, c.145, табл. 9.3]









Реакции в опорах подшипников при конечной компоновке. Проверка подшипников на долговечность.



Рис. 4. Расчётная схема для итоговой компоновки мотор-шпинделя.

---