5С280П, Зуборезный полуавтомат

3.Расчетная часть

3.1.Для нарезания конических и гипоидных колёс с круговыми зубьями выбираем торцевую насадную фрезу со вставными ножами из твёрдого сплава Т15К6 (по ГОСТ 24360-80)

Технические требования – по ГОСТ 24360-80

3.2.Материал обрабатываемой детали выбран по согласованию с преподавателем. Выбрана сталь-45.

3.3.Для черновой обработки зубьев находим подачу на один зуб фрезы.

Для мощности привода базового станка N=7,5 кВт находим подачу на один зуб (Sz) для марки твёрдого сплава Т15К6

Sz принимаем = 0,2 мм/зуб

Лист

3.4Для чистовой обработки зубьев находим подачу на один оборот фрезы.

Для шероховатости Rz = 20 подача S0 = 1,5 мм/зуб.

Принимаем фрезу со следующими техническими параметрами:

D = 400 – внешний диаметр фрезы L = 85 – высота ножа

d (H7) =60 – внутренний диаметр фрезы z = 20 – число зубьев

3.5Выбор режимов резания

Из справочника «Общемашиностроительные нормативы режимов резания для технического нормирования работ на металлорежущих станках» (часть 1, карта 109) выбираем режимы резания:

Dz = 40012

t- глубина резания ( в мм, до ) = 16 v- скорость резания = 164

n- число оборотов шпинделя в минуту = 131 Sm – минутная подача ( в мм, ) = 243

3.6. Мощность, потребляемая на резание

Высота зуба обрабатываемого колеса = 12 мм. По карте 111 (стр. 215) находим мощность резания = 7 кВт

3.7. Определим необходимый крутящий момент на шпинделе, для этого определим крутящий момент исходного станка;

Найдём передаточное отношение привода ( i ) главного движения;

3.8. Частота вращения шпинделя;

nшп = nдв ·i

nшп = 1450 · 0,0957 = 138,7

3.9. Определим КПД коробки передач исходного станка;

ηк.п = ηп.к.6· ηз.п.6

ηк.п. = 0,94 · 0,88 = 0,82

3.10. Определим мощность Nшп на шпинделе;

Nшп = Nдв ·ηкп

Nшп = 7000 · 0,82 = 5,7 кВт

3.11Определим крутящий момент по формуле:

Т= ωP , где

ω= π nном = 3,14 138,7 =14,5 ; 30 30

P-мощность двигателя исходного станка = 2500 вт

По результатам расчётов работы станка в жёстких условиях наиболее оптимальным вариантом для замены части механики зуборезного полуавтомата 5С280П является мехатронный модуль (мотор-шпиндель) серии RA180 со следующими параметрами:

Nном = 6 кВт

Mном = 70 Н*м nном= 1300 об/мин nмах= 10000 об/мин

Лист

Для модернизации главного движения наиболее подходящим мехатронным модулем является мотор – шпиндель, расположенный на упорных гидростатических подшипниках.

Расчётные схемы приведены на рисунке 3.1.

Рисунок 3.1 – Расчётные схемы упорного гидростатического подшипника

Назначение конструктивных параметров

r2 = 100 мм. r1 = 90 мм. D = 55 мм.

А = 1,5·D,

A = 1,5 · 60 = 82,5 мм.

Осевой зазор h = 1 мм.

B = r2 – r1,

B = 100– 90 = 10 мм.

rc = A2 ,

rc = 902 = 45 мм.

Высота кольцевых щелей: hr = 0,085 мм.

h0 выбирают в диапазоне от 0,02 до 0,05 мм. Принимаем h0 = 0,04 мм.

hc выбирают так, чтобы h0 3 = 0,45 − 0,05 мм. Принимаем hc = 0,128

hc

мм.

Лист

Динамическая вязкость для минеральных масел выбирается в диапазоне от 8,5 · 10-3 до 45 · 10-3 Н·см/м2. Принимаем µ = 30·10-3 Н·см/м2.

Высоты кольцевых щелей равны: l1 = 5 мм и l2 = 6 мм.

lc = 10 мм. l = 150 мм.

Определение эффективной площади УГП

Эффективная площадь кармана 1 определяется по формуле:

F1 = π4 (A2 − D2 ) ,

F1 = π4 (902 −602 ) = 3532 Н.

Эффективная площадь кармана 2 определяется по формуле:

F2 = π (rc2 − D2 ) , 4

F2 = π (452 − 6042 ) = 3533 Н.

Расчёт характеристик УГП

Гидравлические сопротивление дросселей трения RHi на входе в карманы определяются следующим образом:

R H1 = 12 30 10-3 5 =15,6 . π 60 0,0853

R H1 = 12 µ l2 , π D h3r

R H2 = 12 30 10-3 6 =18,9 . π 60 0,0853

Гидравлические сопротивление дросселей трения RiС на выходе из карманов определяются по формулам:

R1C = 12 30 310-3 10 =12,7 10−3 . π 1 90

R 2C = 12 µ lC , π h3 A

Лист

m = 18,915,6 =1,21.

n = R H2 ,

R 2C

n = 18,912,6 =1,4 .

Значение n не выходит за пределы допустимых значений. Характеристика жёсткости определяется безразмерным коэффициентом, значение которого вычисляется по формуле:

При ε = - 0,1, ε = 0 и ε = 0,1 значение коэффициента Сj будет соответственно равно:

Сj1 = 0,672; Сj2 = 0,556; Сj3 = 0,45.

Взависимости от коэффициента Сj вычислим жёсткость при ε = 0 и ε

=± 1 для её оценки на границах вероятного интервала смещения шпинделя, которая находится по следующей формуле:

j = ph F C j , где h0

F - эффективная площадь кармана 1, F = F1= 2970 Н ;

ph – величина давления, с которым масло подаётся в систему питания опор, ph = 2,5 МПа.

j1 = 2,5 106 2970 0,672 =1,25 1011 . 0,04

j2 = 2,5 106 2970 0,556 =1,03 1011 . 0,04

j3 = 2,5 106 2970 0,45 = 8,35 1010 . 0,04

Несущая способность при ε = ±1 для оценки величины усилия, соответствующего каждому из направлений смещения шпинделя определяется по формуле:

Лист

При ε = -1 и ε = 1 значение коэффициента характеристики несущей способности будет равно:

Cp1 = 0,204.

Cp2 = - 0,25.

Следовательно, несущая способность при ε = -1 и ε = 1 будет равна:

P1 = 2,5·106 · 2970 · 0,204 = 1,52·109.

P2 = 2,5·106 · 2970 · (-0,25) = -1,8·109.

Рисунок 3.2 – Безразмерные характеристики несущей способности Ср (а) и жесткости Сj (б) упорного гидростатического подшипника

Определим расход масла через подшипник при ε = 0 по формуле:

При ε = 0,1 расход больше на 8%, а при ε = -0,1 меньше на 8%, чем при ε = 0, следовательно:

Q1 = Q0·1,08;

Лист

Q1 = 1,85·105 · 1,08 = 2,002·105.

Q2 = Q0·0,92;

Q2 = 1,85·105 · 0,92 = 1,705·105.

Потери мощности на прокачку масла через подшипник определяются по формуле:

NQ = ph · Q,

где Q вычисляется по формуле:

NQ = 2,5·106 · 2,4·105 = 6·1011.

Потери мощности на жидкостное трение находятся по следующей формуле:

Размеры выходных дросселей (для схемы 2) представляют собой следующие соотношения:

Лист