|
n
|
nф
|
б, %
|
1
|
400
|
393,1
|
1,7
|
2
|
500
|
512,6
|
2,5
|
3
|
630
|
628,1
|
0,5
|
4
|
800
|
783,5
|
0,5
|
5
|
1000
|
1021,6
|
2,2
|
6
|
1250
|
1252
|
0,2
|
7
|
1600
|
1572,3
|
1,7
|
8
|
2000
|
2050,2
|
2,5
|
9
|
2500
|
2512,6
|
0,5
|
10
|
3150
|
3133,8
|
0,5
|
11
|
4000
|
4086,4
|
2,2
|
12
|
5000
|
500,9
|
0,2
|
3.2 Определение моментов на валах и КПД привода главного движения
Определим расчётную частоту вращения шпинделя и построим
расчётную цепь:
nр=nmin мин-1
По графику частот (рисунок 3) принимаем np=n5=1000 мин-1
Определяем крутящие моменты на валах по расчётной цепи [4]
Тэ=9550 Н×м
Т1=Тэ = 31,18 0,98 = 30,55 Н×м
Т2=Т1 Н×м
Т3=Т2 Н×м
Т4=Т3 Н×м
Общий КПД привода главного движения:
4. Силовой, прочностной расчет основных элементов
привода главного движения
.1 Проектный расчет цилиндрических зубчатых
передач на выносливость зубьев при изгибе
Модуль передачи должен удовлетворять условию [2]:
, мм,
где km=13 - вспомогательный коэффициент для
прямозубых передач;
M1F -
крутящий момент на шестерне, Н мм;
kF=1,4 - коэффициент нагрузки на шестерне;
YF1 - коэффициент, учитывающий форму зуба;
z1 - число
зубьев шестерни;
ybm
- отношение ширины колеса к модулю;
sFP1 -
допускаемое напряжение для материала шестерни, МПа.
sFP=0,4sFlimbkFL,
где sFlimb=504
- предел выносливости зубьев, МПа;
kFL - коэффициент режима нагружения и
долговечности.
,
где mF=6 - показатель кривой усталости;
NF0=4×106
- базовое число циклов перемены напряжения при изгибе;
NFE - эквивалентное число циклов перемены
напряжений.
NFE=60×n×t,
где t=104 - расчетный срок службы
передачи, часов.
Теперь определим значения величин для первой передачи (z1=33, z2=47 рисунок 2) - с первого на второй вал и для второй передачи (z1=18, z2=36) - со второго вала на третий (рисунок 2).
Первая передача:
NFE=60×2910×104=174,6×107
sFP=0,4×504×0,363=73,2 МПа
YF1=3,9 при эквивалентном числе зубьев 33, M1F=30,55 Н×м
мм.
Вторая передача:
NFE=60×2000×104=120 ×107
sFP=0,4×504×0,386=77,8 МПа
YF1=4,2 при эквивалентном числе зубьев 18, M1F=42,64 Н×м
мм.
4.2 Проектный расчет передач на контактную
выносливость зубьев
Начальный диаметр шестерни должен удовлетворять условию [2]:
, мм,
где kd=770 - вспомогательный коэффициент;
kH=1,4 - коэффициент нагрузки;
и (и≥1) - передаточное число;
sHP
- допускаемое контактное напряжение, МПа.
МПа;
u=z2/z1;
где sHlimb=1050 МПа - базовый предел контакной
выносливости поверхностей зубьев;
SH=1,2 - коэффициент безопасности.
sHP=0,45
(sHP1+sHP2)=0,45 (787,5+787,5)= 708,8 МПа
Проверяем условие:
sHP<1,25sHpmin; 708,8<1,25×787.5=984,4 МПа - выполняется
Первая передача:
u=47/33=1,42
мм
мм
Принимаем больший модуль из полученных при расчете передачи на
выносливость при изгибе и на контактную выносливость, и округляем до
стандартного m=3 мм.
тогда d1=m×z1=3×33=99
мм;
b=ybm×m=8×3=24 мм.
u=36/18=2
мм
мм
Принимаем больший модуль из полученных при расчете передачи на
выносливость при изгибе и на контактную выносливость, и округляем до
стандартного m=4 мм;
тогда d1=m×z1=4×18=72
мм;
b=ybm×m=8×4=32 мм.
4.3 Проверочный расчет цилиндрических зубчатых
перелач на выносливость зубьев при изгибе
Удельная расчетная окружная сила [2]:
, Н,
где kFv=1,1 - коэффициент, учитывающий
динамическую нагрузку в зацеплении;
kFb=1,05 - коэффициент, учитывающий
неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;
kFa=1 - коэффициент, учитывающий
распределение нагрузки между зубьями.
Первая передача:
Н
Вторая передача:
Н
Расчетное напряжение изгиба зубьев
, МПа,
где Ye=1 - коэффициент, учитывающий перекрытие
зубьев;
Yb =1 - коэффициент наклона зуба.
МПа для первой передачи;
МПа для второй передачи.
Допускаемое напряжение при расчете зубьев на выносливость при
изгибе определяем по формуле [2]:
, МПа,
где kFg=1,1 - коэффициент, учитывающий влияние
шлифования переходной поверхности зубьев;
kFa=1,1 - коэффициент, учитывающий влияние
упрочнения переходной поверхности зубьев;
kFc=0,7 - коэффициент, учитывающий
особенности работы зубьев при реверсивной нагрузке;
kxF=1 - коэффициент, учитывающий размеры
зубчатого колеса;
YS - коэффицент, отражающий чувствительность
материала зубьев к концентрации напряжений;
YR=1,1 - коэффициент, учитывающий параметры
шероховатости;
SF=2,2 - коэффициент безопасности.
YS=1,1m-0,09
Первая передача:
YS=1,1×3-0,09=0,996
МПа
Условие sF<sFP 42,1<77,2
МПа выполняется.
YS=1,1×4-0,09=0,97
МПа
Условие sF<sFP 42,75<79,9
МПа выполняется.
4.4 Расчет передачи на контактную выносливость
зубьев
Удельная расчетная окружная сила [2]:
, Н
где kHv=1,1 - коэффициент, учитывающий
динамическую нагрузку в зацеплении;
kHb=1,05 - коэффициент, учитывающий
неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;
kHa - коэффициент, учитывающий распределение
нагрузки между зубьями
kHa=1+0,0025 (0,17N)4v+0,02 (N-6)1,35,
где N=7 - степень точности зубчатой передачи;
v - окружная скорость в зацеплении, м/с
Первая передача:
м/с;
kHa=1+0,0025 (0,17×7)415,1+0,02 (7-6)1,35=1,03;
Н
Вторая передача:
м/с;
kHa=1+0,0025 (0,17×7)47,54+0,02 (7-6)1,35=1,02;
Н
Расчетное контактное напряжение [2]:
, МПа,
где zH=1,76 - коэффициент, учитывающий форму
сопряженных поверхностей зубьев;
zM=274 - коэффициент, учитывающий
механические свойства материалов сопряженных колес;
ze - коэффициент, зависящий от коэффициента
торцового перекрытия
и коэффициента осевого перекрытия ea, который для прямозубых колес равен 0.
Допускаемое контактное напряжение для прямозубых передач [2]:
, МПа,
где zR=0,95 - коэффициент, учитывающий параметры
шероховатости;
zv - коэффициент, учитывающий окружную
скорость;
kL=1 - коэффициент, учитывающий влияние
смазочного материала;
kxН=1 - коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса;
kHL - коэффициент режима нагружения и долговечности
,
где NH0=25×106
- базовое число перемены циклов напряжений;
NHE=NFE - эквивалентное число циклов перемены напряжений.
Выполним расчеты для каждой передачи.
Первая передача:
принимаем kHL=0,9;
МПа;
коэффициент ze=0,88;
МПа
Проверим выполнение условия
sН £ sНР -
303,72£543,5 МПа выполняется.
Вторая передача:
принимаем kHL=0,9;
МПа;
коэффициент ze=0,9;
МПа
Проверим выполнение условия
sН £ sНР - 404,2£519,1 МПа выполняется.
4.5 Расчет поликлиноременной передачи
Задаемся расчетным диаметром ведущего и ведомого шкивов d1=d2=140 мм, так как
передаточное отношение и=1. Сечение ремня выбираем в зависимости от мощности,
передаваемой ведущим шкивом, и его частоты вращения:
кВт,
где п=1000 мин-1 - расчетная частота вращения ведущего
шкива;
Т1=83,58 Н×м - крутящий момент на выходном валу коробки скоростей.
Принимаем сечение Л.
Определяем ориентировочное межосевое расстояние [6]:
а≥0,55 (d1+d2)+Н=0,55×(140+140)+9,5=97,5 мм,
где Н=9,5 - высота сечения поликлинового ремня, мм.
Расчетная длина ремня [6]:
значение округляем до ближайшего большего стандартного l=900 мм.
Скорость ремня:
станок привод шпиндельный технический
м/с
Число клиньев поликлинового ремня [6]:
,
где [PП] - допускаемая мощность передаваемая ремнями, кВт
[PП]=[P0]×Ср×Сa×Сl=11×0,9×1,0×1,0=9,9 кВт,
где [P0]=11,0 - допускаемая приведенная мощность, передаваемая
поликлиновым ремнем с десятью клиньями;
Ср=0,9 - коэффициент динамичности нагрузки и
длительности работы;
Сa=1,0 -
коэффициент угла обхвата;
Сl=1,0 - коэффициент зависящий от длины
ремня.
принимаем z=9
Сила предварительного натяжения поликлинового ремня [6]:
Н
Сила давления на вал [6]:
Н,
где a1=180о - угол обхвата ремнем
ведущего шкива.
4.6 Выбор муфт
Электродвигатель и вал коробки скоростей соединены упругой
муфтой с торообразной оболочкой вогнутого профиля ГОСТ 20884-93. Выбор муфты
производим не по передаваемому вращающему моменту, а по диаметру внутреннего
отверстия. Принимаем муфту с номинальным вращающим моментом 100 Н×м и внутренним отверстием
d=35 мм. Отверстие одной
полумуфты, соединяемой с валом электродвигателя, необходимо перед сборкой расточить
до d=38 мм.
Выбор электромагнитных муфт контактного типа Э1М…2
производится в зависимости от крутящего момента на валу и угловой скорости w [6].
МН=k×T, Н×м,
где k=1,3 - коэффициент запаса.
, с-1,
где п - частота вращения вала, мин-1
Вал I:
МН=1,3×30,55=40
Н×м
с-1
Вал II:
МН=1,3×42,64=55,4
Н×м
с-1
Вал III:
МН=1,3×83,58=108
Н×м
с-1
Конкретные типоразмеры муфт примем после расчета диаметров валов
коробки скоростей
4.7 Расчёт диаметров валов и предварительный
выбор подшипников
Ориентировочно диаметры валов определяем из соотношения [2]:
,
где Т-момент на соответствующем валу
мм
мм
мм
Диаметры валов необходимо согласовать с диаметрами внутренних колец
подшипников, а также с посадочными отверстиями электромагнитных муфт.
Диаметр выходного конца электродвигателя d=38 мм.
Диаметры валов необходимо принять несколько больше, так как подача
смазочной жидкости будет осуществляться через отверстия в валах.
На первом и втором валу будут установлены электромагнитные муфты
Э1М07.2, имеющие посадочное отверстие d=25 мм,
следовательно принимаем диаметр валов d1=d2=25 мм.
На третьем валу устанавливаем муфту Э1М08.2 с отверстием d=30 мм. Принимаем d3=30 мм.
Предварительно выбираем подшипники шариковые радиальные однорядные
ГОСТ 8338-75 средней серии для установки в корпус и легкой серии для зубчатых
колес.
4.8 Силовой расчет вала
Рисунок 4 - Схема приложения нагрузки
Наиболее нагруженным валом в коробке скоростей является III
(рисунок 4), на который действует помимо сил в зубчатом зацеплении сила
давления, передаваемая от поликлиноременной передачи.
Определим окружную силу в зацеплении [4]:
Н,
где d2=т×z2=4×36=144
мм - делительный диаметр колеса;
Т2=83,58 Н×м - крутящий момент на колесе.
Радиальная сила:
Н,
где a=20° - угол зацепления.
По чертежу определяем места расположения сил и расстояние до точек
их приложения, переносим их на рисунок. Для облегчения расчёта применим
относительную систему координат совпадающую с направлениями сил Fr и Ft.
Рассмотрим плоскость ZOY:
SМА=FОПZ×l1-Fr×l2-RBZ(l2+l3)=0,
SМB=FОПZ(l1+l2+l3)+Fr×l3-RAZ(l2+l3)=0,
Откуда:
H
H
Проверка:
SFz=-FОПZ+RAZ-Fr-RBZ=1811,3+2267,6-422,5-33,8=0
Рассмотрим плоскость XOY:
SМА=-FОПX×l1-Ft×l2+RBX(l2+l3)=0,
SМB=-FОПX(l1+l2+l3)+Ft×l3+RAX(l2+l3)=0,
Откуда:
H
H
Проверка:
SFz=FОПX-RAX-Ft+RBX=1811,3-1383,2-1160,8+732,7=0
Силы реакции в опорах:
Н,
Н
Строим эпюры изгибающих и крутящих моментов (рисунок 5)
Рисунок 5 - Эпюры изгибающих и крутящих моментов
.9 Расчет вала на сопротивление усталости
Самым
нагруженным является III вал, так как на нем наибольший крутящий момент.
Наиболее опасное сечение вала расположено под электромагнитной муфтой, где,
согласно построенным эпюрам, наибольший изгибающий момент. Концентраторами
напряжений являются: шпоночный паз и переходная посадка муфты на вал.
Для опасного сечения определяем коэффициент запаса прочности
по усталости S
и сравниваем его с допускаемым значением [4]:
где Sу и St - коэффициенты запаса по нормальным и
касательным напряжениям, определяемые по зависимостям [4]:
,
где у-1=410 МПа и t-1=240 МПа
- пределы выносливости материала соответственно при изгибе и кручении;
уa и ta - амплитуды напряжений цикла, МПа;
ут и tт -
средние напряжения цикла, МПа;
yу=0,2; yt=0,1 - коэффициенты характеризующие
чувствительность материала к асимметрии цикла напряжений;
КуD и КtD - коэффициенты, учитывающие влияние всех
факторов на сопротивление усталости соответственно при изгибе и кручении
,
где Ку и Кt - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;
Кd - коэффициент влияния абсолютных размеров
поперечного сечения;
КF=1 - коэффициент влияния шероховатости
поверхности;
КV=1,4 - коэффициент влияния упрочнения
Для каждого концентратора напряжений определим коэффициенты К:
шпоночный паз
Ку=2,2; Кt=2,0; Кd=0,77
переходная посадка
В расчет принимаем тот концентратор, у котороко больше , таким концентратором является шпоночный
паз.
,
где М=181900 Н×мм
- результирующий изгибающий момент;
МК=83600 Н×мм - крутящий момент;
W - осевой момент сопротивления сечения вала, мм3;
WК -
полярный момент сопротивление сечения вала, мм3
мм3,
где b=8, t1=4 -
размеры шпоночного паза, мм;
с=d0/d=12/30=0,4
мм3
МПа;
МПа
Запас прочности больше допустимого
4.10 Расчет вала на статическую прочность
Проверка статической прочности проводится по условию [4]:
, МПа,
где уЕ - эквивалентное напряжение;
[s]=0,8sT=0,8×750=600 МПа - предельное допускаемое
напряжение;
КП=1,6 - коэффициент перегрузки
МПа £ [s]=600 МПа
Условие прочности выполняется
4.11 Проверочный расчет подшипников по
динамической грузоподъемности
Сопоставим расчетную динамическую грузоподъемность Срасч
с базовой С:
Срасч £ С
Для радиальных подшипников условие имеет вид [4]:
,
где Сr
расч - расчетная
радиальная грузоподъемность, Н;
Рr - эквивалентная радиальная динамическая
нагрузка, Н;
р=3 - для шариковых подшипников;
п=1000 мин-1 - частота вращения внутреннего кольца
подшипника;
Lh=12×104 ч - требуемая долговечность
подшипника;
а23=0,75;
КНЕ=0,18 - коэффициент режима нагрузки;
Сr=29,1 кН - базовая радиальная динамическая
грузоподъемность.
Pr=VXRrKБКТ,
Н;
где V=1 - коэффициент вращения;
Х=0,56 - коэффициент радиальной нагрузки;
Rr=2656,2 H - наибольшая радиальная нагрузка действующая на подшипник;
КБ=1,4 - коэффициент безопасности;
КТ=1 - температурный коэффициент.
Pr=1×0,56×2656,2×1,4×1=2082,5 Н
Н=25 кН £ Сr=29,1 кН
Проверку на статическую грузоподъемность не проводим, так как
подшипники не работают на частотах ниже 10 мин-1.
5. Разработка конструкции, расчет шпиндельного
узла на точность, жесткость, виброустойчивость
.1 Разработка конструкции шпиндельного узла
Определим диаметр шпинделя из условия работоспособности [3]:
где d-диаметр шпинделярасстояние между опорами
мм
Подшипники шариковые радиально-упорные серии 36200 и роликовые
радиальные серии 3182100К 5 класса точности.
Расстояние между опорами принимаем конструктивно из условия
возможности размещения между ними механизма подачи прутка.
5.2 Расчет шпиндельного узла на жесткость
Станок нормальной точности обеспечивает получение деталей с
размерами по 8 квалитету точности. Лимитирующий диаметр обрабатываемой детали
30 мм. Допуск на этот диаметр по 8 квалитету составляет ∆д=33
мкм. Допускаемое радиальное биение переднего конца шпинделя должно быть [3]:
[∆]£∆д/3=33/3=11 мкм
Изобразим схему нагружения шпинделя, заменив подшипники
опорами и определим реакции, возникающие в подшипниковых опорах.
Рисунок 6 - Схема нагружения шпинделя
Составим уравнение моментов относительно опоры В:
SМВ=Q×c+RA×l-P×(l+a)=0,
где Q=2561,2 Н - консольная сила, вызванная
натяжением поликлинового ремня; P=3930 Н -
максимальная сила резания.
H
Составим уравнение равновесия на вертикальную ось:
SF=RB+RA-Q-P=0B=Q+P-RA=2561,2+3930-4236,4=2254,8
H
Передняя опора представляет собой роликовый радиальный двухрядный
подшипник с короткими роликами диаметром d=80 мм. Радиальная жесткость jA=800 Н/мкм (8×105 Н/мм).
Задняя опора комплексная, состоящая из двух шариковых
радиально-упорных подшипников, которые представляют собой две условные опоры.
Сила предварительного натяга FH=1140
H.
Радиальная жесткость комплексной опоры [2]:
, Н/мм,
где ja - осевая жесткость опоры [2], Н/мм;
a=15° - угол
контакта в подшипнике;
k4 -
коэффициент, характеризующий распределение нагрузки между телами качения и
зависит от соотношения между силой натяга и радиальной нагрузкой в опоре
следовательно k4=0,62
,
где
Н/мм,
где z=15 - число тел качения в подшипнике;
dШ=18 мм -
диаметр шарика.
Н/мм
Н/мм
Получили радиальную жесткость опор:
передней jA=8×105 Н/мм;
задней jB=3,5×105 Н/мм.
5.3 Расчет шпиндельного узла на точность
Вычислим радиальное перемещение переднего конца шпинделя [2]:
,
где d1 - перемещение, вызванное изгибом тела
шпинделя;
d2 -
перемещение, вызванное податливостью опор;
d3 - сдвиг,
вызванный защемляющим моментом.
Когда приводной элемент расположен на задней консоли на расстоянии
с от задней опоры, перемещение переднего конца шпинделя с учетом защемляющего
момента в передней опоре [2]:
где Е=2,1×105
МПа - модуль упругости материала шпинделя;
e=0,3 - коэффициент защемления в передней опоре;
I1 -
среднее значение осевого момента инерции сечения консоли, мм4;
I2 -
среднее значение осевого момента инерции сечения шпинделя в пролете мужу
опорами, мм4.
Определим осевые моменты инерции:
мм4,
где d2=80 мм - диаметр шпинделя в передней опоре;
d1=46 мм -
диаметр отверстия в шпинделе.
мм4,
где d1, d2 - наружный и внутренний диаметры шпинделя
в задней опоре, мм.
∆ = d = 8,4 мкм £ [∆]=11
мкм
5.4 Расчет шпинделя на виброустойчивость
Приближенный расчет собственной частоты шпинделя, не имеющего
больших сосредоточенных масс, можно проводить по формуле [3]:
, с-1,
где т=80 кг - масса шпинделя;
- относительное расстояние между опорами:
- коэффициент, зависящий от l.
Гц
Полученная частота собственных колебаний удовлетворяет требованиям
к данному типу станков.
6. Выбор системы смазывания станка, привода
Смазочная система представляет собой совокупность устройств
для подачи смазочного материала к трущимся поверхностям и возврата его в
резервуар. В станке применена централизованная циркуляционная система подачи
смазочного материала разбрызгиванием и струйным методом.
В узлы с электромагнитными муфтами смазочный материал
подводят для того, чтобы смазывать трущиеся поверхности их деталей, удалять
продукты изнашивания и отводить теплоту, выделяющуюся вследствие потерь энергии
в катушках и дисках муфт, а также в зубчатых передачах и подшипниках. Подвод
масла к муфтам осуществляется внутренним способом через центральные отверстия,
просверленные в валу, на котором находится муфта.
Подшипники, на которых установлены зубчатые колеса, связанные
с муфтами, смазываются струей масла через радиальные отверстия, просверленные в
валу. В соответствии с габаритами электромагнитных муфт, установленных в
коробке скоростей Э1М07.2, Э1М08.2 и Э1М10.2 подача масла должна быть не менее
0,4…0,5 л/мин.
Рисунок 7 - Схема импульсной централизованной смазочной
системы дроссельного дозирования:
-указатель уровня смазочного материала; 2-приемный фильтр;
3-насос; 4-фильтр напорной магистрали; 5-манометр; 6-смазочный дроссельный
блок; 7-реле расхода смазочного материала; 8-точки смазывания; 9-указатель
потока; 10-точки смазывания с форсункой; 11-точки смазывания; 12-смазочный
дроссельный блок; 13-сливной магнитосетчатый фильтр; 14-предохранительный
клапан; 15-реле уровня; 16-воздушный фильтр резервуара; 17-резервуар.
Масло, применяемое для смазки, должно быть чистым
безкислотным, не должно содержать воды и твердых частиц. Механизмы коробки
скоростей смазываются от специального насоса, подающего масло из специального
резервуара. При работе станка масло, подающееся от насоса, разбрызгивается
быстровращающимися колёсами и благодаря этому, подаётся на все рабочие
поверхности механизма коробки скоростей
В период эксплуатации станка необходимо следить за наличием
смазочного материала в резервуаре не допуская падения его ниже 1/3 от уровня,
обозначенного на маслоуказателе, а так же следить за работой маслонасосов по
указателям.
Систему смазывания шпинделя жидким материалом выбираем исходя
из его быстроходности
dnmax=80×5000=4×105 мм×мин-1,
где d=80 мм - диаметр шпинделя в передней опоре;
nmax=5000 мин-1 - максимальная
частота вращения шпинделя.
Применяем циркуляционное смазывание, осуществляемое системой,
общей для шпинделя и коробки скоростей. Подвод смазочного материала
непосредственно к подшипникам шпинделя производится чере отверстия в буксе
задней опоры и отверстия в корпусе у передней опоры. Контроль смазки шпинделя
производится через смотровое окно в крышке шпиндельной бабки.
Литература
станок привод шпиндельный технический
1 Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов
и деталей машин: Учебное пособие для машиностроительных специальностей ВУЗов. -
4-е изд., перераб. и доп. - М.: Высшая школа, 1985.
Кочергин А.И. Конструирование и расчет
металлорежущих станков и станочных комплексов. Курсовое проектирование. Учебное
пособие для ВУЗов. - Мн.: Вышэйшая школа, 1991.
Металлорежущие станки: Учебник для
машиностроительных ВТУЗов / Под ред. В.Э. Пуша. - М.: Машиностроение, 1985.
Санюкевич Ф.М. Детали машин. Курсовое
проектирование: Учебное пособие - Брест: БГТУ, 2003.
Справочник технолога-машиностроителя. / Под. ред.
А.Г. Косиловой и Р.К. Мещерякова. М.: Машиностроение, 1972.
Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей
машин: Учебное пособие. - 2-е изд. перераб. и доп. - Калининград: Янтар. Сказ,
1999.