ПРОЕКТУВАННЯ ПРИВОДА ПОДАЧ РАДІАЛЬНО-СВЕРЛИЛЬНОГО ВЕРСТАТА 2В56

http://www.ce-studbaza.ru/werk.php?id=9221

4. ПРОЕКТУВАННЯ ПРИВОДА ПОДАЧ РАДІАЛЬНО-СВЕРЛИЛЬНОГО ВЕРСТАТА 2В56

4.1. Підготовка до автоматизованого розрахунку приводу подач

у системі PRIVOD

4.1.1. Обґрунтування конструкції приводу подач

У проектованому верстаті за завданням необхідно забезпечити ряд подач у діапазоні 0.16 – 1.6 мм/об зі знаменником ряду f=1.26. Необхідне число ступіней подач Zs =11 і їхні значення були визначені в п.1.3.

Вибираємо структурну формулу привода подач і будуємо його кінематичну (принципову конструктивну) схему. У верстаті-аналогу 2А55 привод подач забезпечує 9 ступіней, а структурна формула коробки подач Z=3x3. Для одержання 11 ступіней подач у проектованому верстаті можливі декілька варіантів структурних формул. Розглядаємо два варіанта:

1) Z=3х2x2 чи Z=2x3х2 з одним накладенням;

2) Z=3x3 з двократним розрядженням по краях діапазону.

В першому варіанті 7 передач і 4 вали, а у другому варіанті 6 передач і 3 вали. Таким чином другий варіант забезпечує більш просту конструкцію коробки подач, тому приймаємо 2-й варіант структурної формули Z=3х3 з однократним розрядженням по краях діапазону і будуємо кінематичну схему привода подач, що приведена на мал.4.1. При цьому конструкція привода подач така-ж як у верстаті-аналогу 2А55, за винятком структурної формули коробки подач.

Рух на коробку подач знімається зі шпинделя постійною зубчастою передачею Z18/Z19. Ведуче колесо цієї передачі встановлюємо консольно на гільзі коробки швидкостей. У якості виконавчого (тягового) механізму ланцюга подач приймаємо рейкову передачу, за допомогою якої буде виконуватися поступальний рух пінолі з вмонтованим у неї шпинделем. Від коробки подач до рейкової передачі рух буде передаватися через одну постійну зубчасту передачу (Z31/Z32) і черв ячну передачу (Kч/Zрш). Як механізми настроювання значень подач у


коробці подач приймаємо механізми ковзних блоків з 3-х передач. Для скорочення числа зубчастих коліс і осьових розмірів коробки подач ці механізми виконуємо однозв язаними, з одним загальним зубчастим колесом. У приводах подач обов язково вбудовується запобіжне від перевантаження пристрій, у якості якого приймаємо запобіжну кулачкову муфту і зв язуємо її з ведучим колесом постійної передачі Z31/Z32.

* примітка: у коробці подач зубчасті колеса пронумеровані починаючи з останнього номера коліс привода головного руху.

4.1.2. Попередній кінематичний розрахунок привода подач

Для структурної формули Z=3*3 вибираємо оптимальний варіант переключення передач. Тут усього два варіанти переключення: Z=30*31 і Z=31*30.

Приймаємо перший варіант, тому що в ньому діапазони регулювання групових передач будуть найменшими і меншими будуть радіальні габарити приводу. Розраховуємо характеристики груп передач і будуємо структурну сітку. При цьому граничні проміні першої групи зміщуємо на 1 інтервал вліво і вправо для розрядження ряду подач. Тоді розгорнута структурна формула коробки подач буде мати вид: Z=3[2]*3[3], де в квадратних дужках записані характеристики

груп передач. Структурна сітка приве

дена на малюнку 4.2.



Рис.4.2. Структурна сітка обраного

варіанта переключення передач

коробки подач.



Для побудови графіка частот обертання привода подач задаємося параметрами рейкової передачі, орієнтуючись на верстат-аналог. Приймаємо модуль m=3.0 мм, число зубів шестірні Zрш=14. Розраховуємо загальне уповільнення привода iзам та число інтервалів Lg(f) в уповільнення Eзам.

iзам = (S1/T)/nид, (4.1)

Eзам = Lg(iзам)/Lg(f) (4.2)

У формулі (4.1) T=p*m*Zрш, довжина дуги ділильної окружності рейкової шестірні. Ця величина називається кроком тягового механізму, тому що вона визначає величину переміщення робочого органа ланцюга подач (пінолі) за один оборот рейкової шестірні.

nид - частота обертання джерела руху для привода подач. Джерелом руху у свердлильних верстатах є шпиндель. Подача виміряється в міліметрах на 1 оборот шпинделя, тому nид=1.

T = 3.14159 * 3.0 * 14 = 131.95 мм,

iзам = (0.16 / 131.95) / 1 = 1/824.69,

Езам = Lg(1/824.69) / Lg(1.26) = -29.055

Будуємо графік частот обертання привода подач (мал.4.3).

























Передатне відношення черв ячної передачі приймаємо рівним 1/40. При цьому промінь, що зображує це передатне відношення на графіку повинний перетинати Lg(1/40)/Lg(j) = -16,0 інтервалів.

За графіком частот обертання визначаємо значення передатних відносин передач (табл. 4.1).

Таблиця 4.1. Передатні відносини передач привода подач

i1

i21

i22

i23

i31

i32

i33

i4

i5

j-1.16

j-4

j-2

j0

j-4

j-1

j2

j-4

j-16.0

1/1.31

1/2.52

1/1.58

1.0

1/2.52

1/1.26

58
1/2.52

1/40



Значення передатних відносин передач записуємо у виді звичайних дробів, так щоб видні були їхні передаточні числа. Це значно полегшує розрахунок чисел зубів зубчастих коліс.

Для розрахунку чисел зубів зубчастих коліс складаємо системи рівнянь для кожного механізму(групи передач), у які входять три види рівнянь:

1) значення передатних відносин передач через відношення чисел зубів їхніх зубчастих коліс;

2) рівняння з умов паралельності валів, тобто рівності міжосьових відстаней для всіх передач між двома валами. Тому що модуль усіх передач в одній групі звичайно приймається однаковим, те ця умова означає рівність сум чисел зубів усіх передач в одній групі (для некоригованих передач);

3) у кожній групі передач задаємося числом зубів найменшого колеса виходячи з обмежень для приводів подач по нормалі верстатобудування Zmin>15 і SZ<120.

Передача 1:

i1 = Z18/Z19 = 1/1.31, приймаємо Z16 = 26, тоді Z17 = 26 * 1.31 = 34.

Групи передач 2 і 3:

Для цих передач складаємо загальну систему рівнянь, тому що вони зв язані між собою (мають загальне зубчасте колесо). Попередньо вибираємо варіант зв язування (див. п.2.2.3).

iА · iВ = j Ra – Rb = j 4 - 4 = j 0.

Такий добуток за графіком (мал.4.3) виходить з передачами iА = i22 = j -2 і

iВ = i33 = j 2. Зв язаним (загальним) буде колесо Z23. Записуємо систему рівнянь для розрахунку чисел зубів цих механізмів.

Група передач 2:

i21 = Z20/Z21 = 1/2.52, i22 = Z22/Z23 = 1/1.58, i23 = Z24/Z25 = 1.0,

Z20+Z21 = Z22+Z23, Z20+Z21 = Z24+Z25

Група передач 3:

i31 = Z26/Z27 = 1/2.52, i32 = Z28/Z29= 1/1.26, i33 = Z23/Z30= 1.58,

Z26+Z27 = Z28+Z29, Z26+Z27 = Z23+Z30,

Задаємося числом зубів найменшого колеса (Z20 і Z26) у цих двох механізмах Z20 = Z26 = 25 і вирішуючи спільно систему рівнянь одержуємо:

Z21=63, Z22=34, Z23=54, Z24=44, Z25=44,

Z26=25, Z27=63, Z28=34, Z29=49, Z30=34.

Передача 4:

i4 = Z31/Z32 = 1/2.52, приймаємо Z31=25, тоді Z32=27*2.52=63.

Черв ячна передача:

iчп = Kч/Zш = 1/40, приймаємо Kч=1, тоді Zчш=40.

Виконуємо перевірку точності кінематичного розрахунку. Для цього розраховуємо фактичні значення подач шпинделя, складаючи рівняння кінематичного балансу для кожної подачі за графіком частот обертання (мал.4.3), записуючи в них фактичні значення передатних відносин передач через відносини чисел зубів. Рівняння кінематичного балансу в загальному виді записується:

Sфj = 1 об.шп.*i1*i3k*i4m*i5*iчп*T, мм/об (4.4)

де k=1,2,3 (номера передач у 2-му механізмі); m=1,2,3 (номера передач у 3-му механізмі); T=131.95 мм. У рівнянні (4.4) обчислюємо попередньо постійну частину(позначивши її через C):

C=i1* i4* iчп* T = 26/34 * 25/63 * 1/40 * 131.95 = 1.001

Тоді формула (4.4) приймає вид: Sфj = 1.001*i3k*i4m. Розрахункові погрішності подач визначаються по формулі:

ej = 100 * (Sфj - Sстj) / Sстj (4.5)

Погрішність, що допускається, [e] залежить від знаменника ряду подач f і визначається по залежності

[e] = 10*(f - 1)% (4.6)

при f = 1.26 [e] = 2.6%. Повинне виконуватися умова |ej| < [e].



Таблиця 4.2. Результати оцінки точності кінематичного розрахунку



j

Включені передаточні відношення множних механизмів

Sфj

мм/об

Sстj

мм/об

ej

%%

2

й

3

й

1

2

3

4

5

6

7

8

9

i21

i22

i23

i21

i22

i23

i21

i22

i23

25/63

34/54

44/44

25/63

34/54

44/44

25/63

34/54

44/44

i31





i32





i33





25/63





39/49





54/34

0.158

250
316
0.397

502
0.631

0.797

001
590
0.160

0.250

0.315

0.400

0.500

0.630

0.800

1.000

1.600

-0.64

-0.12

-0.53

-0.11

01
-0.32

-0.01

01
-0.10



У такий спосіб найбільша погрішність, рівна 0.64%, значно меньша тій що допускається, і задовольняє умові точності настроювання значень подач при експлуатації верстата.



4.1.3. Підготовка вихідних даних для розрахунку в системі PRIVOD



Визначаємо значення вихідних даних у послідовності розрахунку і введення їхній у системі PRIVOD.

код верстата 25 (радіально-свердлильний верстат), код привода: привод подачі - 2;

2) знаменник ряду FI і границі швидкостей (подач). У нашому випадку j=1.26, граничні значення подач Smin =0.16, Smax =1.6 мм/хв;

3) повна структурна формула привода, з обліком усіх групових і одиночних передач від джерела руху шпинделя до рейкової передачі має вид 1х3х3x1x1;

4) Параметри кінематичних механізмів задаємо також як при розрахунку привода головного руху (дивися пункт 2.2.4, табл..2.2):

- код механізму: 21, 22 - циліндричні зубчасті одиночні ( що не переключаються) і ковзні блоки, 81 – черв ячна передача;

номера зв язаних механізмів. Приймаємо зв язаними 3-й і 4-й механізми (ковзних блоків);
співвісні механізми в прийнятій конструкції привода відсутні;
код виду посадки зубчастих коліс передач на вали - колеса всіх передач установлюємо безпосередньо на вал (код 0);
кут нахилу зубів у зубчастих передачах – усі передачі прямозубі;
- код розташування передач щодо опор вала – 1 і 4-й механізми консольно, а інші несиметрично з L/D<6.

5) Параметри тягового механізму: рейкова передача з Zрш=14 , m=3.0 мм;

6) Джерело руху - шпиндель. При цьому частота обертання джерела буде прийнята рівної 1 оборот, тому що подача виміряється в мм на 1 оборот шпинделя;

7) Типи з єднань коліс з валами: 1-й (гільза коробки швидкостей), 3-й і 6-й вали - гладкі, а інші – шліцеві;

8) Режим роботи верстата: число змін роботи в добу Ксм=2, коефіцієнт технічного використання Кти=0.6, мінімальний термін експлуатації до капітального ремонту Те=7 років;

9) Максимальне стискальне зусилля Qmax=20000 Н;

10) Для зубчастих передач бажані границі (min, max) модулів приймаємо по верстаті-аналогу - для всіх передач задаємо модуль 2.0 мм.

11) При розрахунку чисел зубів зубчастих передач можливо їхнє виконання з рівними сумами зубів в одному чи механізмі з нерівними(система запитує). Будемо розраховувати привод подач з рівними сумами зубів передач у кожнім механізмі.

4.2 Результати автоматизованого розрахунку привода подач

Нижче приведений лістінг результатів проектного розрахунку привода, у якому містяться всі дані, необхідні для подальшого розрахунку і виконання його креслень: структурна сітка, графік частот обертання (подач), розрахункові швидкості і моменти, що крутять, на кожнім валу, діаметри валів, кількість циклів зміни напруг для зубчастих передач, усі розміри зубчастих передач і результати їхньої перевірки на можливість посадження на вали і не врізання їх у вали.



4.3 Аналіз результатів попереднього розрахунку в системі PRIVOD



При розрахунку у системі PRIVOD задаємо свій ґрафік частот обертання (подач), який приведений на мал. 4.3. у п.4.1.2. Система PRIVOD виводить його у вигляді таблиці (табл. 4.6), у який приведене число інтервалів Lg1.12, пересічне променями, що зображують на графіку передатні відносини. При цьому Lg1.26 = 2*Lg1.12. Виконуємо аналіз варіанту проектованого привода за даними, приведеними у результатах розрахунку на ЕОМ (п.4.2).

У побудованому нами графіку на мал.4.3 і прийнятому системою PRIVOD (розрахункові таблиці 4.3-4.18) врізання коліс у вали відсутнє. У табл.4.18 наведено результати перевірки приводу на врізання коліс у вали. За результатами перевірки врізання відсутнє. Мінімальний зазор, біля 17 мм, має місце у ведомих коліс 1-ї передачі 2-го механізму с 4-м валом та 1-ї передачі 3-го механізму з 5-м валом. Це цілком достатньо і дозволяє збільшити діаметри валів при необхідності.

Мінімальна товщина шару металу від вала до діаметра западин зубчастих коліс (табл.4.17) дорівнює 14.22 мм (ведуче колесо 1-й передачі 2-го механізму), що цілком достатньо.

Перший вал приводу подач це гільза шпинделю, у якої за попереднім кресленням коробки швидкостей діаметр під ведуче колесо 1-ї передачі дорівнює 60 мм. Це значно більше розрахованого системою PRIVOD при розрахунку приводу подач (14 мм), тому необхідно буде збільшити діаметри коліс 1-ї передачі. Приймаємо для неї модуль m=2.5 мм і перераховуємо розміри коліс цієї передачі у системі MathCAD.

Попередньо розраховані діаметри валів приводу 14-16 мм скоріш за все будуть недостатні (за умов компонування приводу) і їх необхідно буде збільшити. Приймаємо зовнішній діаметр 2-го, 3-го і 4-го валів d=30 мм (шліцеве з єднання 6х26х32 [11,табл.16.4]). Зробимо це при виконанні попереднього креслення коробки швидкостей.

Для подальшого проектування приймаємо варіант проектного розрахунку приводу, виконаний у системі PRIVOD. Таблиці машинного розрахунку 4.3–4.18 містять дані, необхідні для подальшого проектування привода (при попередньому кресленні і виконанні його перевірочних розрахунків). Це рівняння кінематичного балансу швидкостей (таблиця 4.7), частоти обертання валів (таблиця 4.8), моменти що крутять, на усіх валах на усіх швидкостях (табл.4.9) і розрахункові моменти (табл.4.10), розрахункові діаметри валів (табл.4.11), обраний матеріал і термообробка зубчастих коліс, а також їхнє число циклів зміни напруг Nhe і Nfe (табл.4.12, 4.13), усі геометричні параметри і розміри зубчастих коліс, необхідні для попереднього креслення приводу (табл.4.16). Частоти обертання валів у таблиці 4.8 наведені у об/1об.шп, а у таблиці 4.10 – у об/хв. при розрахунковій частоті обертання шпинделю, яка була задана 125 об/хв.



4.4. Розрахунок приводу подач на міцність

4.4.1. Визначення розрахункових навантажень у приводі подач

У приводах подач верстатів розрахункові навантаження (моменти що крутять) для силових розрахунків і розрахунків на міцність валів і механізмів визначаються по найбільш припустимому стискальному зусиллю Qmax на виконавчому механізмі (рейковій шестірні), яке було розраховано у пункті 1.4 і дорівнює (прийняте) 20000 Н при свердлінні з найбільшим діаметром 50 мм і частоті обертання шпинделю 125 об/хв.

Розрахункові моменти Mj для інших механізмів, які передають рух від шпинделю верстата до рейкової шестірні визначаються за виразами:

Mрш = 2*Qmax / (m*Zрш),

Mj = Mрш * ioj / hoj , (3.1)



У виразах (3.1): Мрш – момент що крутить на рейковій шестірні; m, Zрш – модуль і число зубів рейкової шестірні; hoj – коефіцієнт утрат потужності від вала рейкової шестірні до механізму, що розраховується, (сумарний КПД, як добуток часток КПД механізмів); ioj – сумарне передатне відношення від механізму, що розраховується, до рейкової шестірні .

За цією методикою визначаються розрахункові частоти і моменти у системі PRIVOD, у якій були виконані проектні розрахунки привода (пункт 4.2 цього розділу пояснювальної записки). Їхні значення приведені в таблиці 4.10. Крім того в таблицях 4.8 і 4.9 приведені частоти обертання і граничні моменти, що крутять, на усіх валах привода подач для кожного з 9-ти значень подач шпинделя. Ці значення і приймаємо для перевірочних розрахунків елементів привода.

Далі виконуємо розрахунок черв’ячної і рейкової передач у математичній системі MathCAD, а також запобіжної муфти???. Перевірочні розрахунки зубчастих передач, валів та інших елементів приводу не виконуємо, тому що іх розміри прийняті із значним збільшенням.



4.4.4. Розрахунок запобіжної муфти



Мал. 4.4. Конструкція запобіжної муфти


По довіднику конструктора [1, т.2, с.229, табл.23] вибираємо стандартну кулачкову запобіжну муфту за ДСТ15620-77 відповідно до необхідного моменту спрацьовування і розмірами вала, на яку вона буде встановлена.

Момент спрацьовування муфти повинний бути не менше граничного моменту на 4-м валу Mпр = M4 = 7.95 Нм. Діаметр цього вала під установку зубчастих коліс був прийнятий dв4=30 мм, а діаметр під посадку підшипника дорівнює 25 мм. Муфта буде встановлена на кінці вала з зубчастим колесом Z29 (див. кінематичну схему привода на мал.4.1). Діаметр отвору в муфті для установки на вал повинний бути не більше 20 мм.

Для цих умов вибираємо муфту з циліндричним посадковим отвором і шпонковим пазом (виконання за ГОСТ 15620-93). Номінальний момент спрацьовування муфти з таким отвором дорівнює Мном = 20 Нм, що більше граничного моменту на 4-м валу. Однак у конструкції муфти передбачена можливість регулювання моменту спрацьовування убік зменшення.

Конструкція цієї муфти приведена на мал.4.4. Вона складається з вільно обертової на базовій втулці 1 напівмуфти 2 з циліндричною посадковою поверхнею і шпонковим пазом для установки зубчастого колеса, що переміщається по шліцах напівмуфти 3, кулачки якої підгортаються до кулачків напівмуфти 2 пружиною. Регулювання осьової сили пружини і, відповідно, моменту спрацьовування муфти виконується гайкою 5 через втулку 4.

У перевірочному розрахунку муфти необхідності нема, тому що вона ста-

ндартна і вибрана з великим запасом за моментом спрацьовування. Розраховуємо тільки потрібне зусилля натягу пружини Q.

Q = 2 * Mпp * [tg(a-r) – Dср * f / d] / Dср,

де a- кут загострення (a=45о), r=6о - кут тертя у кулачках, f = 0.1 – коефіцієнт тертя у шліцевому з єднанні, Dср – середній діаметр кулачків (в обраній муфті дорівнює 54 мм), d=36 мм – внутрішній діаметр шліців, на яких встановлена рухлива втулка.

Q = 2000 * 7.95 * [tg(45 - 6) – 54 * 0.1 / 36] / 54 = 194.3 Н

За цим зусиллям обираються параметри пружини, але в нашому випадку в цьому нема необхідності, тому що муфта стандартна. Значення розрахованого зусілля буде використовуватись при регулюванні муфти на потрібний момент спрацьовування.