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.

Розрахунок шлицевих і шпонкових з єднань

http://www.ce-studbaza.ru/werk.php?id=9220

Розрахунок шлицевих і шпонкових з єднань

Виконуємо перевірочний розрахунок спочатку шпонкового з єднання найбільш навантаженого зубчастого колеса Z14=24 - першої передачі 4-го механизму, встановленого на 4-му валу. Найбільший момент, що передається цім колесом, Mкр=123.93 Нм на частоті 398.9 об/хв (дивись таблиці 2.10, 2.11).

















Розміри перетину шпонки [11] вибираємо по діаметрі посадкової поверхні на валу d=40 мм (мал.3.3): b=12.0 мм, h=8.0 мм, t=5.0 мм, t1=3.3 мм, k = h-t = 8-5 = 3.0 мм. Довжина шпонки l = 35 мм (довжина маточини мінус 5-10 мм).



Основним розрахунком для призматичних шпонкових з єднань є розрахунок на зминання. Напруга зминання :

sзм = 2 × Мкр / (d × k × l) МПа (3.4)

Підставляючи значення параметрів, одержуємо напругу зминання:

sзм = 2000 × 123.93 / (40×3.0×35) = 59.014 МПа

Напруга, що допускається, для сталевих коліс і шпонок [sзм] = 100-150 МПа. Отже умова міцності по зминанню виконується sзм < [sзм].



Далі виконуємо перевірочний розрахунок шлицевого з єднання 4-го вала з потрійним блоком зубчастих коліс Z10,Z12,Z13 (див. кінематичну схему на мал.2.2). Попередньо було обрано прямобочне шлицеве з єднання середньої серії 8х42х48 (z=8 – число шліц, d=42 мм – внутрішній діаметр, D=48 мм – зовнішній діаметр). Центрування з єднання виконуємо по внутрішньому діаметрі. Висота зони контакту кожного шліца зі шліцевим пазом дорівнює h = 0.5*(D-d)-f = 0.5*(48-42)-0.3 = 2.7 мм, де f – величина фасок на шліцах (f=0.3 мм). Довжина шлицевого отвору в блоці зубчастих коліс Z10,Z12,Z13 по кресленню: l = 119 мм.

Розрахунок виконується по напругах зминання

(3.5)

У вираженні (3.5): найбільший на валу момент що крутить Мкр=311.3 Нм; напруги зминання, що допускаються, [sзм]=20-30 МПа для валів зі сталі 45, без підвищуючий міцність термообробки вала, для рухливих з єднань без навантаження; коефіцієнт y=0.7-0.8 враховує нерівномірність розподілу навантаження між шліцами; dс = (D+d)/2 = (48+42)/2 = 45 мм – середній діаметр шлицевого з єднання, що визначає радіус додатка окружної сили в зачепленні. Тоді діюча напруга

sзм = 2000*311.3 / (45*8*2.7*119*0.7) = 622600 / 80967.6 = 7.69 Мпа,

що значно менше того, що допускається.

Вибір і розрахунок підшипників коробки швидкостей

http://www.ce-studbaza.ru/werk.php?id=9219

Вибір і розрахунок підшипників коробки швидкостей

Опори усіх валів виконуємо на підшипниках кочення. Підшипники попередньо вибираємо по діаметрах валів і характеру діючих на них навантажень.
Вали в коробці швидкостей розташовані вертикально тому на їхні нижні опори буде постійно діяти сила ваги валів і встановлених на них деталей. На усіх валах установлені прямозубі циліндричні зубчасті передачі, у зачепленні яких діють тільки радіальні сили. Приймаємо для опор усіх чотирьох валів (2,3,4 і 5 радіальні кулькові підшипники [3]. У нижніх опорах – із прямокутними канавками на зовнішніх кільцях під стопорну (пружисту) шайбу типу 50000, а у верхніх – звичайні. У таблиці 3.1 приведені параметри обраних підшипників.
Таблица 3.1. Параметры подшипников в опорах валов

№ вала
опора Обозначение подшипника Внутр. диаметр
d, мм Наруж. диаметр
D, мм Ширина
B, мм диаметр шарика
Dт, мм Грузоподъемность, Н
динам. C статич.Co
2 верхн. 207 35 72 17 11.11 25500 13700
нижняя 50207 35 72 17 11.11 25500 13700
3 верхн. 207 35 72 17 11.11 25500 13700
нижняя 50207 35 35 17 11.11 25500 13700
4 верхн. 208 40 80 18 12.3 32000 17800
нижняя 50208 40 80 18 12.3 32000 17800
5 верхн. 212 60 110 22 15.88 52000 31000
нижняя 50212 60 110 22 15.88 52000 31000

Виконуємо перевірочний розрахунок опор 4-го вала. При цьому силою ваги вала зневажаємо. Тоді на опори діють тільки радіальні сили, рівні розрахованим в п.3.3 реакціям в опорах. Їх значення у вертикальній (в) і горизонтальній (г) площинах дорівнюють:
RвА = 1222.99 Н, RвБ = 2041.71 Н, RгА = 1465.71 Н, RгБ = 1924.48 Н.
Сумарні реакції (радіальні сили) в опорах:
- у верхній опорі (А):
Н
- у нижній опорі (Б):
Н.
Еквівалентне динамічне навантаження:
,
де Fr і Fa – радіальне й осьове навантаження на підшипник; V=1 коефіцієнт обертання (обертається внутрішнє кільце підшипника; X і Y, відповідно, коефіцієнти радіального й осьового навантажень, що залежать від типу підшипника ( X=1, Y=0 для однорядних кулькових радіальних підшипників); Кб – коефіцієнт безпеки, що враховує умови роботи підшипника. Приймаємо Кб=1.2 – робота з легкими поштовхами і короткочасними перевантаженнями (до 125%); Кт – коефіцієнт, що враховує вплив температурного режиму роботи на довговічність підшипника. Приймаємо робочу температуру підшипника 150о, при якій Кт=1.1.
У верхній опорі: РА = 1*1*FrА*1.2*1.1 = 1908.93*1.2*1.1 = 2519.79 Н.
У нижній опорі: РБ = 1*1*FrБ*1.2*1.1 = 2805.74*1.2*1.1 = 3703.58 Н.
Розраховуємо довговічність підшипників по динамічній вантажопідйомності C=25500 Н (таблиця 3.1)
годин (3.3)

Розрахункова частота обертання вала 3 n=398.9 об/хв, показник ступеня в (3.3) для кулькових підшипників p=3. Тоді розрахункова довговічність підшипника в верхній опорі
годин
У нижній опорі
годин
Довговічність, що рекомендується, для підшипників кочення в коробках передач металорізальних верстатів не менш 10000 годин. Розрахункова довговічність у верхній опорі перевищує необхідну з величезним запасом, а у нижній теж достатня.

Кинематическая схема радиально-сверлильного станка 2В56

http://www.ce-studbaza.ru/werk.php?id=9218

Кинематическая схема радиально-сверлильного станка 2В56

Кінематичний розрахунок привода радіально-сверлильного верстата 2В56

http://www.ce-studbaza.ru/werk.php?id=9217

Кінематичний розрахунок привода радіально-сверлильного верстата 2В56

Будуємо структурні сітки і вибираємо найкращий варіант переключення передач. Для структурної формули Z=3х3x2 із трьома групами передач (k=3) число варіантів переключення (структурних сіток) дорівнює
Вкин = k! = 3! = 6.
Розписуємо їх, визначаючі характеристики груп передач і будуємо структурні сітки. Характеристика основний, першої в порядку перключения групи, дорівнює 1, першої множний – числу передач основної, а другої множний – добутку числа передач основної на число передач другої множної.
Варіанти переключення:
1) Z = 30 [1] x 31 [3] x 22[9]; 2) Z = 30 [1] x 32 [6] x 21[3];
3) Z = 31 [3] x 30 [1] x 22[9]; 4) Z = 32 [6] x 30 [1] x 21[3];.
5) Z = 31 [2] x 32 [6] x 20[1]; 6) Z = 32 [6] x 31 [2] x 20[1];.






На мал.2.3 приведені 1-й і 3-й варіанти структурних сіток.









Мал. 2.3 Варіанти структурних сіток
Варианти переключення 2, 4 – 6 не проходять по диапазону регулювання останньої множної групи, який в них більше ніж той, що допущується і дорівнює
Rгр = 1.266(3-1)-1 = 12.7 > 8
Вибираємо 1-й варіант переключення передач (варіант «а» структурної сітки), тому що в ньому діапазон швидкостей на проміжніх валах буде найменшим (10 інтервалів lg проти 14-ти по 3-му варіанті), а це дозволить трохи зменшити і габарити привода (вище мінімальна частота обертання 3-го вала, менше розрахунковий момент, що крутить, на цьому валу).
По обраному варіанті структурної сітки будуємо графік частот обертання привода (мал.2.4). При побудові графіка необхідно витримувати обмеження на передатні відносини:
а) межі передатних відносин imin 1/4 (1.26- 6), imax 2 (1.263);


Мал. 2.4 Графік частот обертання приводу
б) співвідношення мінімальних передатних відносин у групах передач:
imin1  imin2  . . .  iminк
Значення передатних відносин за графіком:
i11 = 800 / 1440 = 1/1.80;
i21 = -3 = 1/2; i22 = -2 = 1/1.58; i23 = -1 = 1/1.26;
i31 = -4 = 1/2.52; i32 = -1 = 1/1.26;. i33 =  2 = 1.58.;
i41 = -5 = 1/3.16; i42 = 3 = 2.
Далі розраховуємо числа зубів зубчастих коліс з урахуванням зв язування механізмів. Добуток зв язаних передатних передач у першому(А) і другому(В) механізмах визначається співвідношенням [2]:
iА * iВ =  Ra – Rb =  3 - 4 =  -1.
Такий результат виходить при iА = i21 та iВ = i33.
Розраховуємо числа зубів. При цьому підбираємо такі суми зубів передач, щоб результат її ділення на (u+1), де u – передатне число передачи, був як можна ближче до цілого числа. Це забезпечить найменьшу похибку передатних відносин передач і частот обертання шпинделю.
1) Постійна передача i11 = Z1/Z2 = 1/1.8. Приймаємо Z1 = 20.
Тоді Z2 = 20*1.8 = 36.
2) 2-га і 3-я зв язані групи (зв язане колесо Z4) . Система рівнянь:
Z3/Z4 = 1/2; Z5/Z6 = 1/1.58; Z7/Z8 = 1/1.26;
Z3+Z4 = Z5+Z6 = Z7+Z8;
Z9/Z10 = 1/2.52; Z11/Z12 = 1/1.26; Z4/Z13 = 1.58;
Z9+Z10 =Z11+Z12 = Z4+Z13.
3) 4-та група передач:
Z14/Z15 = 1/3.16.; Z16/Z17 = 2; Z14+Z15 = Z16+Z17.
Приймаємо число зубів найменшого колеса Z9 = 18.????? Числа зубів інших коліс одержуємо, вирішуючи систему рівнянь. При цьому для 3-го і 4-го механизмів приймаємо однакові суми зубів передач. Результати приведені в таблиці 2.1.
Таблиця 2.1. Числа зубів і фактичні передатні відносини
зубчастих передач
Z3 Z4 Z5 Z6 Z7 Z8 Z9 Z10 Z11 Z12 Z4 Z13 Z14 Z15 Z16 Z17
19 38 22 35 25 32 18 45 28 35 38 24 21 66 58 29
i21=1/2 i22=1/1.59 i23=1/1.28 i31=1/2.5 i32=1/1.25 i33=1.58 i41=1/3.14 i42=2

Таким чином, числа зубів розраховані з мінімальною похибкою і отримане однократне зв язування двох механизмів. Зв язане (загальне) колесо Z4=38.
Розраховуємо значення фактичних швидкостей обертання шпинделю і їх похибки у відношенні до стандартних значень. Як приклад приводимо розрахунок перших трьох швидкостей і їх похибок, а всі результати наводимо у таблиці.
об/мин,
об/мин,
об/мин,
Таблиця 2.2. Значення стандартних, фактичних швидкостей і їх похибок
№ n - стандарт n - фактич Похибка, %
1 50 50.91 1.818
2 63 64.00 1.587
3 80 79.55 -0.568
4 100 101.82 1.818
5 125 128.00 2.400
6 160 159.09 -0.568
7 200 201.52 0.758
8 250 253.33 1.333
9 315 314.87 -0.042
10 315 320.00 1.587
11 400 402.29 0.571
12 500 500.00 0.000
13 630 640.00 1.587
14 800 804.57 0.571
15 1000 1000.00 0.000
16 1250 1266.67 1.333
17 1600 1592.38 -0.476
18 2000 1979.17 -1.042

Максимальна похибка швидкостей, що допущується дорівнює
[]=±10•(-1) = ±10•(1.26-1) = ±2.6%
У розрахованому ряді швидкостей найбільша похибка становить 2.4%, що в межах допустимого.

2.2.4 Підготовка вихідних даних для автоматизованого розрахунку
Визначаємо значення вихідних даних у послідовності розрахунку і введення даних у системі PRIVOD.
код верстата 25 (радіально-свердлильний верстат), код привода: головного руху - 1;
2) знаменник ряду FI і межі швидкостей (подач). У нашому випадку =1.26, граничні частоти обертання шпинделя nmin =50, nmax =2000 об/хв;
3) повна структурна формула привода, що відображає склад і характер з єднання групових і одиночних передач від джерела руху (двигуна) до шпинделя. У проектованому приводі структурна формула має вид 1х3х3х2;
4) Параметри кінематичних механізмів задаються (вводяться) у вигляді таблиці. У ній задається для кожного механізму: код механізму, номера механізмів, з якими зв язаний і/чи соосен даний механізм (у порядку їхнього проходження в структурній формулі), код виду посадки зубчастих коліс передач на вали (0 – обоє колеса прямо на вал, 1 – ведуче на підшипниках, 2 – відоме на підшипниках, 3 – обоє колеса на підшипниках на валу); кут нахилу зубів у зубчастих передачах (=0) і код розташування передачі щодо опор вала (1 – симетрично, 2 – несиметрично з L/D<6, 3 – несиметрично з L/D>6, 4 – консольно). Для проектованого привода параметри механізмів приведені в таблиці 2.3.

Таблиця 2.3. Параметри механізмів привода
№ Код механізму Номер зв язаного механізму Номер співвісного механізму Код посадки на вал Кут нахилу зубів Код розташування опор
1 21 0 0 0 0 4
2 22 3 0 0 0 2
3 22 2 0 0 0 2
4 22 0 0 0 0 2

Коди механізмів: 21 – постійна( що не переключається) одиночна передача; 22 – механізми ковзних блоків (охоплювані). Усі передачі – прямозубі (=0). Ведучі і ведені колеса посаджені прямо на вал (без проміжних елементів). 2-й і 3-й механізми зв язані між собою.
5) Частота обертання і потужність приводного двигуна. У нашому випадку Nэд=5.5 квт, а асинхронна частота обертання вала двигуна nэд=1440 об/хв.
6) Графік частот обертання будувати по 1-му варіанті переключення передач з дискретністю передатних відносин (величини інтервалу), рівної lg(1.26), а не lg(1.12).
7) Типи з єднань коліс з валами: 1-й (вал двигуна) і 3-й вал - гладкі, а інші – шліцеві.
8) Режим роботи верстата: кількість змін за робочу добу Кзм=2, коефіцієнт технічного використання Ктв=0.6, мінімальний термін експлуатації до капітального ремонту Те=7 років.
9) Для зубчастих передач бажані межі (min,max) модулів приймаємо по верстаті-аналогу. Для постійної передачі 2.0-2.5, для ковзних блоків 2.5-3.0 мм. Можливо також задати марки матеріалів зубчастих коліс і термообробку (для цього виводиться меню матеріалів). Однак система може вибрати це й автоматично.
10) При розрахунку чисел зубів зубчастих передач можливо їхнє виконання з рівними сумами зубів в одному механізмі чи з нерівними(система запитує). В останньому випадку зубчасті колеса будуть виконуватися з корекцією, що вирівнює, на прийняту міжосьову відстань.

Вибір приводного двигуна радіально-сверлильного верстата

http://www.ce-studbaza.ru/werk.php?id=9216

Вибір приводного двигуна радіально-сверлильного верстата

Приймаємо попередньо як приводний двигун[11] асинхронний коротко-замкнутий одношвидкісний електродвигун 4А112М4УЗ фланцевого виконання М300 потужністю 5.5 квт (задана в завданні). Синхронна частота обертання його ротора дорівнює 1500 об/хв, а асинхронна, по якій будуть розраховуватися частоти обертання шпинделя nэд=1440 об/хв.
Виконуємо перевірку на достатність заданої потужності приводного двигуна. Для цього розрахуємо режими і сили різання So, V, n, Po, Mкр для найбільш навантаженої операції, що може виконуватися на проектованому верстаті. Такою операцією буде чорнове чи однократне свердління з максимальним діаметром D=50 мм, вуглерідних і легованих сталей з вр=800 Мпа свердлами зі швидкорізальної сталі. По [16,с.261-265, 276-281] значення подачі для прийнятих умов визначається по формулі:

So = Soт*Кsl*Ksж*Ksи*Ksd, (1.2)

де: Soт=0.60 мм/об (при однократному свердлінні з квалітетом JT12, діаметрі свердління 40-50 мм, сталі з НВ 160-240); Кsl=1.0 – при Lсв<3D; Ksж=0.75 – середня жорсткість системи; Ksи=1.0 – свердло з швидкоріжучої сталі; Ksd=1 – наскрізне свердління.

So = 0.6*1.0*0.75*1.0*1.0 = 0.45 мм/об

Приймаємо найближче менше значення з ряду подач проєктованого верстата So = 0.4 мм/об.
Швидкість різання визначається по формулі
(1.3)

При свердлінні конструкційної вуглеводистої сталі з σв=750 мПа, свердлом із швидкоріжучої сталі Р6М5 і подачі S>0.2 мм/об, з охолодженням коефіцієнти і показники степені у формулі (1.3) мають такі значення: Cv=9.8, q=0.4, y=0.5, m=0.2 [16, c.262, табл.2].
Коефіцієнт Kv складний і обчислюється за виразом

Kv = Kvм*Кvп*Kvі*Kvl*Кvз,

де Kvм= (750/ σв)nv , nv=0.9; Kvп=1 при поверхні заготівлі без корки; Kvі=1 - інструмент із швидкоріжучої сталі Р6М5; Кvl=1 при глибині свердління <3D, Кvз=0.75 при одинарному заточенні свердла . Стійкість свердла Т=90 хв при: діаметрі свердління D=41-50 мм, стальної деталі, свердлом із швидкоріжучої сталі.
Тоді
V = (9.8*500.4)•(750/729)0.9•1•1•1•0.75 = 23.18 м/хв

Частота обертання шпинделя

n=1000V/D = 1000 * 23.18 / 3.14*50 = 147.5 об/хв.

Приймаємо n=125 об/хв.
Зусилля подачі Ро, Н:

, (1.4)

Момент, що крутить, Мкр, Нм:

. (1.5)

Значення коефіцієнтів у формулах: Ср=68, См=0.0345, q p=1.0, qМ=2.0, Yp=0.7, Yм=0.8, Kp=(в/750)np, np=0.75. Тоді
Po=10*68*501*0.40.7*(729/750)0.75 = 17525.5 Н,
Мкр=10*0.0345*502*0.40.8*(729/750)0.75 = 405.7 Нм.
Ефективна потужність різання Nэф
Ne=Мкр*n/9750 = 405.7*125/9750 = 5.201 кВт
Необхідна потужність приводного двигуна з урахуванням потужності затрачуваної на подачу Nп і потужності холостих ходів Nх [14]
(1.6)
де К=1.25 – коефіцієнт короткочасного перевантаження двигуна, =0.75-0.85 – КПД привода (приймаємо 0.85).
Потужність, затрачувана на подачу

Nп = Q*S*n/6120000, Q = Ро + 2000Мкр*f / dшп, (1.7)

де f=0.15 – коефіцієнт тертя в шлицевому з єднанні шпинделя з гільзою коробки швидкостей, dшп=42 мм (рекомендується приймати приблизно рівним максимальному діаметру свердління).
Q = 17525.5 + 2000*405.7*0.15 / 42 = 19958.5 Н
Nп = 19958.5*0.4*125 / 6120000 = 0.167 кВт.
Обчислюємо потрібну потужність електродвигуна за виразом (1.6)
Nэд = 5.21/(1.25*0.85) + 0.163 = 5.067 квт.
Таким чином номінальна потужність електродвигуна 5.5 кВт цілком достатня для проектованого верстата.
Основні розміри обраного електродвигуна, необхідні для його вбудовування в проектований верстат, наступні:
-діаметр вала d=32 мм, довжина вала l=80 мм, шпонка b=10 мм;
- фланець – діаметр Dф=300 мм, товщина t=16 мм;
- посадковий виступ на фланці – діаметр D=230, висота h=4.0 мм;
- кріпильні отвори у фланці: кількість – 4, діаметр – 15 мм, на діаметрі 265 мм;
- загальні габарити: довжина L=452, максимальний діаметр Dmax=300 мм.

Общий вид радиально-сверлильного станка 2В56 + спецификации

http://www.ce-studbaza.ru/werk.php?id=9215

Общий вид радиально-сверлильного станка 2В56 + спецификации