http://www.ce-studbaza.ru/werk.php?id=9227
Визначення розрахункових навантажень на шпиндель
Вихідним навантаженням для шпиндельного вузла є найбільше стискальне зусилля на пиноли Qmax (Н) і найбільший момент, що крутить, Мшп. Попередньо граничні режими і навантаження були розраховані при виборі приводного двигуна в параграфі 1.4 першого розділу. Приймаємо значення максимального зусилля подачі Рх=Ро=17525.5 Н, розраховане в цьому розділі, а значення максимального моменту, що крутить, приймаємо за результатами проектного розрахунку привода Мшп=384.07 Нм (див. розділ 2, табл.2.10, 2.11).
Максимальне стискальне зусилля визначається за значенням Рх з урахуванням сил тертя в шлицевом з єднанні шпинделя з гільзою коробки швидкостей, через яке передається момент, що крутить, до шпинделя. Значення Qmax визначається по формулі
Qmax = Px + 2000*Mшп*f / dср, (5.1)
де f=0.15 – коефіцієнт тертя (сталь по сталі) у шлицевому з єднанні шпинделя з гільзою; dср=(42+36)/2 = 39 мм – середній діаметр шлицевого кінця шпинделя.
Тоді максимальне стискальне зусилля на шпинделі (за виразом 5.1)
Qmax = 17525.5 + 2000*384.07*0.15 / 39 = 19958.5 Н.
При подальшому розрахунку приймаємо Qmax = 20000 Н.
вторник, 16 января 2018 г.
Розрахунок шлицевого з єднання вала
http://www.ce-studbaza.ru/werk.php?id=9226
Розрахунок шлицевого з єднання вала
Перевіряємо шлицевое з єднання вала по напругах зминання бічних поверхонь шліц [1,т.2,с.533-552]. Діючі напруги зминання визначаються по вираженню
sсм = Мкр / y × F × l × rср , МПа (5.5)
де y=0.7-0.8 (приймаємо 0.75) - коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу зусиль по робочих поверхнях шліц; F- площа всіх бічних зубів з однієї сторони на 1 мм довжини з єднання
F = z × [(D - d) – 2 × (f + r)] / 2, (5.6)
z=8 - число шліц, D=42, d=36 мм - зовнішній і внутрішній діаметри шліц, f=0.3 мм - висота фаски на зовнішньому діаметрі вала, r=0.2 мм - радіус сполучення на внутрішньому діаметрі.
F = 8 × [(42 - 36) – 2 × (0.3 + 0.2)] / 2 = 20.0 мм2;
l=100 мм - довжина шлицевого з єднання(отвору); rср = (D+d)/4 = 39.0 мм - середній радіус з єднання.
Підставляючи дані в основну формулу, одержуємо значення напруги зминання
sсм = 384.07 × 1000/ (0.75 × 20.0 × 100 × 39.0) =6.565 МПа
Напруга зминання, що допускається, [sсм]=15 МПа при середніх умовах експлуатації для рухливого з єднання під навантаженням. Умова міцності по нап-ругах зминання виконується.
Розрахунок шлицевого з єднання вала
Перевіряємо шлицевое з єднання вала по напругах зминання бічних поверхонь шліц [1,т.2,с.533-552]. Діючі напруги зминання визначаються по вираженню
sсм = Мкр / y × F × l × rср , МПа (5.5)
де y=0.7-0.8 (приймаємо 0.75) - коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу зусиль по робочих поверхнях шліц; F- площа всіх бічних зубів з однієї сторони на 1 мм довжини з єднання
F = z × [(D - d) – 2 × (f + r)] / 2, (5.6)
z=8 - число шліц, D=42, d=36 мм - зовнішній і внутрішній діаметри шліц, f=0.3 мм - висота фаски на зовнішньому діаметрі вала, r=0.2 мм - радіус сполучення на внутрішньому діаметрі.
F = 8 × [(42 - 36) – 2 × (0.3 + 0.2)] / 2 = 20.0 мм2;
l=100 мм - довжина шлицевого з єднання(отвору); rср = (D+d)/4 = 39.0 мм - середній радіус з єднання.
Підставляючи дані в основну формулу, одержуємо значення напруги зминання
sсм = 384.07 × 1000/ (0.75 × 20.0 × 100 × 39.0) =6.565 МПа
Напруга зминання, що допускається, [sсм]=15 МПа при середніх умовах експлуатації для рухливого з єднання під навантаженням. Умова міцності по нап-ругах зминання виконується.
Розрахунок підшипників шпинделя сверлильного верстата
http://www.ce-studbaza.ru/werk.php?id=9225
Розрахунок підшипників шпинделя сверлильного верстата
Тому що радіальні навантаження на шпиндель і його опори у свердлильних верстатах незначні, то виконуємо розрахунок тільки упорного підшипника № 8309. Його характеристики(таблиця 5.1): внутрішній діаметр 45 мм, зовнішній діаметр 85 мм, висота 28 мм, діаметр кульок 12.7 мм, динамічна вантажо-під’емність С=71500 Н, статична вантажопідьємність Со=130000 Н, максимальна частота обертання при консистентному змащенні 2800 об/хв.
Вихідні дані для розрахунку: осьова сила на підшипник дорівнює максимальному зусиллю подачі Px=17525.5 Н, розрахункова частота обертання n=125 об/хв.
Розраховуємо еквівалентне динамічне навантаження
P = Fa * Kб* Kт Н, (5.3)
де Fa=Px=17525.5 Н осьове навантаження на підшипник, Kб=1.1 - коефіцієнт безпеки, при роботі з легкими поштовхами і можливим перевантаженням до 125%, Kт=1.05 - температурний коефіцієнт при максимальній температурі до 125о.
P=17525.5*1.1*1.05 = 20242.0 Н.
Довговічність підшипника
Lh = (106 / 60 · n) · (C / P) 3 , годин. (5.4)
Підставляючи дані, одержуємо:
Lh = (106/60·125) · (71500/20242)3 = 5876.2 годин.
Фактична довговічність у реальних умовах експлуатації буде значно вище (у 2.5-3 рази), тому що верстат працює з граничним стискальним зусиллям не більш 30% часу. Для досить точного розрахунку довговічності необхідно мати статистичні дані про імовірність роботи верстата на всіх можливих у ньому режимах з різними навантаженнями.
Розрахунок підшипників шпинделя сверлильного верстата
Тому що радіальні навантаження на шпиндель і його опори у свердлильних верстатах незначні, то виконуємо розрахунок тільки упорного підшипника № 8309. Його характеристики(таблиця 5.1): внутрішній діаметр 45 мм, зовнішній діаметр 85 мм, висота 28 мм, діаметр кульок 12.7 мм, динамічна вантажо-під’емність С=71500 Н, статична вантажопідьємність Со=130000 Н, максимальна частота обертання при консистентному змащенні 2800 об/хв.
Вихідні дані для розрахунку: осьова сила на підшипник дорівнює максимальному зусиллю подачі Px=17525.5 Н, розрахункова частота обертання n=125 об/хв.
Розраховуємо еквівалентне динамічне навантаження
P = Fa * Kб* Kт Н, (5.3)
де Fa=Px=17525.5 Н осьове навантаження на підшипник, Kб=1.1 - коефіцієнт безпеки, при роботі з легкими поштовхами і можливим перевантаженням до 125%, Kт=1.05 - температурний коефіцієнт при максимальній температурі до 125о.
P=17525.5*1.1*1.05 = 20242.0 Н.
Довговічність підшипника
Lh = (106 / 60 · n) · (C / P) 3 , годин. (5.4)
Підставляючи дані, одержуємо:
Lh = (106/60·125) · (71500/20242)3 = 5876.2 годин.
Фактична довговічність у реальних умовах експлуатації буде значно вище (у 2.5-3 рази), тому що верстат працює з граничним стискальним зусиллям не більш 30% часу. Для досить точного розрахунку довговічності необхідно мати статистичні дані про імовірність роботи верстата на всіх можливих у ньому режимах з різними навантаженнями.
КОНСТРУКЦІЯ І РОЗРАХУНОК ШПИНДЕЛЬНОГО ВУЗЛА ВЕРСТАТА 2В56 (2М55)
http://www.ce-studbaza.ru/werk.php?id=9224
5. КОНСТРУКЦІЯ І РОЗРАХУНОК ШПИНДЕЛЬНОГО ВУЗЛА ВЕРСТАТА 2В56 (2М55)
5.1. Обґрунтування конструкції шпиндельного вузла
Конструкція шпиндельного вузла показана на кресленні приводу подач МШ55.08.2.00.02СК. Основними деталями шпиндельного вузла є шпиндель поз.4 і пиноль поз.3. Шпиндель змонтований у пинолі на опорах. Відповідно до розрахованому і прийнятому раніше діаметру шлицевого кінця шпинделя 8х36х42 посадковий розмір під підшипники в опорах шпинделя приймаємо 45 мм. Встановлюємо в нижній опорі радіальний кульковий підшипник № 209 і упорний кульковий № 8309. У верхній опорі встановлюємо радіально-упорний кульковий підшипник № 36209. Основні параметри обраних підшипників приведені в таблиці 5.1.
Таблиця 5.1. Параметри підшипників в опорах шпинделя
Номер
b, мм
d, мм
D, мм
Dт, мм
C, Н
Co, Н
Z
nmax,
об/хв
209
19
45
85
12.7
33200
18600
9
7500
8309
20
45
85
12.7
71500
130000
17
2800
36209
19
45
85
12.7
41200
25100
13
9000
У таблиці 5.1: b – ширина підшипника; d – внутрішній посадковий (на вал) діаметр; D – зовнішній діаметр; Dт – діаметр кульок; C – динамічна вантажопідйомність; Co – статична вантажопідйомність; Z – число кульок; nmax- масимальная припустима частота обертання при консистентному змащенні.
Регулювання зазорів і створення натягу в опорах шпинделя виконується гайкою М45х2 (поз.65).
Для запобігання влучення пилу в опори шпинделя і витікання олії у верхній опорі шпинделя встановлюємо ущільнення у виді гумової кільцевої манжети в розточенні опорного стакана, а в нижній опорі диск із зовнішніми маслозатримуючими канавками (поз.13).
Пиноль є робочим органом подачі. Як тяговий механізм при цьому використовується рейкова передача. Зуби рейки нарізані прямо на пиноли, з якими входить у зачеплення рейкова шестірня. Розміри рейкової шестірні прийняті по верстаті-аналогу – модуль m=3.0 мм, Zрш=14. Для забезпечення нормальної роботи рейкової передачі (паралельності ліній контакту зубів на рейці і рейковій шестірні) у корпусі шпиндельної бабки встановлена палець-шпонка (поз.11), що входить у шпонковий паз пинолі.
5.2. Визначення розрахункових навантажень на шпиндель
Вихідним навантаженням для шпиндельного вузла є найбільше стискальне зусилля на пиноли Qmax (Н) і найбільший момент, що крутить, Мшп. Попередньо граничні режими і навантаження були розраховані при виборі приводного двигуна в параграфі 1.4 першого розділу. Приймаємо значення максимального зусилля подачі Рх=Ро=17525.5 Н, розраховане в цьому розділі, а значення максимального моменту, що крутить, приймаємо за результатами проектного розрахунку привода Мшп=384.07 Нм (див. розділ 2, табл.2.10, 2.11).
Максимальне стискальне зусилля визначається за значенням Рх з урахуванням сил тертя в шлицевом з єднанні шпинделя з гільзою коробки швидкостей, через яке передається момент, що крутить, до шпинделя. Значення Qmax визначається по формулі
Qmax = Px + 2000*Mшп*f / dср, (5.1)
де f=0.15 – коефіцієнт тертя (сталь по сталі) у шлицевому з єднанні шпинделя з гільзою; dср=(42+36)/2 = 39 мм – середній діаметр шлицевого кінця шпинделя.
Тоді максимальне стискальне зусилля на шпинделі (за виразом 5.1)
Qmax = 17525.5 + 2000*384.07*0.15 / 39 = 19958.5 Н.
При подальшому розрахунку приймаємо Qmax = 20000 Н.
5.3. Розрахунок шпинделя на жорсткість
Шпиндель радіально-свердлильного верстата має в основному крутильні напруги і розраховується на крутильну жорсткість. Сумарний кут закручування шпинделю під дією моменту, що крутить, дорівнює сумі кутів закручування окремих його ділянок з різними розмірами поперечного переріза.
, (5.2)
де Мкр= 384.07 Нм, максимальний момент, що крутить, на шпинделі при потужності різання, рівної потужності двигуна з обліком К.П.Д. коробки швидкостей (див.п.3.1); G=7.9×104 мПа - модуль пружності стали при крутінні; Ku – кількість ділянок шпинделю з різними діаметрами і довжиною між крапками прикладення моменту, що крутить, по кресленню при його повному висуванні на довжину ходу 400 мм(Ku=3). Їх довжини дорівнюють Li = 450, 624, 48 мм. Шпиндель має два види форми перетину: шлицеве з зовнішнім діаметром 42 і внутрішнім - 36 мм, довжиною L1=450 мм і круглі: діаметром d2=45 мм і довжиною L2=624 мм і d3 = 64 мм, довжиною L3 =48 мм. Полярні моменти інерції перетину ділянок шпинделя - Jpi для круглого перетину дорівнюють:
Jpi=p×di4 /32. (5.3)
Для шлицевых ділянок допускається розраховувати момент інерції по їхньому середньому діаметрі (дорівнює d1=39 мм).
Підставляючі у формулу (5.2) вираження (5.3) для полярного моменту інерції, получимо
, (5.4)
Підставляючі дані у формулу (5.4), одержуємо:
j = (32*384070/p*79000)*(450/394+624/454+48/644) = 0.01731 радіан
Переводимо значення кута закручування в градуси
j = 0.01731*180/3.14159 = 0.99178 о
Кут закручування, що допускається, для шпинделів свердлильних верстатів [f] = 1 градус/м. При довжині шпинделя 1 м приведений кут закручування буде дорівнювати jін=0.99178*1000/(450+624+48) = 0.884о, що менше припустимого.
5.4. Розрахунок підшипників шпинделя
Тому що радіальні навантаження на шпиндель і його опори у свердлильних верстатах незначні, то виконуємо розрахунок тільки упорного підшипника № 8309. Його характеристики(таблиця 5.1): внутрішній діаметр 45 мм, зовнішній діаметр 85 мм, висота 28 мм, діаметр кульок 12.7 мм, динамічна вантажо-під’емність С=71500 Н, статична вантажопідьємність Со=130000 Н, максимальна частота обертання при консистентному змащенні 2800 об/хв.
Вихідні дані для розрахунку: осьова сила на підшипник дорівнює максимальному зусиллю подачі Px=17525.5 Н, розрахункова частота обертання n=125 об/хв.
Розраховуємо еквівалентне динамічне навантаження
P = Fa * Kб* Kт Н, (5.3)
де Fa=Px=17525.5 Н осьове навантаження на підшипник, Kб=1.1 - коефіцієнт безпеки, при роботі з легкими поштовхами і можливим перевантаженням до 125%, Kт=1.05 - температурний коефіцієнт при максимальній температурі до 125о.
P=17525.5*1.1*1.05 = 20242.0 Н.
Довговічність підшипника
Lh = (106 / 60 · n) · (C / P) 3 , годин. (5.4)
Підставляючи дані, одержуємо:
Lh = (106/60·125) · (71500/20242)3 = 5876.2 годин.
Фактична довговічність у реальних умовах експлуатації буде значно вище (у 2.5-3 рази), тому що верстат працює з граничним стискальним зусиллям не більш 30% часу. Для досить точного розрахунку довговічності необхідно мати статистичні дані про імовірність роботи верстата на всіх можливих у ньому режимах з різними навантаженнями.
5.5. Розрахунок шлицевого з єднання шпинделя
Перевіряємо шлицевое з єднання шпинделя по напругах зминання бічних поверхонь шліц [1,т.2,с.533-552]. Діючі напруги зминання визначаються по вираженню
sсм = Мкр / y × F × l × rср , МПа (5.5)
де y=0.7-0.8 (приймаємо 0.75) - коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу зусиль по робочих поверхнях шліц; F- площа всіх бічних зубів з однієї сторони на 1 мм довжини з єднання
F = z × [(D - d) – 2 × (f + r)] / 2, (5.6)
z=8 - число шліц, D=42, d=36 мм - зовнішній і внутрішній діаметри шліц, f=0.3 мм - висота фаски на зовнішньому діаметрі вала, r=0.2 мм - радіус сполучення на внутрішньому діаметрі.
F = 8 × [(42 - 36) – 2 × (0.3 + 0.2)] / 2 = 20.0 мм2;
l=100 мм - довжина шлицевого з єднання(отвору); rср = (D+d)/4 = 39.0 мм - середній радіус з єднання.
Підставляючи дані в основну формулу, одержуємо значення напруги зминання
sсм = 384.07 × 1000/ (0.75 × 20.0 × 100 × 39.0) =6.565 МПа
Напруга зминання, що допускається, [sсм]=15 МПа при середніх умовах експлуатації для рухливого з єднання під навантаженням. Умова міцності по нап-ругах зминання виконується.
5. КОНСТРУКЦІЯ І РОЗРАХУНОК ШПИНДЕЛЬНОГО ВУЗЛА ВЕРСТАТА 2В56 (2М55)
5.1. Обґрунтування конструкції шпиндельного вузла
Конструкція шпиндельного вузла показана на кресленні приводу подач МШ55.08.2.00.02СК. Основними деталями шпиндельного вузла є шпиндель поз.4 і пиноль поз.3. Шпиндель змонтований у пинолі на опорах. Відповідно до розрахованому і прийнятому раніше діаметру шлицевого кінця шпинделя 8х36х42 посадковий розмір під підшипники в опорах шпинделя приймаємо 45 мм. Встановлюємо в нижній опорі радіальний кульковий підшипник № 209 і упорний кульковий № 8309. У верхній опорі встановлюємо радіально-упорний кульковий підшипник № 36209. Основні параметри обраних підшипників приведені в таблиці 5.1.
Таблиця 5.1. Параметри підшипників в опорах шпинделя
Номер
b, мм
d, мм
D, мм
Dт, мм
C, Н
Co, Н
Z
nmax,
об/хв
209
19
45
85
12.7
33200
18600
9
7500
8309
20
45
85
12.7
71500
130000
17
2800
36209
19
45
85
12.7
41200
25100
13
9000
У таблиці 5.1: b – ширина підшипника; d – внутрішній посадковий (на вал) діаметр; D – зовнішній діаметр; Dт – діаметр кульок; C – динамічна вантажопідйомність; Co – статична вантажопідйомність; Z – число кульок; nmax- масимальная припустима частота обертання при консистентному змащенні.
Регулювання зазорів і створення натягу в опорах шпинделя виконується гайкою М45х2 (поз.65).
Для запобігання влучення пилу в опори шпинделя і витікання олії у верхній опорі шпинделя встановлюємо ущільнення у виді гумової кільцевої манжети в розточенні опорного стакана, а в нижній опорі диск із зовнішніми маслозатримуючими канавками (поз.13).
Пиноль є робочим органом подачі. Як тяговий механізм при цьому використовується рейкова передача. Зуби рейки нарізані прямо на пиноли, з якими входить у зачеплення рейкова шестірня. Розміри рейкової шестірні прийняті по верстаті-аналогу – модуль m=3.0 мм, Zрш=14. Для забезпечення нормальної роботи рейкової передачі (паралельності ліній контакту зубів на рейці і рейковій шестірні) у корпусі шпиндельної бабки встановлена палець-шпонка (поз.11), що входить у шпонковий паз пинолі.
5.2. Визначення розрахункових навантажень на шпиндель
Вихідним навантаженням для шпиндельного вузла є найбільше стискальне зусилля на пиноли Qmax (Н) і найбільший момент, що крутить, Мшп. Попередньо граничні режими і навантаження були розраховані при виборі приводного двигуна в параграфі 1.4 першого розділу. Приймаємо значення максимального зусилля подачі Рх=Ро=17525.5 Н, розраховане в цьому розділі, а значення максимального моменту, що крутить, приймаємо за результатами проектного розрахунку привода Мшп=384.07 Нм (див. розділ 2, табл.2.10, 2.11).
Максимальне стискальне зусилля визначається за значенням Рх з урахуванням сил тертя в шлицевом з єднанні шпинделя з гільзою коробки швидкостей, через яке передається момент, що крутить, до шпинделя. Значення Qmax визначається по формулі
Qmax = Px + 2000*Mшп*f / dср, (5.1)
де f=0.15 – коефіцієнт тертя (сталь по сталі) у шлицевому з єднанні шпинделя з гільзою; dср=(42+36)/2 = 39 мм – середній діаметр шлицевого кінця шпинделя.
Тоді максимальне стискальне зусилля на шпинделі (за виразом 5.1)
Qmax = 17525.5 + 2000*384.07*0.15 / 39 = 19958.5 Н.
При подальшому розрахунку приймаємо Qmax = 20000 Н.
5.3. Розрахунок шпинделя на жорсткість
Шпиндель радіально-свердлильного верстата має в основному крутильні напруги і розраховується на крутильну жорсткість. Сумарний кут закручування шпинделю під дією моменту, що крутить, дорівнює сумі кутів закручування окремих його ділянок з різними розмірами поперечного переріза.
, (5.2)
де Мкр= 384.07 Нм, максимальний момент, що крутить, на шпинделі при потужності різання, рівної потужності двигуна з обліком К.П.Д. коробки швидкостей (див.п.3.1); G=7.9×104 мПа - модуль пружності стали при крутінні; Ku – кількість ділянок шпинделю з різними діаметрами і довжиною між крапками прикладення моменту, що крутить, по кресленню при його повному висуванні на довжину ходу 400 мм(Ku=3). Їх довжини дорівнюють Li = 450, 624, 48 мм. Шпиндель має два види форми перетину: шлицеве з зовнішнім діаметром 42 і внутрішнім - 36 мм, довжиною L1=450 мм і круглі: діаметром d2=45 мм і довжиною L2=624 мм і d3 = 64 мм, довжиною L3 =48 мм. Полярні моменти інерції перетину ділянок шпинделя - Jpi для круглого перетину дорівнюють:
Jpi=p×di4 /32. (5.3)
Для шлицевых ділянок допускається розраховувати момент інерції по їхньому середньому діаметрі (дорівнює d1=39 мм).
Підставляючі у формулу (5.2) вираження (5.3) для полярного моменту інерції, получимо
, (5.4)
Підставляючі дані у формулу (5.4), одержуємо:
j = (32*384070/p*79000)*(450/394+624/454+48/644) = 0.01731 радіан
Переводимо значення кута закручування в градуси
j = 0.01731*180/3.14159 = 0.99178 о
Кут закручування, що допускається, для шпинделів свердлильних верстатів [f] = 1 градус/м. При довжині шпинделя 1 м приведений кут закручування буде дорівнювати jін=0.99178*1000/(450+624+48) = 0.884о, що менше припустимого.
5.4. Розрахунок підшипників шпинделя
Тому що радіальні навантаження на шпиндель і його опори у свердлильних верстатах незначні, то виконуємо розрахунок тільки упорного підшипника № 8309. Його характеристики(таблиця 5.1): внутрішній діаметр 45 мм, зовнішній діаметр 85 мм, висота 28 мм, діаметр кульок 12.7 мм, динамічна вантажо-під’емність С=71500 Н, статична вантажопідьємність Со=130000 Н, максимальна частота обертання при консистентному змащенні 2800 об/хв.
Вихідні дані для розрахунку: осьова сила на підшипник дорівнює максимальному зусиллю подачі Px=17525.5 Н, розрахункова частота обертання n=125 об/хв.
Розраховуємо еквівалентне динамічне навантаження
P = Fa * Kб* Kт Н, (5.3)
де Fa=Px=17525.5 Н осьове навантаження на підшипник, Kб=1.1 - коефіцієнт безпеки, при роботі з легкими поштовхами і можливим перевантаженням до 125%, Kт=1.05 - температурний коефіцієнт при максимальній температурі до 125о.
P=17525.5*1.1*1.05 = 20242.0 Н.
Довговічність підшипника
Lh = (106 / 60 · n) · (C / P) 3 , годин. (5.4)
Підставляючи дані, одержуємо:
Lh = (106/60·125) · (71500/20242)3 = 5876.2 годин.
Фактична довговічність у реальних умовах експлуатації буде значно вище (у 2.5-3 рази), тому що верстат працює з граничним стискальним зусиллям не більш 30% часу. Для досить точного розрахунку довговічності необхідно мати статистичні дані про імовірність роботи верстата на всіх можливих у ньому режимах з різними навантаженнями.
5.5. Розрахунок шлицевого з єднання шпинделя
Перевіряємо шлицевое з єднання шпинделя по напругах зминання бічних поверхонь шліц [1,т.2,с.533-552]. Діючі напруги зминання визначаються по вираженню
sсм = Мкр / y × F × l × rср , МПа (5.5)
де y=0.7-0.8 (приймаємо 0.75) - коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу зусиль по робочих поверхнях шліц; F- площа всіх бічних зубів з однієї сторони на 1 мм довжини з єднання
F = z × [(D - d) – 2 × (f + r)] / 2, (5.6)
z=8 - число шліц, D=42, d=36 мм - зовнішній і внутрішній діаметри шліц, f=0.3 мм - висота фаски на зовнішньому діаметрі вала, r=0.2 мм - радіус сполучення на внутрішньому діаметрі.
F = 8 × [(42 - 36) – 2 × (0.3 + 0.2)] / 2 = 20.0 мм2;
l=100 мм - довжина шлицевого з єднання(отвору); rср = (D+d)/4 = 39.0 мм - середній радіус з єднання.
Підставляючи дані в основну формулу, одержуємо значення напруги зминання
sсм = 384.07 × 1000/ (0.75 × 20.0 × 100 × 39.0) =6.565 МПа
Напруга зминання, що допускається, [sсм]=15 МПа при середніх умовах експлуатації для рухливого з єднання під навантаженням. Умова міцності по нап-ругах зминання виконується.
Розрахунок запобіжної муфти коробки передач (коробки подач)
http://www.ce-studbaza.ru/werk.php?id=9223
Розрахунок запобіжної муфти коробки передач (коробки подач)
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 запобіжної муфти коробки передач (коробки подач)
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.
Коробка подач + спецификации металлорежущего станка 2В56 (2М55)
http://www.ce-studbaza.ru/werk.php?id=9222
Коробка подач + спецификации металлорежущего станка 2В56 (2М55)
Коробка подач + спецификации металлорежущего станка 2В56 (2М55)
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.
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.
Подписаться на:
Сообщения (Atom)