Проектирование технологического металлообрабатывающего оборудования: Методические указания к выполнению курсового проекта

Министерство образования Российской Федерации Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования "Хабаровский государственный технический университет" УТВЕРЖДАЮ в печать Ректор университета д-р. техн. наук_________С.Н.Иванченко "_____"______________2002 г.

ПРОЕКТИРОВАНИЕ ТЕХНОЛОГИЧЕСКОГО МЕТАЛЛООБРАБАТЫВАЮЩЕГО ОБОРУДОВАНИЯ Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине "Технологическое оборудование автоматизированного производства" для студентов специальности 072000 "Стандартизация и сертификация (в машиностроении)" и для студентов дневной, заочной и ускоренной форм обучения специальностей 120100, 120200, 120900 при выполнении курсового и дипломного проектов

Составил: Н. А. Кутний Рассмотрены и рекомендованы к изданию кафедрой "Компьютерное проектирование и сертификация машин" Зав.кафедрой_________________С.И.Клепиков "_____"_________________2002 г. Рассмотрены и рекомендованы к изданию методическим советом института информационных технологий Председатель совета___________С.И.Клепиков "_____"__________________2002 г. Нормоконтролер______________В.А.Языков "_____"__________________2002 г. Хабаровск Издательство ХГТУ 2002

УДК 621.9.06 Проектирование технологического металлообрабатывающего оборудования: Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине "Технологическое оборудование автоматизированного производства" для студентов специальности 072000 "Стандартизация и сертификация (в машиностроении)". Могут быть использованы студентами специальностей 120100, 120200 и 120900 при выполнении курсового и дипломного проектов /Сост. Н. А. Кутний. Хабаровск: Изд-во Хабар. гос. техн. ун-та, 2002. 78 с.

Методические указания разработаны для оказания методической помощи студентам при выполнении курсового проекта. Методические указания содержат последовательность и методику проектирования металлообрабатывающего оборудования. Печатается в соответствии с решениями кафедры "Компьютерное проектирование и сертификация машин" и методического совета института информационных технологий.

© Издательство Хабаровского государственного технического университета, 2002

ПРОЕКТИРОВАНИЕ ТЕХНОЛОГИЧЕСКОГО МЕТАЛЛООБРАБАТЫВАЮЩЕГО ОБОРУДОВАНИЯ

Хабаровск 2002

Министерство образования Российской Федерации Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования "Хабаровский государственный технический университет"

ПРОЕКТИРОВАНИЕ ТЕХНОЛОГИЧЕСКОГО МЕТАЛЛООБРАБАТЫВАЮЩЕГО ОБОРУДОВАНИЯ Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине "Технологическое оборудование автоматизированного производства" для студентов специальности 072000 "Стандартизация и сертификация (в машиностроении)" и для студентов дневной, заочной и ускоренной форм обучения специальностей 120100, 120200, 120900 при выполнении курсового и дипломного проектов

Хабаровск Издательство ХГТУ 2002

3

1. ЦЕЛЬ И ЗАДАЧИ РАБОТЫ Основной учебной целью данной работы является систематизация знаний по дисциплине "Технологическое оборудование автоматизированного производства", получение начальных навыков проектного расчета технологического оборудования и знакомство с ГОСТами на различные выходные параметры технологического оборудования. Задачи работы: произвести необходимые расчеты при проектировании заданного технологического металлообрабатывающего оборудования (станка); проанализировать существующие конструкции аналогичных станков и выбрать из них станок-прототип; обосновать техническую характеристику станка; произвести кинематический расчет привода главного движения и расчет основных деталей привода; выбрать схему шпиндельного узла и произвести расчеты его основных параметров. По расчетным данным вычертить развертку коробки скоростей, шпиндельный узел и деталировку нескольких деталей. За общий вид проектируемого станка принимается общий вид станка-прототипа. 2. ОБЩИЕ ТРЕБОВАНИЯ Курсовой проект оформляется в соответствии с ГОСТ 2.105-95 "Общие требования к текстовым документам". При выполнении проекта студент обязан сделать ссылки на используемые литературные источники: учебники, справочники, каталоги и др. – с указанием страниц источника. Рекомендуется все расчеты выполнять в международной системе единиц СИ. Пояснительная записка должна включать титульный лист (см. прил. 1), задание, содержание, реферат, введение, основную часть, заключение, список использованных источников и приложения. Пояснительная записка выполняется на одной стороне листа белой бумаги формата А4 по ГОСТ 2.301-68. Листы должны иметь рамку и основную надпись по ГОСТ 2.104-68. Нумерация листов должна быть сквозной.

4

При выполнении чертежей следует соблюдать группу стандартов Т52. "Единая система конструкторской документации". 3. ВВЕДЕНИЕ Здесь указываются основные задачи станкостроения при разработке и выпуске станков данной модели. Металлорежущий станок является основой для построения современных технологических систем и автоматизированных производств. При создании станков используются все достижения машино- и приборостроения, электротехники и электроники, автоматики и информатики. Поиск новых решений для достижения прецизионности, производительности, надежности приводит к частой смене моделей станков. Поэтому создатели новой техники должны использовать все достижения науки о станках, применять справочные материалы и стандарты для обеспечения высших технических характеристик создаваемых моделей станков. 4. АНАЛИЗ СУЩЕСТВУЮЩИХ КОНСТРУКЦИЙ СТАНКОВ И ВЫБОР СТАНКА-ПРОТОТИПА В задании на курсовой проект указываются тип станка и его технические характеристики, по которым должна быть спроектирована новая модель станка, – размер обрабатываемой заготовки или размер стола, диаметр сверла, фрезы или расточного шпинделя; вид привода главного движения (ступенчатый или бесступенчатый); число ступеней коробки скоростей Zv; минимальная частота вращения шпинделя. Эти данные принимаются за основу при выборе станкапрототипа из существующих конструкций станков данного типа. Студент, пользуясь технической литературой [4, 9, 14], выбирает 3-4 станка данного типа и вписывает в таблицу их технические характеристики. После их анализа выбирается станок-прототип, имеющий характеристики, близкие к указанным в задании на курсовой проект (по размерам обрабатываемых деталей или по размеру стола).

5

Приведем основные технические характеристики некоторых типов станков. Станки токарной группы ▸ Наибольший диаметр обрабатываемой заготовки над станиной, мм – … ▸ Наибольший диаметр прутка, проходящего через отверстие шпинделя, мм – … ▸ Наибольшая длина обрабатываемой заготовки, мм – … ▸ Шаг нарезаемой резьбы метрической, мм – … ▸ Частота вращения шпинделя, мин-1 – … ▸ Число скоростей шпинделя, Zv – … ▸ Число ступеней подач Zs – … ▸ Мощность электродвигателя главного привода, кВт – … ▸ Габаритные размеры (длина х ширина х высота), мм – … ▸ Масса, кг - … Станки сверлильной группы ▸ Наибольший условный диаметр сверления в стали, мм – … ▸ Рабочая поверхность стола, мм – … ▸ Расстояние от торца шпинделя до рабочей поверхности стола, мм – … ▸ Вылет шпинделя, мм – … ▸ Наибольшее вертикальное перемещение, мм – … ▸ Конус Морзе отверстия шпинделя – … ▸ Число скоростей шпинделя , Zv – … ▸ Частота вращения шпинделя, мин-1 – … ▸ Число подач шпинделя Zs – … ▸ Подача шпинделя, мм/об – … ▸ Мощность электродвигателя привода главного движения, кВт – … ▸ Габаритные размеры (длина х ширина х высота), мм – … ▸ Масса, кг - … Станки фрезерной группы ▸ Размеры рабочей поверхности стола (ширина х длина), мм – …

6

▸ Наибольшее перемещение стола (продольное, поперечное, вертикальное), мм – ... ▸ Внутренний конус шпинделя (конусность 7:24) – … ▸ Число скоростей шпинделя Zv – … ▸ Частота вращения шпинделя, мин-1 – … ▸ Число подач стола Zs – … ▸ Подача стола (продольная, поперечная, вертикальная), мм/об – … ▸ Мощность электродвигателя привода главного движения, кВт – … ▸ Габаритные размеры (длина х ширина х высота), мм – … ▸ Масса, кг - … После выбора станка-прототипа вычерчивается или снимается ксерокопия общего вида станка. На этом чертеже (снимке) указываются основные узлы станка, проставляются габаритные размеры и составляется спецификация. 5. ОБОСНОВАНИЕ ТЕХНИЧЕСКОЙ ХАРАКТЕРИСТИКИ СТАНКА Обоснование технической характеристики станка заключается в определении видов работ, планируемых к выполнению на проектируемом станке, в определении режимов резания и частот вращения для выбранных видов работ, в расчете диапазона регулирования Rv и числа скоростей Zv, в расчете мощности привода и выборе электродвигателя привода главного движения. 5.1. Виды работ, выполняемых на станках заданного типа Виды работ, которые будут выполняться на проектируемом станке, аналогичны работам, которые выполняются на станке-прототипе. Виды работ указываются в литературе по выбору режимов резания [11, 12, 14]. 5.2. Выбор и расчет режимов резания Режимы резания выбираются по таблицам (по экспериментальным данным) для выбранных видов работ из литературы [11, 12]. При этом вначале выбираются элементы режимов резания: глубина резания t и подача S при черно-

7

вой и чистовой обработке деталей из заданного материала заданным инструментом, а по ним – скорости резания

υ (м/мин) для черновой и чистовой обра-

ботки деталей из различных материалов различными инструментами при различных видах работ. Для основного вида работ скорость рассчитывается аналитически (по формулам справочника [14]). Основными видами работ являются: - для станков токарной группы – черновое точение деталей максимального диаметра из стали средней твердости инструментом, изготовленным из быстрорежущей стали (Р9, Р18 и других); - для станков сверлильной группы – сверление отверстия максимального диаметра в стали средней твердости инструментом из быстрорежущей стали; - для станков фрезерной группы – черновое фрезерование поверхности деталей из стали средней твердости торцовой или цилиндрической фрезой, оснащенной резцами из быстрорежущей стали или твердого сплава. Полученные значения скоростей резания

υ (м/мин) оформляются в виде

графика (рис. 1).

υ м/мин

Виды работ Рис. 1. Скорости резания по видам работ На графике рис. 1 цифрами указан вид работы, например, 1 – точение детали из стали средней твердости (δв = 450÷550 МПа, НВ 160÷240) инструментом из быстрорежущей стали. Причем нижняя сторона прямоугольника пока-

8

зывает скорость

υ при черновой обработке заготовки максимального диаметра

инструментом из быстрорежущей стали, а верхняя сторона прямоугольника указывает на максимальную скорость, необходимую при обработке той же заготовки тем же инструментом, но при чистовой обработке минимального диаметра. Цифра 2 указывает на ту же самую обработку той же детали, но инструментом из твердого сплава и т.д. По выбранным скоростям резания определяют частоты вращения шпинделя для каждого вида работ. Полученные значения (nmin, nmax, мин-1) оформляются в виде графика, аналогичного рис. 1. Частоты вращения определяют по формулам

nmin =

1000υmin мин-1; πd max

nmax =

1000υmax мин-1, πd min

где υmin – минимальная скорость при обработке максимального размера детали для 1 … 12 видов работ;

υmax – максимальная скорость при обработке мини-

мального размера детали для 1 … 12 видов работ; dmin, dmax соответственно минимальный и максимальный размеры детали (для токарных станков) или инструмента (сверла – для сверлильных станков, фрезы – для фрезерных станков); dmin – указывается в задании. А dmax находят так:

dmax = (0,15÷0,25)dmax. 5.3. Диапазон регулирования Диапазон регулирования является показателем кинематических возможностей коробки скоростей проектируемого станка. Диапазон регулирования зависит от величины обрабатываемых деталей и скоростей резания. Диапазон обрабатываемых деталей (диапазон размеров) находят так:

d Rd = max = 4 ÷ 6 - для обработки 85-92 % от всех обрабатываемых деd min талей.

9

υ Диапазон регулирования скоростей: Rυ = max . υ min υ n d Диапазон частот вращения шпинделя: Rn = max = max max = Rυ ⋅ Rd . nmin υmin d min Выбор диапазона регулирования скоростных характеристик проектируемого станка целесообразно осуществлять на основе статистических данных об использовании станков в реальных условиях. Для современных универсальных станков характерны следующие диапазоны регулирования: - токарные станки

50÷200;

- фрезерные станки

20÷100;

- токарно-карусельные

25÷40;

- сверлильные

20÷100;

- токарно-револьверные

20÷40.

Полное обеспечение всего диапазона частот вращения НЕЦЕЛЕСООБРАЗНО, т.к. приводит к усложнению и удорожанию станка. Поэтому, необходимо выбрать одно из предельных значений частот вращения шпинделя (nmin или nmax), ориентируясь на значения этих параметров у станка-прототипа. Затем выбранные значения параметров необходимо согласовать с руководителем проекта. После этого определяют диапазон частот вращения шпинделя Rn и отмечают его на графике рис. 2. 5.4. Способы регулирования скоростей Регулирование скоростей может быть ступенчатым и бесступенчатым. Рассмотрим ступенчатый способ регулирования. При ступенчатом регулировании в заданных пределах (от nmin до nmax) выбирают целесообразный ряд значений регулируемого параметра (n). Рекомендуется геометрический ряд частот вращения шпинделя. Он позволяет проектировать сложные коробки скоростей, состоящие из элементарных двухваловых передач. Все коробки скоростей построены по геометрическому ряду. Значения

частот вращения шпинделя и знаменатель прогрессии ϕ для этого ряда стандартизованы.

10

Численные значения знаменателя прогрессии ϕ = 1,06; 1,12; 1,26; 1,41; 1,58; 1,78; 2. Область применения ϕ: ϕ = 1,12 – применяется в автоматах; ϕ = 1,26; 1,41 – основные ряды в универсальных станках (токарных, сверлильных, фрезерных); ϕ = 1,58; 1,78 – применяется в станках, где время обработки невелико по сравнению с временем холостых ходов (продольно-фрезерные, строгальные и др.); ϕ = 1,06; 2 – имеют вспомогательное значение. Основные зависимости геометрического ряда: n - диапазон регулирования Rn = max = ϕ z −1 ; nmin - число скоростей Z v = - члены ряда

lgRn + 1; lgϕ

n1 = nmin; n2 = n1ϕ1; n3 = n2ϕ1 = n1ϕ2; n4 = n3ϕ1 = n1ϕ3; …………………. nk = nk-1ϕ1 = n1ϕk-1= nmax.

Студент выбирает значение знаменателя прогрессии ϕ, определяет число скоростей Zv (полученное значение Zv не должно превышать значения, указанного в задании), определяет частоты вращения n1 … nk и округляет их до значений, указанных в нормали станкостроения Н11-1 "Нормальные ряды чисел в станкостроении" для выбранного ϕ (прил. 2). Бесступенчатый привод в данном пособии не рассматривается. 5.5. Расчет мощности привода и выбор электродвигателя Мощность двигателя в приводе станка расходуется на создание рабочих сил и преодоление различных сопротивлений и определяется по формуле

Nэ = Nп + Nхх + Nдоп , где Nп – полезная мощность. Р zυ черн , кВт, Nп = 1020 ⋅ 60

11

где Рz – тангенциальная составляющая силы резания, Н (для основного вида работы (см. с. 7); υчерн – скорость резания для основного вида работы, м/мин; Nxx – мощность холостого хода Nxx = (0,2÷0,23) Nп кВт; Nдоп – мощность на дополнительные потери. Оценивается введением КПД η в уравнение Nэ Nэ =

Nп

η

+N xx кВт; η = 0,75÷0,85.

Дополнительные потери составляют 10÷15 % всей потребляемой мощности. Nэ = (1,2÷1,35)Nп. Студент рассчитывает мощность привода по приведенным формулам и по этому значению выбирает электродвигатель (например, асинхронный переменного тока с короткозамкнутым ротором серии 4А по литературе [7]). Принимается электродвигатель с мощностью, равной полученному значению или больше рассчитанной. Выписываются основные характеристики двигателя, например: 1. Тип двигателя – 4А90L2У3. 2. Мощность Nном (кВт) – 3. 3. Частота вращения n (мин-1) – 2880. 4. КПД η - 84,5 %. 5. соsϕ - 0,87. 6. Mкр/Nном – 2,5. 7. Мпол/Мном – 2,1. 8. Мmin/Nном – 1,6. 6. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА ГЛАВНОГО ДВИЖЕНИЯ

Первой стадией проектирования станка является разработка его кинематической схемы, с помощью которой реализуются кинематические связи различных элементов и механизмов станка. Для передачи движений в станках применяют ременные, цепные, зубчатые, червячные, реечные, винтовые и другие передачи.

12

При расчете движений в кинематике станков используют передаточное отношение i, которое определяется как d Z i= 1 = 1, d2 Z2 где d1 и d2 - диаметры ведущего и ведомого шкивов; Z1 и Z2 – числа зубьев шестерни и колеса. Передача движений в станках осуществляется по кинематическим цепям (цепь главного движения, цепь подач, цепь деления и др.). Для расчета кинематической цепи используют уравнение кинематического баланса, которое связывает движения ведущего и ведомого конечных звеньев цепи. Так, для цепи главного движения станка уравнение кинематического баланса имеет вид nэл.дв⋅i1⋅ i2⋅ i3⋅ i4 … = nшп , где nэл.дв – частота вращения вала электродвигателя; i1, i2, i3, i4 … – передаточные отношения кинематических пар, входящих в кинематическую цепь; nшп – частота вращения шпинделя станка. 6.1.

Построение структурной сетки

При ступенчатом регулировании частот вращения шпинделя на основе геометрического ряда имеют место некоторые закономерности, облегчающие разработку кинематической схемы. Рассмотрим их. 6.1.1. Общее число ступеней связано с последовательно расположенными группами передач Zv = p1⋅ p2⋅ p3⋅ … ⋅ pn, где р1, р2, р3 – число передач в 1, 2 , 3 группах. 6.1.2. Из всех передач, последовательно расположенных в кинематической цепи привода, одна должна быть основной. Она, как правило, располагается первой в кинематической цепи; остальные группы – переборные. Они служат для размножения начального ряда. 6.1.3. Каждая группа имеет свою характеристику хш.

13

Характеристика основной группы равна 1, т.е. х1 = 1; характеристика второй группы (или первой переборной) - х2. Она равна числу передач в основной группе р1, т.е. х2 = р1. Характеристика третьей группы (или второй переборной) - х3. Она равна произведению р1 на р2, т.е. х3 = р1р2. 6.1.4. Количество передач (скоростей) в группе может быть равно 2, 3 или 2⋅2 = 4. 6.1.5. Общее количество передач (скоростей) Zv равно произведению пе-

редач в группе, т.е. Zv = p1⋅ p2⋅ p3. Анализ вариантов возможной структуры кинематической схемы удобен на основе графоаналитического метода. Графоаналитический метод заключается в графическом изображении частот вращения шпинделя и передаточных отношений в виде структурных сеток и графиков частот вращения (графики Гермора). Последовательно расположенные валы в кинематической цепи условно изображают параллельными прямыми линиями, равно отстоящими друг от друга. Логарифмы частот вращений на каждом валу (линии) откладывают в виде точек от некоторого начала отсчета. За начало отсчета принимают минимальную частоту вращения шпинделя nmin = n1. Расстояние между точками численно равно знаменателю прогрессии ϕ. Передаточные отношения i изображают в виде лучей (линий) между соседними (ведущим и ведомым) валами; при i > 1 – наклон линии вверх от горизонта, при i < 1 – наклон линии вниз от горизонта, при i = 1 – линия проводится горизонтально. Наклон линии характеризуется числом отрезков ϕ, отложенных от горизонта; он оценивает передаточное отношение. Так, для замедлительной передачи (i< 1) при наклоне линии вниз от горизонта на одно значение ϕ передаточное отношение i = 1/ϕ1, на два значения - i = 1/ϕ2, на три значения - i = 1/ϕ3 и т.д. Для ускорительной передачи (i > 1) при наклоне линии вверх от горизонта на 1, 2, 3 … значения ϕ передаточное значение i будет равно соответственно i = 1/ϕ1, i = 1/ϕ2, i = 1/ϕ3. Построение кинематической схемы коробки скоростей осложняется тем, что для получения требуемого геометрического ряда частот вращения на

14

шпиндели (n1, …, n18), может быть осуществлено несколько вариантов графиков частот вращения с различными передаточными отношениями промежуточных пар зубчатых колес. Конструктор должен выбрать лучший вариант, который соответствует меньшим габаритным размерам и лучшим динамическим характеристика. Для этого вначале строят несколько вариантов структурных сеток [9, 10]. Число структурных вариантов привода определяют так: Вк.с =

m! m!, g!

где m – количество групп передач; g – количество групп с одинаковым числом передач. n m ≥ 1,65 lg эл.дв , n1 где nэл.дв – частота вращения вала электродвигателя, мин-1; n1 = nmin – минимальная частота вращения шпинделя, мин-1. Например для Zv = 18, nэл.дв = 1455 мин-1, n1 = nmin = 40 мин-1. m = 1,65 lg

1455 = 2,6, принимаем m = 3. 40

3 ⋅ 2 ⋅1 3 ⋅ 2 ⋅ 1 = 18 вариантов. 2 ⋅1 Выписываем 3÷4 варианта и строим структурные сетки (Zv = 18 = 31⋅32⋅23,

g = 2; Вк.с =

где Р1= 3, Р2 = 3, Р3 = 2): а) Zv = 31⋅32⋅23;

б) Zv = 32⋅31⋅23;

в) Zv = 32⋅23⋅31;

г) Zv = 23⋅31⋅32.

Здесь 3, 3, 2 – количество передач в группе; 1, 2, 3 – индексы при Р, указывающие номер группы в кинематическом порядке включения. Определяем характеристику каждой группы. Для рассматриваемого примера: Х1= 1 – характеристика основной группы; Х2 = Р1 = 3 – характеристика первой переборной или второй группы; Х3 = Р1Р2 = 3⋅3 = 9 – характеристика третьей группы или второй переборной.

15

Вычерчиваем сетку-решетку и наносим на нее лучи (для каждого варианта). Подготовка сетки-решетки заключается в следующем. Вычерчиваем вертикально линии валов толщиной 0,8÷1,0 мм на одинаковом расстоянии друг от друга (40…50 мм). Обозначаем их римскими цифрами I, II, III, IV и т.д. Таких линий на одну больше, чем групп передач m (в рассматриваемом примере их 4). Проводим через линии валов горизонтальные линии толщиной 0,4÷0,5 мм на одинаковом расстоянии друг от друга. Это расстояние равно lgϕ. Над верхней горизонтальной линией между соседними валами указываем количество передач Pi и характеристику группы Хi. На первой линии вала (слева) ищем центр и отмечаем его точкой. Из этой точки должно выходить на соседний вал столько лучей, сколько передач Рi в данной группе. Расстояние между лучами равно характеристике Xi. На соседнем валу получим несколько точек (их количество равно количеству передач в группе Рi). Из каждой полученной точки на втором валу проводим на соседний третий вал столько лучей, сколько передач в группе. Расстояние между лучами (на третьем валу) равно характеристике второй группы Х2. Из каждой полученной точки на третьем валу проводим лучи на соседний, четвертый, вал по количеству передач в группе с расстоянием между лучами равном характеристике Х3. Лучи из каждой полученной точки проводятся симметрично горизонту. Если из точки выходят три луча, то один из них (средний) проводится горизонтально, два оставшихся луча проводятся симметрично: один вверх от горизонта, другой – вниз. Построим 4 варианта структурных сеток для рассматриваемого примера (рис. 2). Анализ структурных вариантов показывает, что лучшим для коробок скоростей станков является вариант с веерообразным графиком. При применении этого варианта в области высоких частот вращения работает большее число передач. Благодаря этому коробка скоростей будет более компактной. Кроме того, небольшие передаточные отношения в области высоких частот вращения шпинделя обеспечивают лучшие условия для работы зубчатых передач, т.е. улучшаются динамические показатели станков.

16

а Р1 = 3 Р2 = 3 Р3 = 2 Х1 = 1 Х2 = 3 Х3 = 9

б Р2 = 3 Р1 = 3 Р3 = 2 Х2 = 3 Х1 = 1 Х3 = 9

в Р3 = 2 Р2 = 3 Р1 = 3 Х3 = 9 Х2 = 3 Х1 = 1

г Р2 = 3 Р3 = 2 Р1 = 3 Х2 = 3 Х3 = 9 Х1 = 1

Рис. 2. Структурные сетки

17

6.2. Разработка кинематической схемы проектируемого станка

Выбрав вариант структурной сетки, приступают к разработке кинематической схемы привода главного движения станка, оставляя остальные цепи без изменения. При этом анализируют кинематическую схему привода главного движения станка-прототипа. У некоторых типов станков после коробки скоростей имеются одиночные передачи, соединяющие выходной вал коробки скоростей и шпиндельный узел станка. Эти дополнительные одиночные передачи должны быть учтены при разработке кинематической схемы станка и построении графика частот вращения шпинделя. Для получения компактной, малогабаритной коробки скоростей анализируют устройство коробок скоростей других типов станков (см. прил. 2-17) и учитывают выявленные особенности при разработке проектируемой коробки скоростей. Вычерчивание кинематической схемы станка начинают с вычерчивания линий валов. Их вычерчивают горизонтально или вертикально в зависимости от расположения очей валов в коробке скоростей станка-прототипа. Количество валов берется из структурной сетки. На линиях валов вычерчиваются (в условном изображении согласно ГОСТ 2.770-68. ЕСКД. Обозначения условные графические в схемах. Элементы кинематики) зубчатые колеса, блоки, муфты, червячные, ременные и цепные передачи. Пример кинематической схемы станка на 18 частот вращения шпинделя приведен на рис. 3. 6.3. Построение графика частот вращения шпинделя

График частот вращения шпинделя строят в полном соответствии с принятой структурной сеткой и разработанной кинематической схемой проектируемого станка. Построение его аналогично построению структурной сетки. Вначале строят сетку-решетку, вычерчивают линии всех валов, в том числе и тех, между которыми расположены постоянные одиночные передачи (ременная от электродвигателя, постоянные зубчатые между валами в коробке скоростей, между выходным валом коробки скоростей и шпинделем станка и

18

др.). Затем проводят горизонтальные линии с интервалом между ними, равном lgϕ. Таких линий столько, сколько скоростей имеет проектируемая коробка. Рядом с последним (IV, V и т.д.) валом коробки записывают необходимые частоты вращения (n1 = nmin, n2, n3, …, n18 = nmax) согласно расчетов, проведенных в пункте 5.4 данного пособия на нулевом валу (валу электродвигателя) отмечают точкой частоту вращения вала выбранного электродвигателя (пункт 5.5). После этого строят цепь передач от вала электродвигателя (от точки, указывающей его частоту вращения) до последнего вала коробки скоростей (до точки, указывающей минимальную частоту вращения этого вала (шпинделя).

Рис. 3. Кинематическая схема

19

При построении этой цепи необходимо выдержать рекомендации по предельным передаточным отношениям. Так, для замедлительной передачи (i1) iпред.зам ≤ 2. Максимально допустимое число интервалов (при проведении луча от одного вала к другому), которое можно перекрывать лучом, зависит от значения знаменателя прогрессии ϕ, количества передач Zv и характеристики второй переборной группы Х3. Допустимые числа интервалов для коробок скоростей приведены в табл. 1. Таблица 1 Допустимые числа интервалов

Число интервалов при ϕ Передачи: - замедлительные - ускорительные Максимальное количество скоростей Zv Характеристика второй переборной группы Х3

1,12

1,26

1,41

1,58

1,78

12 6 26

6 3 18

4 2 12

3 1 9

2 1 6

18

9

6

4

3

Для одного варианта структурной сетки возможны различные варианты графика частот вращения. Построим два варианта графика частот вращения для рассматриваемого примера (Zv = 18), рис. 4. Из нескольких вариантов графика наилучшим считается тот, у которого промежуточные валы сохраняют быстроходность, так как с понижением частоты вращения валов неизбежно увеличиваются размеры, масса и стоимость валов и передач. В нашем примере лучший вариант графика показан на рис. 4, б, так как I вал имеет большую частоту вращения. Для окончания построения графика частот вращения используется структурная сетка. Для этого в каждой группе передач (1-й, 2-й, 3-й) нижний луч из структурной сетки накладывается на нижний луч из графика частот вращения. Остальные лучи в каждой группе достраиваются по структурной сетке.

20

а Р1 = 3 Р2 = 3 Р3 = 2 Х1 = 1 Х2 = 3 Х3 = 9

nтабл

nрасч

∆

nтабл

nрасч

∆

б Р2 = 3 Р1 = 3 Р3 = 2 Х2 = 1 Х1 = 3 Х3 = 9 Рис. 4. Графики частот вращения шпинделя

21

6.4. Определение передаточных отношений и подбор зубчатых колес

Передаточные отношения i определяются по принятому графику частот вращения (для каждого луча). Студент отмечает все лучи графика через i1, i2, …, in и определяет их численное значение через знаменатель прогрессии ϕ и количество интервалов. Так, при понижении луча на 1, 2, 3, 4, 5, 6 интервалов передаточное отношение будет численно равно соответственно (для ϕ = 1,26) i = 1/ϕ1 = 1/1,26;

i = 1/ϕ2 = 1/1,262 = 1/1,58; i = 1/ϕ3 = 1/1,263 = 1/2;

i = 1/ϕ4 = 1/1,264 = 1/ 2,51; i = 1/ϕ5 = 1/1,265 = 1/3,16; i = 1/ϕ6 = 1/1,262 = 1/3,98. При повышении луча на 1, 2, 3 интервала: i = ϕ1 = 1,26;

i = ϕ2 = 1,58;

i = ϕ3 = 2.

По полученным передаточным отношениям определяют числа зубьев Z зубчатых колес. Числа зубьев колес определяют для каждой группы передач. При этом сумма зубьев каждой пары колес в пределах данной группы должна быть постоянной, т.е.

ΣZ = Z1 + Z2 = Z3 + Z4 = Z5 + Z6 = const. Для облегчения расчетов применяют таблицы с допустимыми значениями Z для данного передаточного отношения i и суммы зубьев ΣZ. Во избежании получения вала-шестерни, что экономически нецелесообразно, принимают Zмин ≥ 21. Затем по таблице 12.5 [7] "Выбор числа зубьев передачи при заданном передаточном отношении" (приложение 18) по передаточным отношениям i, минимальному числу зубьев Zmin и сумме зубьев ΣΖ определяют число зубьев каждой пары колес данной группы для i1: Z1 = Zmin из прил. 18, Z2 =ΣZ - Z1; для i2: Z3 = Zmin из прил. 18, Z4 =ΣZ – Z3; для i3: Z5 = Zmin из прил. 18, Z6 =ΣZ – Z5. Выбранные значения чисел зубьев колес заносятся в табл. 2. По io определяются: диаметры шкивов – для ременной передачи, числа зубьев – для зубчатой передачи (D1:D2 или Zo':Zo").

22

Таблица 2 Передаточные отношения и числа зубьев колес i1=1/1,58

i ΣZ группы Число зубьев колес Z1:Zi+1

i2=1/2

i3=1/2,51

i4=1,58

i5=1/1,26 i6=1/2,5

108 Z1:Z2 = =42:66

i7=1/2

101

Z3:Z4 = =36:72

Z5:Z6 = =31:37

Z7:Z8 = =62:39

Z9:Z10 = =45:56

i8=1/4 104

Z11:Z12= Z13:Z14 = Z15:Z16= =21:83 =29:72 =69:35

6.5. Определение фактических частот вращения и величин погрешностей

По графику частот вращения составляется уравнение кинематического баланса и определяются фактические частоты вращения. Так, для рассматриваемого примера (Zv = 18) уравнение кинематического баланса имеет вид nэл.дв

Z Z Z Z Z D1 Z1 Z 7 Z13 = nшп; 3 9 15 ; 5 11 . Z 4 Z10 Z16 Z 6 Z12 D2 Z 2 Z8 Z14

Откуда n1 = nэл.дв

D1 Z1 Z 7 Z13 , мин-1. D2 Z 2 Z8 Z14

n 2 = nэл.дв

D1 Z1 Z 7 Z15 , D2 Z 2 Z8 Z16

………………………………… n18 = nэл.дв

D1 Z 5 Z11 Z15 . D2 Z 6 Z12 Z16

После подстановки в уравнения численных значений зубьев из табл. 2 получим фактические частоты вращения (nфакт). В станкостроении принято, чтобы фактическая частота вращения не отклонялась от стандартного (заданного) значения более чем на [∆] = ±10(ϕ-1) %. Поэтому определяется величина погрешности для каждой частоты вращения и сравнивается с допустимым значением. niстанд − niфакт ∆= 100 % ≤ [∆]. niстанд

23

При соблюдении данного условия меняется сумма зубьев колес одной из групп, которая дает наибольшую погрешность. Полученные значения фактических частот вращения и величин погрешностей проставляются на графике частот вращения рядом со стандартными значениями частот вращения (см. рис. 4). 7. СИЛОВОЙ РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ КОРОБКИ СКОРОСТЕЙ

Силовой расчет элементов коробки заключается в расчете ременной передачи, определении модулей зубчатых колес, расчете диаметров валов, размеров муфт, шпонок, подборе подшипников. 7.1.

Определение угловых скоростей валов

Для коробок скоростей регулирование осуществляется с постоянной мощностью N=const. Но размеры передач, а следовательно и габаритные размеры коробок скоростей определяет крутящий момент М, который на малых частотах вращения значителен. Поэтому для уменьшения габаритных размеров коробок скоростей за расчетную частоту вращения np принимают не nmin, a np > nmin, которая определяется по формуле n n p = 4 Rn = 4 max.станд . nmin.станд По указанной формуле определяется расчетная цепь и выделяется (большей толщиной линий) на графике частот вращения (см. рис. 4). По этой цепи определяется частота вращения каждого вала ni, его угловая скорость ωi и передаточное отношение между валами i. Так, угловая скорость вала электродвигателя определяется по формулам

πn эл.дв

3,14 ⋅ 1455 = 152,36 , 30 30 где nэл.дв – частота вращения вала электродвигателя, мин-1. Угловая скорость первого вала коробки скоростей равна

ω о = ω ' эл.дв =

с-1,

ωо =

24

πnшк

3,14 ⋅ 1000 = 104,67, 30 30 где nшк – частота вращения первого вала коробки скоростей, на который одет шкив, определяется по расчетной цепи. Угловая скорость второго вала равна

ω1 =

ωI

ω II =

ω1 =

с-1;

i I − II

ω II =

с-1;

104,67 = 52,33, 2

где iI-II – передаточное отношение между I и II валами, определяется по расчетной цепи как 1/ϕm. Подставляется в формулу только ϕm (например, 1,263 = 2), m – количество линий, перекрытых лучом. Угловая скорость третьего и последующих валов определяется по формулам

ω

ω

=

i

III

ω IV = 7.2.

II

с-1;

ω III =

52,33 = 41,53 ; 1,26

с-1;

ω II =

41,53 = 10,38 . 4

II − III

ω III i III − IV

Определение мощности и крутящего момента на валах

Нулевой вал (вал электродвигателя): N0 = Nэл.дв, Вт – мощность электродвигателя. Определена в пункте 5.5 данного пособия (например, N = 7,5 кВт = 7500 Вт, n = 1455 мин-1). Крутящий момент на валу электродвигателя рассчитывается так:

Мо =

No

ωo

н⋅м,

Mo =

7500 ⋅ 30 = 49,22. 3,14 ⋅ 1455

I вал:

NI = Noηpηз.пηп2, Вт,

где ηp = 0,97 – КПД клиноременной передачи; ηз.п = 0,99 – КПД зубчатой передачи с цилиндрическими прямыми зубьями; ηп = 0,995 – КПД подшипников качения. NI = 7500 ⋅ 0,97 ⋅ 0,99 ⋅ 0,9952 = 7130,4 Вт = 7,13 кВт,

25

МI =

NI

ωI

н⋅м,

MI =

7,130 ⋅ 30 = 68,12. 3,14 ⋅ 1000

II вал:

NII = NI ⋅ ηз.п ⋅ ηп2, NI = 7130,4 ⋅ 0,99 ⋅ 0,9952 = 6988,68, М II =

N II

ω II

н⋅м,

M II =

6988,68 = 133,55. 52,33

III вал:

NIII = NII ⋅ ηз.п ⋅ ηп2, NI = 6988,68 ⋅ 0,99 ⋅ 0,9952 = 6849,78, М III =

N III

ω III

н⋅м,

M III =

6849,78 = 161,94 и т.д. 41,53

Полученные в пунктах 7.1 и 7.2 значения сводятся в табл. 3. Таблица 3 Мощность и момент крутящий на валах

№ вала

N, кВт

n, мин-1

ω, с-1

М, н⋅м

Вал (0) электродвигателя

7,5

1455

152,36

49,22

I

7,13

1000

104,67

68,12

i

1,455 2

II

6,99

500

52,33

133,55 1,26

III

6,85

400

41,53

164,94

IV

6,71

100

10,38

646,44

7.3.

4

Расчет ременной передачи

Для ременной передачи ведущим валом является вал электродвигателя, ведомым – I вал коробки скоростей. Их параметры (N, n, ω, M) принимаются из табл. 3 и по ним ведется расчет. Последовательность расчета приведена в [2]. 1. Выбирается по М сечение клинового ремня (А, Б, В, …) с площадью поперечного сечения F, мм2. 2. Выбирается диаметр ведущего шкива D1. 3. Определяется диаметр ведомого шкива D2, приняв относительное скольжение ε = 0,015 и i = 1455/100 = 1,455, где 1455 и 1000 – частоты вра-

26

щения вала электродвигателя и I вала коробки скоростей соответственно: D2 = iD(1-ε).

4. Определяется межосевое расстояние а, оно выбирается в интервале amin ≤ a ≤ amax,

где amin = 0,55(D1+ D2)+h; amax = 2(D1+ D2) мм; h = 6 … 10 мм – величина для натяжения ремня. 5. Принимается среднее значение аср аср = (amin + amax)/2. 6. Определяется расчетная длина ремня 2 ⎛ D2 − D1 ⎞ L p = 2a + ( D1 + D2 ) + ⎜ ⎟ мм. 2 ⎝ 4a ⎠

π

7. Определяется угол обхвата меньшего шкива

α 1 = 180 o − 60

D2 − D 1 . acp

8. Определяется скорость ремня

υ = 0,5ω o D1 , м/с. 9. Определяется окружное усилие ро, передаваемое одним ремнем [2]. 10. Определяется допускаемое окружное усилие на один ремень [po] = po CL Cj Cp Н. 11. Определяется окружное усилие на один ремень р=

N эл.дв

υ

Н.

12.Определяется требуемое количество ремней Z=

p . [ p]

Полученное значение округляется до целого числа. 7.4. Расчет модулей зубчатых колес Основными причинами выхода из строя зубчатых колес являются усталость поверхностных слоев зубьев, их износ, смятие торцов зубьев, поломка зубьев от усталости и перегрузок. Поэтому при расчете зубчатых передач мо-

27

дуль зубчатых колес определяется как из прочности зуба на изгиб (mизг), так и из усталости поверхностных слоев (mпов) для каждой группы передач. Для стальных цилиндрических колес с прямыми зубьями указанные модули определяются по формулам [8] 1950 kN mизг = 103 , см; Zψy[σ изг ] n

mпов

100 3 = Z

2

⎛ 6800 ⎞ i + 1 kN ⎜⎜ ⎟⎟ , см, [ ] σ i ψ n o ⎝ пов ⎠

где N – мощность, передаваемая I(II, III, IV) валом, указана в табл. 3, кВт; n частота вращения I (II, III, IV) вала; указана в табл. 3, мин-1; Z - число зубьев меньшего колеса в расчетной цепи для I (II, III) группы передач; ψ = b/m = 6…10 - коэффициент ширины, учитывающий соотношение ширины зубчатого колеса "b" и его модуля "m"; у = 0,243÷0,268 – коэффициент формы зуба; ψо = 0,7÷1,6 – коэффициент, учитывающий симметричность расположения шестерни на валу и жесткость вала; i – передаточное отношение по расчетной цепи для группы передач, указано в табл. 3. Коэффициент нагрузки равен k = kд kк kр, где kд - коэффициент динамической нагрузки: kд =1,2÷1,55 при НВ≤350 и kд =1,2÷1,4 при НВ>350; kк - коэффициент концентрации нагрузки kк =1÷1,2 при НВ>350 и

kк =1÷1,3 при НВ≤350; kр – коэффициент режима работы: kр

=0,572÷0,585 при Нц≥25⋅107 и НВ>350 и kр=1,0÷1,1 при Нц≤107 и НВ≤350. Рекомендуется при предварительном расчете принимать kк kд = 1,3÷1,5, kр = 0,57÷0,58. Допускаемое напряжение изгиба, кг/см2 находят так:

[σ изг ] = σ −1 , n

где σ-1 – предел выносливости материала зубьев при изгибе с симметричным циклом нагружения, кг/см2 (численные значения приведены в табл. 4 и 5); n = 2÷2,5 – запас прочности (в приближенных расчетах принимают n = 2,5). Допускаемое контактное напряжение сжатия находят так: [σпов] = Cв НВkp = CR HRC kp ,

28

где Св, Ср – коэффициенты, принимаются из табл. 6; HRC и НВ – твердость поверхностей по Роквелу и по Бринелю. Таблица 4 Соотношения между числами твердости по Бринелю и Роквелу и пределом прочности при растяжении σв, пределом выносливости при изгибе σ-1 и пределом текучести σт

HB < 350

НВ > 350

Предел прочно- Предел вынослиТвердость Предел по Бринелю по Роквелу сти сталей угле- вости при изгибе текучести σт, НRC НВ, кг/мм2 родистых σв, σ-1 =(0,41÷0,46)σв, кг/мм2 кг/мм2 кг/мм2 688 65 248 110 198 670 64 241 106 193 659 63 237 104 190 643 62 231 102 185 627 61 226 100 181 641 60 220 97 176 597 59 214 94 171 582 58 208 92 166 569 57 205 90 164 547 55 196 86 157 510 52 183 81 146 485 50 175 77 140 441 46 159 70 127 393 42 141 62 113 378 40 136 60 109 354 38 128 56 102 313 34 112 49 90 282 30 102 45 82 255 26 92 40 74 217 20 78 34 62 207 18 74 32 59 200 72 31 58 190 68 30 54 170 61 27 49 150 54 24 43 140 50 22 40

29

Таблица 5 Механические характеристики материалов Марка стали

Твердость НВ

Предел прочности при растяжении σв, кг/мм2

Предел выносливости при изгибе σ-1, кг/мм2

Допускаемое напряжение при изгибе[σ]изг, кг,мм2

Предел прочности при кручении τк, кг/мм2

Предел выносливости при кручении τ-1, кг/мм2

Допускаемое напряжение при кручении[τ]кр, кг/мм2

Предел текучести σт, кг/мм2

Н

187

52-65

25

6-7

34

15

4,9

30-44

У

321-375

68-72

30

10

40

18

7,5

48-50

З

321-375

90-95

40

13,5

53

24

10

70-80

Н

179-207

60-75

28

9,5

35

16

7

32

У

228-250

75-82

38

13

51

23

9,5

50-52

З

375-430

90-103

42

14,5

55

25

10,5

70-80

Н

143-179

46-60

24

8

31

14

6

30-40

У

217-235

70

30

10

40

18

7,5

50

З

208-232

95

42

14

55

25

10,5

80

40

У

230-260

85-95

40

13,5

53

24

10

65-73

Х

З

128-175

120-160

55-68

19-23

73-88

33-40

14-17

135-145

40ХН

240-270

82-92

36-42

13-14

46-55

21-25

9-10

65-75

30ХГТ

320-415

115-150

52-65

18-23

68-73

31-33

12,5-16,5

95-120

35

45

20 Х

30

Таблица 6 Величины коэффициентов СB и CR

Материал

Термообработка

Твердость поверхностей

СB

CR

Углеродистые и легированные стали любых марок

Улучшение, отжиг, нормализация

НВ≤350

25

-

Цементация

НВ>350 НRC=55÷63

Легированные стали марок 20ХН, 20ХМ, 20Х, 20ХФ, 12ХН2, 15Х Углеродистые стали марок 15, 20, 15Г, 20Г

Объемная заУглеродистые или легирокалка ванные стали марок 40, 45, Поверхностная 35Х, 40Х, 40ХН закалка

280 220

НВ>350 НRC=40÷55

265 230

Определив модули mизг и mпов принимают больший из них и его округляют до стандартного значения. Модуль определяется для всех групп передач Модули по ОСТ 1597: 1; 1,25; 1,5; 1,75; 2; 2,25; 2,5; 3; 3,5; 4; 4,5; 5; 5,5; 6; 6,5; 7; 8; 9; 10; 11; 12; 13; 14; 15; 16; 18; 20 … 7.5. Геометрический расчет зубчатых колес Сводится к определению основных размеров всех колес по нижеприведенным формулам: - диаметр выступов (вершин) зубчатого колеса dвыст = (Z + 2)m, мм; - диаметр впадин dвп = (Z - 2)m, мм; - делительный диаметр d1 = Zm, мм;

- ширина зубчатого колеса b = Ψm. 7.6. Межосевое расстояние Определяется для каждой группы передач по формуле

1 m(Z1 + Z 2 ) , мм, 2 где Z1, Z2 – число зубьев пары колес по расчетной цепи для каждой группы передач. Ai =

31

7.7. Определение сил в зубчатых зацеплениях На зуб зубчатого колеса в зацеплении действуют окружная Ft и радиальная Fr силы, которые определяются по формулам

Ft =

2M Н; d1

Fr = Ft

tgα Н, cos β

где М – крутящий момент на колесе, Н⋅м, см. табл. 3; d1 – делительный диаметр меньшего колеса, м; α = 20о, β = 0о – для прямозубых колес (tg 20o = 0,364, cos 0o = 1). Расчетные значения сводим в табл. 7. Таблица 7 Параметры зубчатого колеса и величина сил № груп пы пере дач

I

II

III

Z1 = 42

63

Диаметр вершины зубьев dвыст, мм 66

Z2 = 66

99

102

95,25

54

57

50,25

108

111

104,25

Z5 = 31

46,5

49,5

42,75

Z6 = 77

115,5

118,5

111,75

Z7 = 62

124

128

119

Z8 = 39

78

82

73

90

94

85

112

116

107

Z11 = 29

58

62

53

Z12 = 72

144

148

139

Z13 = 69

207

213

199,5

105

111

97,5

63

69

55,5

249

255

241,5

Число Мо- ШиДелизубьев дуль рина тельный колес Z m, коле- диаметр мм са b, d1, мм мм

Z3 = 36 Z4 = 72

Z9 = 45 Z10 = 56

Z14 = 35 Z15 = 21 Z16 = 83

1,5

2

3

12

16

24

Диаметр впадин dвп, мм

Меж- Окруж ная осесила вое рас- зацепстоя- ления Ft, Н ние Аi, мм

Радиальная сила зацепления Fr, Н

59,25

81

2422,1

881,6

101

2764,4 1006,26

156

4730,8

1722

32

7.8.

Конструирование и расчет валов [1, 13]

7.8.1. Рекомендации по конструированию валов В зависимости от конструкции механизма валы работают или на совместное действие изгиба и кручения или только на кручение. В коробках скоростей валы работают на совместное действие изгиба и кручения. Валы, как правило, выполняются ступенчатой формы. Форма вала зависит от многих условий. Конструктор должен учитывать эти условия. Вот некоторые из них: 1) способ соединения с валом насаженных на него деталей; 2) тип и размеры подшипников, выбранных для данного вала; 3) длина вала; 4) способ сборки (совместная или раздельная). Способы соединения вала с насаженными на него деталями, обеспечивающими передачу крутящего момента и осевых сил, различны и зависят от величины и характера нагрузок. Наиболее распространены шлицевые и шпоночные соединения. Чтобы деталь не смещалась вдоль оси вала и могла воспринимать осевые нагрузки, применяют или уступы на валу, или конусную посадку (конусность 1:7), или кольца (стопорные, пружинящие, установочные, размеры которых приведены в [3]). В качестве опор валов применяются подшипники различных типов [1, 2, 6]. Если вал имеет опоры качения, то размеры шеек вала под подшипник по диаметру и по длине определяются размерами выбранного подшипника. Как правило, для подшипников качения на валах делают заплечики, минимальная высота которых должна соответствовать размерам скруглений на кольцах подшипника. Крепление внутренних колец подшипников качения на валу осуществляется теми же способами, что и крепление зубчатых колес. В процессе работы детали коробки скоростей нагреваются. Поэтому закрепление вала от осевого перемещения должно быть выполнено так, чтобы удлинение вала не вызвало заклинивания подшипников.

33

7.8.2. Материалы валов В качестве материала для изготовления валов используют сталь углеродистую марок 20, 35, 40, 45, 50 и легированную марок 20Х, 40Х, 40ХН, 40ХНМА, 30ХГТ и другую. В табл. 6 приведены необходимые для расчета механические характеристики некоторых из вышеуказанных сталей. 7.8.3. Предварительный расчёт валов Валы рассчитывают на прочность и жёсткость. От жёсткости валов в значительной степени зависит грузоподъёмность, быстроходность и долговечность подшипников и зубчатых колёс. Диаметры валов при расчёте на прочность определяют по формулам:

d проч. = 3

71620 N N , см; = 713 n ⋅ 0,02[τ ]к n[τ ]к

d проч. = 3

M , см, 0,2[τ ]к

где: N, n – соответственно передаваемая мощность в кВт и частота вращения вала в оборотах в минуту для I (II, III) группы передач (табл. 3); [τ] – допускаемое напряжение на кручение материала вала, кг/см2; М – крутящий момент на валу I (II,III) группы передач, кг⋅см (табл. 3). Полученное значение dпроч вала округляется до стандартного из нормального ряда и проверяется на запас прочности и на жёсткость. 7.8.4. Проверочный расчёт валов Найденные значения валов при предварительном расчёте и конструктивном оформлении подвергают проверочному расчёту с целью определения запасов прочности в опасных сечениях, по формуле [13]

n=

nσ nτ nσ2 + nτ2

≥ [n] ,

где nσ и nτ - соответственно, запас прочности при действии одних изгибающих и одних крутящих нагрузок. nσ =

σ

ε −1 σ ; σa

nτ =

τ −1 ετ τa

,

34

где σ-1, τ-1 – предел выносливости при изгибе и кручении соответственно, кг/см2. Номинальное напряжение в сечении при изгибе:

σa =

M

=

32M . 3 πd

Wнетто Номинальное напряжение в сечении при кручении:

τa =

M Wк нетто

=

16 ⋅ M , 3 π ⋅d

где М – крутящий момент на рассчитываемом валу, кг⋅см (табл. 3); [n] = 2÷2,5 – запас прочности вала. 7.8.5. Расчёт на жёсткость Данный расчет сводится к определению прогибов "у" и углов наклона оси

вала "Θ" и сопоставлению их с допускаемыми значениями [y] и [Θ]. Допускаемый прогиб вала [у] не должен превышать 0,0001÷0,0005 расстояния между опорами l, т.е. [у]≤(0,0001÷0,0005) l см. Угол наклона оси вала в опорах [Θ] не должен превышать 0,001 радиана при зубчатых колёсах или 0,005 радиана для однорядных шарикоподшипников, т.е. [Θ] ≤ 0,001 радиана или [Θ] ≤ 0,005 радиана. (1 радиан = 57,3 градуса или 1 радиан =

180 o

π

).

Угол наклона "Θ" и прогиб вала "у" в расчётном сечении определяются по формулам [13]:

Ft l 2 Θ= K Θ рад или 6 4 10 d

Ft b3 Θ= (bl − ) ; 6 EJ l

Ft l 3 y= K y cм 6 4 10 d

y=

или

Ft b (3l 2 − 4b 2 ) , 48 EJ

где l и d – соответственно расстояние между опорами и диаметр вала, см; Ft – окружная сила, кГ; КΘ и Ку – коэффициенты берутся по графикам рис. 71 [13]; b = l – a – расстояние от опоры зубчатого колеса; E = 2⋅106 кГ/см2 – модуль упругости.

35

Момент инерции равен, см4.

πd 4

. 64 Считается (предварительно) вал жёстким, если его длина l между опораJ=

ми будет меньше или равна 10 диаметрам вала, т.е. если l ≤ 10d, то вал жёсткий. Диаметр вала при расчёте на жёсткость можно определить или проверить исходя из допустимой величины угла закручивания по формуле:

d жёстк = 10,84

N = 6,24 M , см, n

где N – передаваемая мощность, кВт; n – частота вращения, мин –1; M – передаваемый крутящий момент, кг⋅см; При этом угол закручивания ϕо не превышает 0,50 на метр длины вала. Допустимое значение угла закручивания вала на 1 метр длины равно:

⎡ϕ o ⎤ ⎢ ⎥ ≤ 0,5 градус/м. ⎢⎣ l ⎥⎦ В коробках скоростей применяются шлицевые валы. Наружный диаметр шлицевого вала должен быть не менее диаметра, принятого по расчёту на жёсткость. Окончательно диаметр вала принимается из условия: d проч ≤ d ≤ d жестк . 7.9. Выбор подшипников качения При выборе типа и размеров шарико- и роликоподшипников учитываются следующие факторы [1,2,6]: - величина и направление нагрузки (радиальная, осевая, комбинированная); - характер нагрузки (постоянная, переменная, ударная); - частота вращения кольца подшипника; - необходимая долговечность (желаемый срок службы в часах). Подшипники выбираются по следующей схеме [6,7]:

36

1. Намечают тип подшипника. Для коробок скоростей применяются в основном шарикоподшипники радиальные однорядные: лёгкой серии (№ 204÷230, d = 20÷150 мм); средней серии (№ 304÷330, d = 20÷150 мм); тяжёлой серии (№ 404÷418, d = 20÷90 мм) по ГОСТ 8338-97 и роликоподшипники радиальные с короткими цилиндрическими роликами по ГОСТ 8.328-75: (№ 2200÷2230; № 2305÷2330; № 2400÷2424 или другие типы подшипников (конические, двухрядные и др.)). 2. Определяются размеры подшипника по коэффициенту работоспособности С, который находят по формуле: C = ( RK k + mA) Kσ Kτ (nh) 0,3 = Q(nh) 0,3 , где Q – условная нагрузка; R – сила, действующая на подшипник по радиусу (радиальная нагрузка), указана в табл. 7 знаком Ft , кг; А – осевая нагрузка, кГ (для конических колес); n – частота вращения вала по расчётной цепи np; h – 10 000 час – долговечность работы подшипников в коробках скоростей; Kk = 1 – коэффициент, учитывающий какое кольцо вращается; Kσ = 1,05÷1,2 – коэффициент, учитывающий характер нагрузки на подшипник; Kτ = 1 – температурный коэффициент (при температуре до 100 оС); m = 1,5 – коэффициент, учитывающий влияние нагрузок на срок службы подшипника. По рассчитанному коэффициенту работоспособности С и по принятому диаметру вала d выбираются из таблиц [2,6] или из прил. 19, 20 размеры подшипников: тип, серия, внутренний диаметр dп (он должен быть меньше диаметра вала на размер заплечиков, т.е. на 3÷8 мм), наружный диаметр D, ширина подшипника В. 3. Назначают класс точности подшипника. Подшипники разделяются на 5 классов точности: Н – нормальный, П – повышенный, В – высокий, А – особо высокий, С – сверхвысокий. В коробках скоростей универсальных станков всех типов в качестве опор валов применяются подшипники нормального класса точности Н, реже – класса точности П. По справочнику [6] назначаются посадки подшипников на вал и корпус коробки. Эти посадки указываются на чертеже. Выбранные параметры подшипников заносятся в табл. 8.

37

Таблица 8 Размеры и основные характеристики подшипников Диаметр вала № вала

Под Расчётный подшипник d, мм dп, мм

Условное обозначение подшипника и его размеры №

d

D

B

Коэффициент работоспособности С

Посадка колец подшипника на вал и в корпус

I II III IV 8. ПРОЕКТИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ ШПИНДЕЛЬНОГО УЗЛА

Шпиндельный узел является одним из основных узлов станка, конструктивная форма и размеры которого влияют на компоновку и параметры других узлов, в частности, коробки скоростей. Конструктивная форма шпинделя определяется типом и назначением станка, требованиями к его точности, условиями его работы, способами закрепления в нем инструмента или заготовки, размещением элементов привода и типом применяемых опор. Проектирование шпиндельного узла проводится в следующей последовательности [4, 5, 7]: 8.1. Уточнение и выбор исходных данных: 1. Максимальная частота вращения nmax. 2. Передаваемая мощность Nmax. 3. Точность вращения и обработки. Последние характеризуются радиальным и осевым биением переднего конца шпинделя и некруглостью обработанных деталей. Допустимые величины биения назначаются в зависимости от класса точности станков по ГОСТам (для станков токарных – ГОСТ 18097-93; для станков фрезерных – ГОСТ 9726-89 и

38

др. (см. прил. 21)). Например, для токарных станков с Dmax = 250÷400 мм данные приведены в табл. 9. 4. Жесткость шпиндельного узла j. Это важнейший критерий. Для станков нормальной точности – жесткость j ≥ 25 кг/мкм; для станков классов П, В, А,С j ≥ 50 кг/мкм. Таблица 9 Точность вращения и обработки по ГОСТ 18097-93 Класс точности станка Н П В

Радиальное биение шейки шпинделя, мкм 10 7 5

Осевое биение шпинделя, мкм 8 5 3

Некруглость изделий после чистовой обработки, мкм 8 5 3

8.2. Выбор тип опор в зависимости от частоты вращения, требуемой точности вращения и точности обработки по табл. 10 Таблица 10 Тип опор в зависимости от скоростного и точностного параметров

Тип опор (подшипников) Подшипники качения Гидродинамические подшипники Гидростатические подшипники

Радиальное и Шероховатость осевое биение обработанной поверхности шпинделя ∆, Ra, мкм мкм

Некруглость обработанной поверхности ∆r, мкм

Скоростной параметр dn, мм⋅мин-1

1

0,32

1

0÷1⋅106

0,5

0,16

0,5

0,1⋅106÷1⋅106

0,05

0,08

0,2

0÷1,5⋅106

Примечание. Диаметр шейки шпинделя (d) в передней опоре, мм (определяется в п. 8.4); n – частота вращения шпинделя, мин-1.

39

В большинстве случаев шпиндельные узлы станков проектируют на подшипниках качения. При этом применяют три основных вида шпиндельных подшипников: - конические роликовые одно- и двухрядные (dn ≤3⋅105, мм⋅мин-1) №№ 697 000, 2 007 100; - двухрядные цилиндрические роликовые (dn ≤3,5⋅105, мм⋅мин-1) №№ 3 182 100, 3 182 200; - радиально-упорные шариковые (dn ≤11⋅105, мм⋅мин-1) №№ 36 100 КУ, 36 200 КУ, 46 100 КУ, 46 200 КУ. Выбирается класс точности подшипников в зависимости от класса точности проектируемого станка по рекомендациям табл. 11 [5, 7]. Подшипники гидродинамические и гидростатические применяются для точной обработки деталей в станках классов П, В, А, С. 8.3. Выбор компоновочной схемы шпиндельного узла (на опорах качения) по параметру быстроходности (dn) Типовые схемы шпиндельных узлов приведены в прил. 22. Конструктор может воспользоваться ими. Существует и ряд других компоновочных схем. Анализ схем приведен в литературе [5, 7]. Таблица 11 Класс точности подшипников качения для шпинделей

Класс точности станка Н П В А С

Класс точности радиальных подшипников передней опоры

задней опоры

5 4 2 2 2

5 5 4 2 2

Класс точности упорных подшипников 5 5 4 4 2

Низкоскоростные схемы № 1-3 целесообразно применять для шпиндельных узлов тяжелонагруженных станков: фрезерных, токарных, сверлильных.Среднескоростные схемы № 4-7 целесообразно применять в быстроходных

40

токарных, фрезерных, расточных, сверлильных, кругло- и плоскошлифовальных станках. Высокоскоростные схемы № 8-11 целесообразно применять в высокоскоростных алмазно-расточных и внутришлифовальных головках. 8.4. Определение диаметра шейки шпинделя в передней опоре Ориентировочно минимально необходимый диаметр шейки шпинделя определяется по формулам: - из условия жесткости по передаваемому крутящему моменту d min ≥ 624 M , мм;

- из условия передачи мощности на шпинделе

d min ≥ (3 ÷ 6,7)N , мм, где M, N – соответственно момент крутящий (кг⋅см) и мощность (кВт) на шпинделе, табл. 3. Для дальнейших расчетов принимается большее значение диаметра dmin. Максимально возможный диаметр шейки шпинделя под передней опорой для выбранной компоновочной схемы определяется по формуле

d max =

(dn)табл мм, nmax

где (dn)табл – параметр быстроходной схемы (табл. 11), мм ⋅мин-1; nmax – максимальная частота вращения шпинделя расчетная из графика частот вращения, мин-1. Полученный диаметр dmax корректируется по имеющимся ограничениям (возможности выполнения осевого отверстия в шпинделе для инструмента или заготовки, или размещения механизма зажима заготовки или инструмента и др.). При этом необходимо стремиться выбрать диаметр как можно большего размера. Это приведет к увеличению жесткости шпиндельного узла:

d min < d ≤ d max .

41

8.5. Определение конструктивных параметров шпинделя Рассмотрим на примере шпиндельного узла фрезерного станка (компоновочная схема № 4), рис. 5. 8.5.1. Вылет переднего конца шпинделя "а" и его диаметра dп.к. Диаметр переднего конца шпинделя определяется по формуле:

d п.к. = (1,05 ÷ 1,2)d мм, где d – принятый диаметр шейки шпинделя под передней опорой, мм.

Рис. 5. Эскиз шпиндельного узла Вылет переднего конца "а" и окончательный диаметр dп.к. принимаются после прочерчивания посадочного места для зажимных приспособлений деталей или инструмента. Размер "а" берётся от середины первого переднего подшипника до переднего конца шпинделя. Конструктивное оформление посадочных мест определяется типом и назначением станка. Концы шпинделей ГОСТированы (прил. 21). Так ГОСТ 12595-85 и ГОСТ 2324-77 предусматривают фланцевые концы шпинделей, а ГОСТ 16868-71 – резьбовые концы для токарных, токарно-револьверных, шлифовальных станков; ОСТ 2У26-1-82 предусматривает концы шпинделей с коническими отверстиями (с конусностью 7:24 или конусом Морзе) для сверлильных, фрезерных, расточных станков. Пример конструкций концов шпинделей приведён в [4, с. 612-614] на страницах 612÷614 и в прил. 23.

42

8.5.2. Расстояние между опорами Первоначально межопорное расстояние l принимается равным трём диаметрам шейки шпинделя, т.е. l = 3d мм. Это расстояние затем корректируется в результате прочерчивания всех элементов шпиндельной группы и последующего расчёта. 8.5.3. Диаметр шпинделя между опорами dм. Выполняется возможно большего размера:

d м = (0,95...1,0)d мм. 8.5.4. Диаметр шпинделя под задней опорой dз. Принимаем из соотношения: d з. = (0,8 ÷ 0,95)d мм. 8.5.5. Диаметр сквозного отверстия do Определяется с учётом размеров механизма зажима инструмента или диаметра прутка (по станку-прототипу). 8.6. Выбор типа приводной передачи При выборе типа приводной передачи шпинделя (зубчатой или ремённой) учитывают точность проектируемого станка, максимальную частоту вращения шпинделя и величину передаваемых нагрузок. В станках Н и П классов точности желательно, чтобы крутящий момент передавался с помощью зубчатой или ремённой передачи, в станках класса В – с помощью муфт, установленных соосно со шпинделем. После определения всех параметров прочерчивается шпиндельный узел с элементами привода и корпусом бабки, при этом может корректироваться меж-

опорное расстояние l. Примеры шпиндельных узлов приведены в прил.24÷27. 8.7. Расчёт точностных и динамических параметров шпиндельного узла Сводится к расчёту точности опор качения, жёсткости опор, виброустойчивости и нагрева опор. 8.7.1. Точность вращения шпинделя

43

Характеризуется радиальным и осевым биением переднего конца шпинделя. Величину радиального биения, после проектирования шпиндельного узла, определяют аналитически по формуле: l ⎤ ⎡ ∆ = 1,5⎢δ A + (δ A + δ B )⎥ , мкм, a ⎦ ⎣

где δ А =

[∆]

[∆] a - величина a - величина биения передней опоры; δ B = 3 a+l 3 l

биения задней опоры; [∆] - допустимое радиальное биение центрирующей шейки шпинделя проектируемого станка по ГОСТ, мкм; А, l - параметры шпинделя, мм. Рассчитанное значение ∆ должно быть меньше либо равно допустимому значению [∆] для данного типа станка: ∆ ≤ [∆ ]. 8.7.2. Жёсткость шпиндельного узла. Оценивается радиальной и осевой жёсткостью. Приближённую оценку радиальной жёсткости узла, учитывающую упругие деформации шпинделя и его опор под действием силы резания на переднем конце шпинделя, можно осуществить по формуле: j=

1 н/мкм, eR

где eR - радиальная податливость узла, мкм/H. 2 a2 a2 ⎛a+l⎞ eR = e + ; + e1⎜ [3E × (a / J1 + l / J 2 )] ⎝ l ⎟⎠ 2 l 2

где a ,l - вылет переднего конца шпинделя и межопорное расстояние, мм; J 1 и

J 2 - моменты инерции передней и межопорной частей, мм4; E = 2 ⋅ 10 6 - модуль упругости материала шпинделя, кГ/см2; e1 и e2 - радиальная податливость передней и задней опор (определяется по графикам рис. 6 или по [7, рис. 10.6, 10.7, 10.8]). Рассчитанная величина жёсткости должна быть больше допустимой жёсткости данного станка, т.е.

j ≥ [ j ],

44

Рис. 6. Графики зависимости податливости от радиальной нагрузки для роликоподшипников типа 2007100, 3182100, шарикоподшипников типа 46200

45

где

[ j ] = 250

[ j ] = 500

H/мкм - для станков общего назначения нормальной точности;

H/мкм - для прецизионных станков классов П, В, А, С.

8.7.3. Виброустойчивость Оценивается по амплитуде волнистости на обработанной поверхности детали после запуска станка в работу. 5. ЗАКЛЮЧЕНИЕ

Методические указания дают возможность студентам более качественно выполнять проектные разработки по современным методам расчёта технологического металлообрабатывающего оборудования. СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1. Биргер И. А., Шорр Б. Ф. и др. Расчет на прочность деталей машин: Справочное пособие. – М., 1966. – 616 с. 2. Детали и механизмы металлорежущих станков /Под ред. Д. Н. Решетова: В 2 т. – М., 1972. Т. 2. – 520 с. 3. Детали машин: Атлас конструкций /Под ред. Д. Н. Решетова. – М., 1979. – 367 с. 4. Кучер И. М. Металлорежущие станки. Основы конструирования и расчета. – Л., 1969. – 720 с. 5. Лизогуб В. А. Конструирование и расчет шпиндельных узлов направляющих и механизмов подач металлорежущих станков: Учеб. пособие. – М., 1985. – 90 с. 6. Подшипники качения: Справочник-каталог /Под ред. В. Н. Нарышкина, Р. В. Коросташевского. М., 1984. – 280 с. 7. Проектирование металлорежущих станков и станочных систем: Справочникучебник. /Под ред. А. С. Проникова: В 2 т. – М., 1998. Т. 1. – 444 с. 8. Проников А. С. Расчет и конструирование металлорежущих станков: Учеб. пособие для машиностроительных вузов. 2-е изд. – М., 1967. – 448 с. 9. Пуш В. Э. Конструирование металлорежущих станков. – М., 1977. – 390 с.

46

10. Разработка кинематической схемы проектируемого станка: Методические указания к выполнению курсового проекта /Сост. А. А. Шабалин, Ю. Г. Иванищев. – Хабаровск: Хабар. политехн. ин-т, 1988. – 39 с. 11. Расчет режимов резания: Методические указания по курсовому проектированию металлорежущих станков /Сост. В. В. Жуловян. – Хабаровск: Хабар. политехн. ин-т, 1982. – 48 с. 12. Режимы резания на металлорежущих станках общего назначения: Справочное пособие /Сост. В. В. Жуловян. – Хабаровск: Хабар. политехн. ин-т, 1992. – 24 с. 13. Серенсен и др. Валы и оси. Конструирование и расчет. – М., 1970. – 320 с. 14. Справочник технолога-машиностроителя /Под ред. А. Г. Косиловой и Р. К. Мещерякова: В 2 т. – М., 1985. Т. 2. – 496 с.

ПРОЕКТИРОВАНИЕ ТЕХНОЛОГИЧЕСКОГО МЕТАЛЛООБРАБАТЫВАЮЩЕГО ОБОРУДОВАНИЯ Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине "Технологическое оборудование автоматизированного производства" для студентов специальности 072000 "Стандартизация и сертификация (в машиностроении)" и для студентов дневной, заочной и ускоренной форм обучения специальностей 120100, 120200, 120900 при выполнении курсового и дипломного проектов

Николай Алексеевич Кутний

Главный редактор Л. А. Суевалова Редактор О. В. Астафьева Компьютерная верстка И. Ю. Резвых

Подписано в печать . Формат 60 х 84 1/16. Бумага писчая. Гарнитура "Таймс". Печать офсетная. Усл. печ. л. 4,4. Уч. –изд. л. 3,8. Тираж экз. Заказ . С 111. Издательство Хабаровского государственного технического университета. 680035, Хабаровск, ул.Тихоокеанская, 136. Отдел оперативной полиграфии издательства Хабаровского государственного технического университета. 680035, Хабаровск, ул.Тихоокеанская, 136.