Расчет приводов подач металлорежущих станков. Методичка by Volodko Sergey

Министерство образования Российской Федерации Ульяновский государственный технический университет

А. В. Шестернинов, Г. М. Горшков

РАСЧЕТ ПРИВОДОВ ПОДАЧ МЕТАЛЛОРЕЖУЩИХ СТАНКОВ Методические указания по курсовому и дипломному проектированию

Ульяновск 2007

ОГЛАВЛЕНИЕ 1. ОСОБЕННОСТИ КИНЕМАТИЧЕСКОГО РАСЧЕТА ПРИВОДА ПОДАЧ....4 1.1. Классификация приводов подач…………………………………………….4 1.2. Расчетные перемещения в приводах подач……………………………...…4 1.3. Допустимые передаточные отношения передач цепи подач……………...5 1.4. Особенности построения графика частот вращения валов привода подач………………………………………………………………...5 2. ПРИМЕРЫ КИНЕМАТИЧЕСКОГО РАСЧЕТА ПРИВОДОВ ПОДАЧ………7 2.1. Кинематический расчет зависимого привода подач с реечной шестерней…………………………………………………………7 2.2. Кинематический расчет независимого привода подач с винтовой передачей……………………………………………………….12 3. ПРОЧНОСТНОЙ (СИЛОВОЙ) РАСЧЕТ ПРИВОДОВ ПОДАЧ……………..14 3.1. Определение недостающих параметров для прочностного расчета……………………………………………………….17 3.2. Расчет зубчатых передач……………………………………………………20 3.3. Расчет валов привода……………………………………………………………………….……..29 3.4. Выбор подшипников качения и прочих элементов привода……………..38 ПРИЛОЖЕНИЕ А. Нормальный ряд чисел в станкостроении…………..43 ПРИЛОЖЕНИЕ Б. Расчет исходных данных и результат расчета шестерен коробки подач…………………………………………..44 ПРИЛОЖЕНИЕ В. Расчет исходных данных и результат расчета II вала коробки подач……………………………………………...47 БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК……………………………………………..48

1.ОСОБЕННОСТИ КИНЕМАТИЧЕСКОГО РАСЧЕТА ПРИВОДОВ ПОДАЧ 1.1.Классификация приводов подач Привода подач бывают резьбового и нерезьбового типов. Нерезьбовые коробки подач встречаются у большинства металлорежущих станков, рассмотрению которых и посвящены настоящие методические указания. Важнейшей отличительной особенностью привода подач является большая редукция и тихоходность передач привода, поэтому в них помимо коробки подач, являющейся множительным механизмом, обеспечивающим получение нужного числа подач, имеется ряд понижающих одиночных передач, в том числе и червячная. Привод подач может получать движение от шпинделя станка (токарные, сверлильные, др. станки) или от отдельного электродвигателя (фрезерные, шлифовальные станки). Привод подач, в котором источником движения является шпиндель, называется ЗАВИСИМЫМ, а если движение осуществляется от отдельного электродвигателя - НЕЗАВИСИМЫМ. В конце кинематической цепи подач применяются тяговые устройства, преобразующие вращательное движение в поступательное, а именно: винт – гайка, реечное колесо – рейка. Таким образом, кинематические цепи подач станков различного типа состоят из трех частей: 1) передач, соединяющих источник движения с коробкой подач; 2) коробки подач или механизма, ее заменяющего (сменные зубчатые колеса и др.); 3) передач, связывающих коробку подач с тяговым устройством, обеспечивающим перемещение рабочего органа станка. Основным механизмом, определяющим структуру привода подач, является коробка подач. В металлорежущих станках применяются следующие типы коробок подач: 1) с передвижными блоками зубчатых колес; 2) со встречными зубчатыми конусами; 3) с механизмом «Нортона»; 4) с механизмом типа «Меандр»; 5) со сменными зубчатыми колесами. 1.2. Расчетные перемещения в приводах подач В зависимости от типа привода подач возможны два варианта расчетных перемещений. 4

ПЕРВЫЙ ВАРИАНТ – разрабатывается зависимый привод подач, в котором конечными звеньями кинематической цепи могут быть: а) шпиндель станка – вал реечной шестерни; б) шпиндель станка – ходовой винт. В этих случаях величина подачи измеряется в мм /об шпинделя. ВТОРОЙ ВАРИАНТ – разрабатывается независимый привод подач, в котором конечными звеньями цепи подач являются: а) вал электродвигателя привода подач – вал реечной шестерни; б) вал электродвигателя – ходовой винт. Здесь подача измеряется в мм /мин. 1.3. Допустимые передаточные отношения передач цепи подач Передаточные отношения зубчатых передач в кинематических цепях приводов подач (в том числе и передач самой коробки) принимаются в пределах, отличающихся от пределов, установленных для приводов главного движения. Предельные значения передаточных отношений передач:

1 ≤ i ≤ 2,8, 5 1 т.е. для понижающих  imin ≥ и для повышающих  imax ≤ 2,8. 5 Следовательно, наибольший диапазон регулирования групповой передачи между двумя валами: RГР  imax imin = 2,8 ∙ 5 = 14. Наибольшая же характе – ристика Х ГР (число интервалов на графике частот вращения между крайними точками двух лучей, исходящих из одной точки) такой передачи будет: Х Х ГР  lg 14 lg  , т.к.  ГР = 14, где  – знаменатель геометрической прогрессии. При построении графика частот вращения при известном  необходимо выполнять вышеизложенные условия, т.е. между точками лучей, условно обозначающих передачу, число интервалов не должно превышать значений, указанных в табл. 1.1. 1.4. Особенности построения графика частот вращения валов привода подач Особенностью кинематического расчета приводов подач является то, что при построении графиков частот вращения используют не сами величины известного ряда подач, а частоты вращения вала последнего звена кинематической цепи (обороты вала реечной шестерни или ходового винта). Таблица 1.1 5

Допускаемое число интервалов, перекрываемое лучами групповой передачи на графике частот вращения валов коробок подач Передача

1,06

1,12

1,26

1,41

1,58

1,78

Понижающие

Повышающие

Максимальное расхождение крайних лучей

Рассмотрим методику определения этих частот вращения на примере зависимого привода подач. Подача осуществляется реечной передачей . Допустим, что задан геометрический ряд подач S1 , S 2 ,...S Z в мм/об шпинделя и пусть задано или принято (по базовому станку) число зубьев реечного колеса – Z P и его модуль – mP в мм. Тогда частоты вращения реечного колеса, отнесѐнные к одному обороту шпинделя (об/об. шп.), определяются:

n1 

  mP  Z P

;

n2 

  mP  Z P

;…

nZ 

  mP  Z P

Частоты вращения от n1  nmin до n1  nmax , также как и заданный ряд подач, образуют геометрическую прогрессию. Подача осуществляется ходовым винтом. Допустим, по-прежнему, что задан геометрический ряд подач и известен шаг ходового винта t в мм. Частоты вращения ходового винта, отнесѐнные к одному обороту шпинделя (об/об.шп) и составляющие геометрическую прогрессию, определяются: S S S n1  1 ; n2  2 ;… nZ  Z ,

где как и ранее

n1  nmin ; n1  nmax . 6

При расчетах независимого привода подач частоту вращения последнего вала (реечной шестерни или ходового винта) определяют подобно вышеизложенному. Отличием при этом является лишь то, что величины подач заданы в мм/мин, а определяемые частоты вращения измеряются в об/мин. Дальнейший кинематический расчет выполняется аналогично расчету коробок скоростей. 2. ПРИМЕРЫ КИНЕМАТИЧЕСКОГО РАСЧЕТА ПРИВОДОВ ПОДАЧ 2.1. Кинематический расчет зависимого привода подач с реечной шестерней Исходные данные: проект привода подач к токарному станку, S min  0,06 мм/об, S max  0,56 мм/об,  = 1,41. Предварительно определим недостающие параметры, необходимые для кинематического расчета. Диапазон регулирования: RZ  S max S min = 0,56 / 0,06 = 9,3. Обозначив

S min  S1 , S max  S Z , можно записать S Z  S1   Z 1 , тогда RZ  S Z S1   Z 1 . Отсюда число ступеней подач: S 1

lg RZ lg 9,3 1  8. lg  lg 1,41

По нормали станкостроения HII-I (см. приложение А) выписываем нормальный ряд подач в мм /об: S1 = 0,06; S2 = 0,085; S3 = 0,118; S4 = 0,17; S5 = 0,236; S6 = 0,335; S7 = 0,475; S8 = 0,67. 2.1.1. Построение графика частот вращения валов На основании анализа существующих станков выбирается базовая модель станка (если она не задана), привод подач которого аналогичен проектируемому. Для нашего примера в качестве прототипа используем станок мод. 16К20. Принимаем коробку подач с передвижными блоками зубчатых колес и структурную формулу для нее Z  21  22  24  8 . Здесь индексы при сомножителях определяют характеристики групповых передач X ГР = 1; 2; 4. По выбранному ряду подач S1 , S2 ,... S8 и принятым по базовому станку параметрам реечной шестерни mP = 3 и Z P = 18 определим частоты вращения 7

реечного колеса за один оборот шпинделя S1

0,06 1 об/об.шп;    mP  Z P 3,14  3  18 2827 1 1 1 1 ; n3  ; n4  ; n5  ; n2  2120 1542 1060 771 1 1 1 ; n7  ; n8  . n6  547 385 273

n1 



Для построения графика частот вращения реечного колеса необходимо определить количество интервалов  (т.е. количество горизонтальных линий) и число валов привода (вертикальных линий). Представим наибольший перепад частот вращения U max от шпинделя до вала реечной шестерни в виде

U max  nшп n1   X ПР  2827 . Отсюда характеристика всего привода Х ПР (т.е. количество интервалов  между nшп = 1 и n1 = 1/2827 об/об.шп на графике частот вращения) определяется отношением:

X ПР  lg U max lg   lg 2827 lg 1,41  23,13 или, округлив Х ПР = 23. Следовательно, весь привод подач имеет 23 интервала lg  , и поэтому для построения графика частот вращения следует провести 23 + 1 = 24 горизон – тальные линии. Против этих линий (рис.2.1), начиная с минимальной частоты вращения и до единицы, выписываются скорректированные по нормали HII-I частоты вращения реечного колеса в об/об.шп:

n1 

1 1  23 ; 2800 

1 1  22 ; 2000  1 1 n22   2 ; 2 

n2 

1 1  21 ; … 1400  1 1   . 1,4 

n3 

n23

n21 

1 1  3; 2,8 

Затем рядом с соответствующими частотами выписываем величины подач от S1 до S8 в мм/об. Следует отметить, что величины частот вращения, полученные непосредственным возведением знаменателя  в указанную степень, будут отличаться от стандартного ряда частот вращения. Например 8

Рис. 2.1. График частот вращения валов зависимого привода подач с реечной передачей

n1  1 1,4123  1 2704 ;

n2  1 1,4122  1 1917

и т.д. Такая погрешность закономерна и приниматься во внимание на данном этапе кинематического расчѐта не должна. Для определения числа валов в приводе необходимо общее передаточное отношение iобщ  n1 nшп  1  23 распределить между отдельными передаточными отношениями зубчатых передач, входящих в механизм подач. При этом необходимо соблюсти условия, приведенные в табл.1.1. Разбивку общего передаточного отношения лучше всего начинать с предпоследнего звена цепи подач,которым в зависимых приводах большинства станков является червячная передача. Передаточное отношение червячной передачи обычно принимается в пределах i4 = 1/6 + 1/64. Примем

i4  1 32  1 10 , тогда можно записать:

iобщ 

 23





 10  13

Передаточное отношение, приходящееся на долю зубчатых пар, учитывая рекомендации табл.1.1, представим в таком виде:

i3 

 13







2 3 3 4

Из условия получения наименьших габаритных размеров коробок подач необходимо стремиться к тому, чтобы передаточные отношения отдельных понижающих зубчатых передач плавно убывали от шпинделя к тяговому устройству. В этом случае нижняя ветвь графика (см. рис.2.1) представляет собой плавную выпуклую линию. Таким образом, количество валов привода подач определяется количеством сомножителей, входящих в iобщ плюс 1 (вал – шпиндель). В нашем случае привод подач будет иметь 6 + 1 = 7 валов, которые представля – ются на графике частот вращения в виде вертикальных линий и обозначаются римскими цифрами. Далее на основании структурной формулы Z  21  22  24  8 и принятой разбивки передаточного отношения между передачами строится график частот вращения механизма подач. 2.1.2. Определение чисел зубьев передач Минимальное число зубьев шестерен в коробках подач можно принимать Z ш. = 15 и даже меньше [8], но из условия отсутствия подрезания ножки min

зуба целесообразно назначать Z ш. ≥ 18. min Приняв Z ш = 18 для первой одиночной передачи (между валами I и II) и 1

имея i1  1  , определим число зубьев колеса Z K  Z ш 1

i1 = 18 ∙ 1,41 = 25.

При определении чисел зубьев групповой передачи между II и необходимо не только выдержать имеющиеся передаточные i2  1  2 и i3  1  , но и обеспечить постоянную сумму зубьев этой передачи  Z  Z ш  Z К  Z ш  Z К  const . Приняв 2

III валами отношения в пределах Z ш = 19, 2

определим число зубьев колеса Z K  Z ш i2  19    38 . Суммарное число 2 2 зубьев ∑ Z = 19 + 38 = 57. Числа зубьев других передач в группе находим по формулам: iZ Zш  и Z K   Z  Zш . i 1 2

Имея i3  1  и  Z = 57, получим Z ш ≈ 24 и Z K = 33. Аналогично 3 3 определяются значения Z остальных передач. Результаты расчета представлены в табл. 2.1. Таблица 2.1 Значения i , Z и ∑ Z групповых передач привода подач

Zш : Z K

∑Z

Zш : Z K

∑Z

i1  1 

18 : 25

i6  1  3

20 : 56

i2  1  2

19 : 38

i7  

44 : 32

i3  1  i4  1  3

24 : 33

i8  1  4

20 : 80

100

19 : 53

i9  1  10

1 : 32

–

i5  1 

30 : 42

2.1.3. Проверка отклонений действительных величин подач от нормального ряда Отклонение действительных величин подач от установленных нормалью HII – I не должно превышать ± 10 (  – 1) %. В нашем случае максимально возможное отклонение подачи может быть ΔS = ± 10 (1,41 – 1) = 4,1 %. 11

Действительные величины подач S Д находим из уравнений кинематического баланса S Д1  1  S1 

18 19 19 20 20 1         3  18  0,61 ; 25 38 53 56 80 32

S Д 1  S1 S1

 100% 

0,061  0,06  100%  1,7% . 0,06

Подобным образом проводится проверка всех 8 значений подач. Если отклонение действительной величины подачи превышает допустимое значение, то изменяют числа зубьев колеса и шестерни отдельных передач, сохранив их сумму при этом неизменной. 2.1.4. Разработка кинематической схемы коробки подач Кинематический расчет завершается вычерчиванием кинематической схемы коробки подач. В качестве исходных данных используется график частот вращения и кинематическая схема базового станка. На схеме (рис.2.2) указывается номера валов, характеристика электродвигателя (для независимого привода), числа зубьев колес. Кинематическая схема должна вычерчиваться с соблюдением требований ГОСТ [9,10]. При наличии в коробке подач подвижных тройных блоков необходимо учитывать следующее. При перемещении подвижного блока его крайние колеса (правое и левое) проходят мимо среднего колеса неподвижного блока. Чтобы зубья этих колес не зацеплялись, для некоррегированных колес должно быть соблюдено условие: ZCP  Z KP   Z  4 , где ZCP – число зубьев среднего колеса неподвижного блока; Z KP – число зубьев крайнего колеса неподвижного блока;  Z – суммарное число зубьев средних колес подвижного и неподвижного блоков. 2.2. Кинематический расчет независимого привода подач с винтовой передачей Кинематический расчет независимых приводов подач имеет много общего с кинематическим расчетом приводов главного движения [1, 2, 3 и др.]. Основное отличие заключается лишь в определении величин расчетных перемещений – величин подач. Для кинематического расчета здесь в большинстве случаев задаются шагом винта подачи и величинами минутных подач S мм/мин. Описание приводимого ниже примера методически схоже с предыдущим (см. п.2.1.) и поэтому дано в более сокращенном варианте. Исходные данные: проект привода продольной подачи к универсальному 12

Рис.2.2. Кинематическая схема зависимого привода подач с реечной передачей

горизонтально – фрезерному станку; S min = 19 мм/мин, Smax = 950 мм/мин; количество подач Z = 18 , n Э = 1450 об/мин. Диапазон регулирования RZ  Smax Smin  950 19  50 , знаменатель ряда



Z 1

RZ  17 50  1,26 .

По нормали станкостроения HII – I (см. приложение А) выписываем ряд подач: S1 = 19; S2 = 23,6; S3 = 30; S4 = 37,5; S5 = 47,5; S6 = 60; S7 = 75; S8 = 95; S9 = 118; S10 = 150; S11 = 190; S12 = 236; S13 = 300; S14 = 375; S15 = 475; S16 = 600; S17 = 750; S18 = 950 об/мин. Принимаем в качестве прототипа станок мод. 6Н82, имеющий шаг винта продольной подачи стола t = 6 мм. По принятым величинам подач определяем частоты вращения винта в об/мин по формуле n = S / t. Полученные значения частот вращения сразу округляем до значений, указанных в нормали HII – I для  = 1,26:

n1 

19  3,15 ; 6

n2 

23,6  4; 6

n3 

30  5 и т.д., 6

(см. рис. 2.3, частоты вращения на XI валу). Принимаем структурную формулу коробки подач привода Z  33  31  29  18 .

Далее кинематический расчет производится по методике, изложенной в п.2.1. Принятой структурной формуле соответствует график частот вращения (см. рис.2.3) и кинематическая схема привода подач на рис.2.4. 3. ПРОЧНОСТНОЙ (СИЛОВОЙ) РАСЧЕТ ПРИВОДОВ ПОДАЧ * После того как построен график частот вращения валов привода подач, вычерчена кинематическая схема и определены числа зубьев колес, выполняется силовой расчет отдельных элементов привода. В этом разделе параллельно с изложением общей методики приводится пример численного расчета коробки подач зависимого привода, рассматриваемого ранее в п. 2.1. * Методика прочностного расчета может быть использована и для расчета приводов главного движения

Рис.2.3. График частот вращения валов независимого привода подач с винтовой передачей (гори – зонтально - фрезерный станок)

Рис.2.4. Кинематическая схема привода подач горизонтально – фрезерного станка

Исходные данные для прочностного расчѐта описываемого примера: расчетное число часов работы привода Т = 20000 ч; тяговое усилие, развиваемое исполнительным органом, Q = 11000 Н. 3.1. Определение недостающих параметров для прочностного расчета Прочностной расчет привода подач должен быть выполнен таким образом, чтобы все его звенья могли выдержать нагрузки, возникающие при черновых режимах работы. В соответствии с этим необходимо предварительно определить расчетные величины частот вращения валов, мощностей, крутящих моментов и других параметров, действующих при силовом резании. Однако, несмотря на то, что все типы приводов подач должны рассчитываться для черновой обработки, между ними существует отличие в определении указанных расчѐтных величин. 3.1.1. Определение расчетных частот вращения валов привода Расчѐтная частота вращения i - го вала привода: nI , nII , nIII ,...ni – опре – деляется по графику частот вращения с помощью расчетной ветви, обозначаемой на графике утолщенной линией (см. рис. 2.1 и 2.3). Положение расчѐтной линии для коробок скоростей определяется расчѐтной частотой вращения шпинделя

nшп  nmin 4

nmax nmin ,

(3.1)

где nmin и nmax – соответственно минимальная и максимальная частоты вращения шпинделя (задаются или определяются по базовому станку). В нашем случае для станка мод. 16К20 при nmin = 16 об/мин; nmax = 2000 об/мин – nшп = 53,5 об/мин. Корректируя по станку, имеем nшп = 63 об/мин. Положение расчетной ветви на графике в приводах подач независимого типа определяется расчетной частотой вращения последнего вала привода (см. рис.2.3):

nн.пр  nmax 3

nmin nmax ,

(3.2)

где nmin и nmax – минимальная и максимальная частоты вращения последнего вала привода подач. Положение расчетной ветви для зависимых приводов подач определяется верхней линией на графике (см. рис. 2.1). Однако расчетные значения ni берутся здесь не прямо с графика, а находятся путем умножения частот вращения верхней линии на величину nшп , определяемой по формуле 3.1. Для нашего примера: n1  1  nшп  63 об/мин;

nII 

1  63  45 ; 1,4

1 2

nIII   63  31,5 ; nIV  1 8

nIV   63  7,9 ; nVII 

1  63  22,5 ; nV  31,5 ; 2,8

1  63  0,252 . 250

3.1.2. Определение потребной величины мощности подачи исполнительного органа станка Мощность, расходуемая непосредственно исполнительным органом станка на осуществление подач, относительно невелика и может быть приблизительно определена по мощности электродвигателя привода главного движения. В этом случае она обычно принимается для токарных и револьверных станков равной 1 – 4 %, сверлильных 4 – 5 % и фрезерных 15 – 20 % от мощности главного привода. Более точно потребную величину мощности подачи исполнительного органа станка в кВт можно определить по формуле Q  S МИН N , (3.3) 60 102000 где Q – тяговая сила, необходимая для перемещения исполнительного органа станка при резании, Н; S МИН – величина минутной подачи при черновой обработке, мм/мин. Величину тяговой силы, если она не задана, можно рассчитать по формулам, приведенных в работах [6,8,11]. Подача S МИН при расчете независимого привода определяется следующим образом: S МИН  t  nН . ПР или S МИН    m  z  nН . ПР . При расчете произведением:

зависимого

привода

величина

S МИН

S МИН  S  nшп ,

где S – максимальная подача за 1 оборот шпинделя, мм/об. 18

определяется

В нашем примере S МИН  0,60  63  42 мм/мин, Q = 11000 Н; соответственно

N

11000  42  0,075 кВт. 60  102000

Если привод подач независим, т. е. движение подачи осуществляется от отдельного электродвигателя, то необходимая мощность двигателя определяется отношением: N , Nэ =

n

где  n – КПД цепи подач, приближенно принимаемой при расчете двигателя;  n = 0,15 ÷ 0,2. Найденная величина N э уточняется при выборе типа электродвигателя по справочным данным. 3.1.3. Определение величины мощности и крутящих моментов на валах привода Мощность на i - м валу независимого привода подач и коробок скоростей определяется произведением: Ni  N э i ,

где i – КПД участка кинематической цепи до i – вала, подсчитываемый как произведение КПД отдельных элементов (см. табл. 3.3), начиная с вала электродвигателя (i   I  II  III  ...). Мощность на i - м валу зависимого привода определяется следующим образом: N Ni  ,

i

где i – КПД участка кинематической цепи до i - го вала, подсчитываемый как произведение КПД отдельных элементов (см. табл. 3.3), начиная с вала тягового устройства. N 0,075 В нашем примере NVII    0,076 кВт; i 0,99 NVI 

0,076 0,096  0,096 кВт; NV   0,098 кВт; 2 0,8  0,995 0,99  0,9952 19

N IV  0,100 кВт; N III  0,102 кВт; N II  0,104 кВт; N I  0,106 кВт.

Крутящий момент на i - м валу любого привода определяется по фор – муле N M i  974000 i , Н∙см.

В рассматриваемом приводе подач: M I  974000

 974000

0,106  1640 Н∙см; 63

M II  2250 Н∙см; M III  3150 Н∙см; M IV  4330 Н∙см; M V  3030 Н∙см; M VI  11830 Н∙см; MVII  293740 Н∙см.

3.2. Расчет зубчатых передач Расчет цилиндрических зубчатых колес (шестерен) заключается в определении требуемого модуля. Для стальных прямозубых колес модуль определяется по следующим двум формулам: 1) из условия изгибной прочности зубьев

mu  3

19500000  N  K П  K Д  K НР У Н  Z  в   u   n

;

2) из условия контактной прочности (усталости) поверхностных слоѐв зубьев 2 N  K П  K Д  K НР   i  1 1070000   mк  3    в   к   i  z  n

Порядок выбора исходных данных с указанием их размерностей приведен в п. 3.2.1. Из двух рассчитываемых модулей выбирается большее значение и округляется до стандартного: m = 1; 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10…(мм). 3.2.1. Определение исходных данных для расчета зубчатых колес Выбор исходных величин, необходимых для расчета модулей зубчатых колес, производится с помощью указаний табл. 3.1. В ней же приведены числовые величины рассматриваемого примера. 20

Таблица 3.1 Исходные данные для определения модулей зубчатых колес Исходные данные и определяемые величины 1 Степень точности зубчатых передач (6,7 или 8) Марка стали и термообработка

Мощность на валах привода: – для коробок подач с независимым приводом и коробок скоростей – для коробок подач с зависимым приводом

Число зубьев шестерен (зубчатое колесо с меньшим числом зубьев) Расчетная частота вращения вала (шестерни)

Обозначе – Расчетные ния и раз – формулы мерность

Указания по выбору см. …

–

По ГОСТ 1643-81

1 – 40Х, нормализация 2 – 12ХН3А, цементация и закалка 3 – 40ХФА, азотирование

N i , кВт

Ni  N э i

N i , кВт

Ni  N

–

n, об/мин

–

i

Числовые величины (см. пример) 5 7

Табл. 3.2, [14]

–

п. 3.1.3.

–

п. 3.1.3.

N I =0,106 N II =0,104 N III =0,102 N IV =0,100 NV =0,098 1 – 18 5 – 24 7 – 30 11 – 44 15 – 20 nI =63

Из кинема– тического расчета рис. 2.2.

п. 3.1.1.

nII =45 nIII =31,5 nVI =22,5 nV =31,5

Продолжение табл. 3.1 1 Передаточное число зубчатой пары

Отношение ширины зубчатого венца (â) к модулю (m)

в

3 4 Определяется отношением числа зубьев большего колеса к меньшему (т. е. i ≥ 1)

 в  в m  в  7  14

5 i1 =1,39

i2 =1,38 i3 =1,4 i4 =1,38 i5 =4 10

Коэффициенты: перегрузки

KП

–

Табл.3.4

динамичности

KД

–

неравномерности распределения нагрузки

K НР

Табл.3.5. (в короб – ках подач K Д =1) Табл.3.6

формы зуба

УН

–

Рис.3.1 при  =0

1 – 0,37 5 – 0,42 7 – 0,50 11 – 0,49 15 – 0,40

ТМ , ч

–

Из задания

20000

NC   60  n  TM

–

7,6  107 5,4  107 3,8  107 2,7  107 3,8  107

Общая продолжительность работы механизма за расчетный срок службы Суммарное число циклов нагружения зуба за TM

–

1,2 1

1 – 1,7 5 – 1,1 7 – 1,05 11 – 1,1 15 – 1,2

Окончание табл. 3.1 1 Коэффициент переменности режима нагрузок для расчета модуля на изгиб

Длительный предел выносливости зуба при работе на изгиб (для трех сталей) Допускаемое напряжение на изгиб Коэффициент переменности режима нагрузок для расчета модуля на контакт – ную прочность

Длительный предел контактной выносливости (для трех сталей) Допускаемое напряжение при расчете на контакт – ную прочность

Kи реж

–

σи пр, МПа

[σи], МПа

–

Табл. 3.2, [14]

–

σКД, МПа

–

[σк] = = σКД · Kк реж

5 1,13

1 – 180 2 – 460 3 – 300 1 – 202,9 2 – 520,0 3 – 338,9

[σи] = = σи пр· Kи реж

Kк реж

[σк], МПа

4 Рис. 3.2 для сред – него ре – жима при среднем значении N C  4,7  107

Рис.3.3 для сред – него ре – жима при среднем значении NC Табл.3.3, [14]

1,08

1 – 500 2 – 1200 3 – 1050 1 – 580 2 – 1300 3 – 1130

Таблица 3.2 Предел выносливости зубьев для цилиндрических колес при расчете на изгиб – σи пр и контактную прочность – σКД Марка стали 40Х 40Х 40Х 50ХН 20Х 18ХГТ 20ХНМ 12ХН3А 25Х2ГНТА 25ХГТ 40Х 40ХФА

Вид термообработки

σи пр , МПа

σКД, МПа

Нормализация Улучшение Закалка с нагревом ТВЧ Закалка объемная Цементация и закалка То же » » » » Азотирование (газовое) То же

180 220 240 260 440 300 440 460 440 400 240 300

500 600 950 980 1150 1150 1200 1200 1200 1100 950 1050

Таблица 3.3 Значения КПД элементов передач Элементы передач

КПД

Зубчатая передача: цилиндрическая со шлифованными зубьями коническая Червяная передача Ременная передача Цепная передача роликовой цепью Передача винт-гайка: однозаходный винт двухзаходный винт Подшипник качения Подшипник скольжения

0,99 0,97 0,7 – 0,9 0,95 – 0,98 0,96 0,45 0,65 0,995 0,98 – 0,985

Таблица 3.4 Коэффициент перегрузки K П Характеристика привода, условия пуска и торможения

Характер процесса резания равномерный припуск

неравномерный припуск

фрезерование, удары

1,0

1,1 – 1,3

1,4

1,1 – 1,7

1,2 – 1,7

1,7

Плавный пуск и торможение с помощью фрикционных муфт, или наличие упругих и демпфирующих элементов, или наличие ременной передачи Резкий пуск и торможение непосредственно от асинхронного эл. двигателя или возможность частого соударения зубьев при переключении на ходу

Таблица 3.5 Коэффициент динамичности – K Д для стальных прямозубых цилиндрических колес Степень точности передачи 6

Окружная скорость колеса, м/с 1–3

3–6

6–9

9 – 12

1,0 – 1,05

1,05 – 1,1

1,1 – 1,15

1,15 – 1,25

1,05

1,1 – 1,15

1,15 – 1,25

1,2 – 1,35

1,05 – 1,1

1,15 – 1,2

1,2 – 1,35

–

Таблица 3.6 Средние значения коэффициента неравномерности распределения нагрузки K НР для стальных прямозубых цилиндрических колес Расположение зубчатого колеса Отношение

в z

симметрично относительно опор

вблизи одной опоры (вал жесткий)

на консоли

1,0

вблизи одной опоры (вал средней жесткости) 1,1

0,2

1,0

0,4

1,05

1,1

1,2

1,4

0,6

1,1

1,15

1,3

1,7

0,8

1,15

1,2

1,45

2,0

1,2

1,25

1,4

1,7

–

1,6

1,4

1,6

–

2,0

1,6

–

Рис.3.1. Зависимость коэффициента формы зуба УН от числа зубьев Z и коэффициента смещения ξ (для некор – регированных колес ξ = 0) 26

1,2

27 1 – среднелегкий режим работы; 2 – средний режим работы; 3 – среднетяжелый режим работы;

Рис.3.2. Зависимость коэффициента переменности режима нагрузок Ки реж от числа циклов нагружения Nc : __________ цементация _______ улучшение, нормализация, закалка, азотирование

28 1 – среднелегкий режим работы; 2 – средний режим работы; 3 – среднетяжелый режим работы;

Для каждой зубчатой передачи следует провести два – три расчета, используя материалы с разными прочностными характеристиками. В результате будут получены два – три разных модуля. Это позволит, например, сконструировать коробку подач меньших габаритов и веса, применив для колес более прочный и дорогой материал. С другой стороны, можно изготовить коробку с зубчатыми передачами, имеющими один модуль, путем подбора материалов с разными прочностными свойствами. Окончательное же решение по обоснованному выбору марок сталей следует производить на основе технико-экономических расчетов. При изложении материала в пояснительной записке по п.3.2.1 следует придерживаться порядка, приведенного в табл. 3.1. В случае использования справочных данных, выраженных во внесистемных единицах измерения, для перевода их размерностей в единицы СИ, необходимо руководствоваться справочником [22]. 3.2.2. Указания по расчету зубчатых колес на ЭВМ Расчет модулей зубчатых колес из различных материалов производится на ЭВМ по программе «Шестерня» [20]. Исходные данные для расчета колес по программе «Шестерня» вводятся в режиме диалога с машиной. В приложении Б представлены распечатки ввода исходных данных и результаты расчѐта модулей колес в рассматриваемом примере. Эти распечатки вклеиваются в записку. Для перевода символов языка машины в принятые обозначения формул следует руководствоваться табл. 3.7. Анализируем результаты расчета и принимаем в качестве материала зубчатых колес сталь 40Х нормализованную. В этом случае расчетные значения «изгибного» модуля составят соответственно mи = 1,7; 1,42; 1,37; 1,37; 1,75 мм. Принимаем для всех колес коробки модуль равный 2 мм. Следует отметить, что модули колес меньше 1,5 мм в коробке подач рассматриваемых станков применять не рекомендуется. 3.3. Расчет валов привода Расчет валов привода подач заключается в определении их диаметров из условия прочности и содержит целый ряд промежуточных этапов. Необходимо отметить, что данный расчет является проектировочным, т. е. служит для предварительного определения диаметров вала, которые в дальнейшем уточняются при выборе подшипников, зубчатых колес, расчете шпонок, шлицев и др. 3.3.1. Разработка компоновочной схемы Для расчета вала необходимо располагать расчетной схемой его 29

Таблица 3.7 Соответствие символов в программе «Шестерня» обозначениям в расчетных формулах Символ в программе

Размерность

1 A

Обозначение в формулах 2 Ni

–

K Di

–

3 кВт

–

Наименование параметров

4 Мощность, передаваемая i - м валом ( i = 1+У) Коэффициент перегрузки Коэффициент динамичности Коэффициент неравномерности распределения нагрузки Коэффициент формы зуба

K HPi

У Нi

–

 вi

–

об/мин

–

[ u ]ij

МПа

[ K ]ij

МПа

muij

мм

Передаточное число зубчатой пары Допускаемое напряжение на изгиб Допускаемое напряжение контактное Модуль «изгибной»

mкij

мм

Модуль «контактный»

Число зубьев i - й шестерни Коэффициент ширины зубчатого венца Частота вращения

нагружения, которая выполняется на основе предварительно разработанной компоновочной схемы коробки подач. Компоновочная схема или эскизная компоновка выполняется в виде развертки по валам и свертки, определяющей пространственное расположение валов (см. рис. 3.4). Эта схема вычерчивается в произвольном масштабе и в обязательном порядке помещается в записку. При ее разработке следует использовать чертежи привода подач базового станка, чтобы осуществить, по возможности, наиболее близкую компоновку разрабатываемой коробки к имеющейся. Кроме того, необходимо пользоваться рекомендациями работ [3,15,17] по выбору конструктивных параметров зубчатых колѐс и других элементов привода. На рис. 3.4 изображена компоновочная схема коробки подач рассматриваемого примера. Там же приведены некоторые рекомендации по выбору конструктивных параметров. В зацеплении показываются те зубчатые колеса, которые соответствуют расчѐтной ветви на графике подач (см. рис. 2.1). С помощью этой схемы могут быть определены все необходимые расстояния между опорами, шестернями, а также направления тангенциальных и радиальных усилий. При вычерчивании компоновочной схемы необходимо: – обеспечить достаточные осевые перемещения зубчатых колес, муфт, переключающих устройств; – исключить одновременное включение зубчатых колес с двумя смежными неподвижными колесами; – обеспечить доступную и быструю сборку и разборку, легкую регулировку опор, зубчатых зацеплений. Кроме того, обеспечить хороший доступ для осмотра деталей коробки и ремонта; – конструкцию корпуса выполнять удобной, простой и технологичной, обеспечивающей простоту монтажа и демонтажа деталей и узлов коробок; – возможно большее число центров валов располагать по одним и тем же вертикалям и горизонталям, что обеспечивает наибольшую простоту настройки станков при обработке посадочных отверстий в корпусах; – обеспечить наибольшую жесткость валов и опор, для чего следует расстояние между зубчатыми колѐсами и другими деталями принимать наименьшими из допустимых. 3.3.2. Составление расчетной схемы нагружения вала Расчет валов в настоящих методических указаниях производится на ЭВМ. Программа расчета составлена для унифицированной схемы нагружения двухопорного вала (рис.3.5) двумя силами в пролете P0 и P1 и силами P2 и P3 , приложенными на консольных участках. Эти силы возникают в зубчатых зацеплениях при передаче крутящего момента. К такой схеме нагружения можно привести большое число валов, приняв для отсутствующих шестерен силы равными нулю. Расстояния между опорами валов и закрепленными на 31

Рис.3.4. Компоновочная схема коробки подач: а-развертка; б-свертка (один из возможных вариантов)

Рис.3.5. Расчетная унифицированная схема нагружения вала к программе “Вал”

Рис.3.6. Расчетная схема нагружения II вала в рассматриваемом примере

нем шестернями, а также направление тангенциальных ( Ti ) и радиальных ( Ri ) усилий определяется с помощью компоновочной схемы. При этом радиальные усилия всегда направлены к центру рассчитываемого вала, а тангенциальные совпадают с направлением вращения ведущего колеса. Все линейные размеры ( g, l0 , l1... ) отсчитываются от II опоры, причем для отсутствующих шестерен они задаются равными 0. Углы  i и i , определяющие направления радиальных Ri и тангенциальных Ti сил, должны отсчитываться против часовой стрелки от положительного направления оси Х, выбранного так, как показано на схеме. Для отсутствующих шестерен принимается i  0 ;  i  1,57 рад ( 900 ). Начальные диаметры отсутствующих шестерен (Д = Д0, Д1…) принимаются равными бесконечности, а практически – большой величине, например, Д = 10000000 см. При этом окружная и радиальная силы получаются близкими к 0. На рис. 3.6 показана расчетная схема нагружения II вала для нашего примера. 3.3.3. Порядок расчета вала с помощью унифицированных формул Расчет стального сплошного вала на двух опорах из условия прочности заключается в определении его диаметров в сечениях I; 0; 1; II (см. рис.3.5). Последовательность расчета, выполняемого по унифицированным формулам программ, следующая: 1) Определение действующих в зацеплении сил

Ti 

2М КР ; Ri  Ti  tg20o . Дi

2) Определение проекций сил на оси X и Y X i  Ti  cosi  Ri  cos i ; Yi  Ti  sini  Ri  sin i .

3) Определение опорных реакций в плоскостях X – горизонтальная и Y – вертикальная, соответственно в опоре I и II

x0l0  x1l1  x2l2  x3l3 ; g y l  y1l1  y2l2  y3l3  00 ; g

RX I  RYI

RX II  x0  x1  x2  x3  RX I ; RYII  y0  y1  y2  y3  RYI .

Силы, направленные на вал, при принятом расположении осей координат имеют знак « + », а от вала « – ». Для реакций правило знаков противоположно. 34

4) Определение изгибающих моментов в сечениях: над левой опорой (сечение I) M X I   x2 (l2  g) ; MYI   y2 (l2  g) ;

над правой опорой (сечение II) M X II   x3l3 ;

MYII   y3l3 ;

под силой P0 (сечение 0) M X   x2 (l2  l0 )  RX ( g  l0 ) ; M Y   y2 (l2  l0 )  RY ( g  l0 ) ; I

под силой P1 (сечение 1) M X I   x3 (l1  l3 )  RX II l1 ;

MYI   y3 (l1  l3 )  RYII l1 .

5) Определение суммарных изгибающих моментов M I 

M 0 

M X2 I  MY2I ;

M  II 

M X2 II  MY2II ;

M 1 

M X2 1  MY21 .

M X2 0  MY20 ;

6) Определение приведенных моментов М ПР . Приведенные моменты определяются в каждом из 4-х сечений в отдельности по формуле

M прi  M  i 2  0,75M КР 2 ,

где i = 0; 1; I; II.

7) Определение диаметра вала в каждом из сечений производится по зависимости M прi di  3 , 10 и  где М ПР , Н∙см; [ и ] – допускаемое напряжение на изгиб, МПа. 3.3.4. Определение исходных данных для расчета валов Указания по определению исходных данных для расчета валов приведены в табл.3.8. В ней же даны численные значения исходных параметров, 35

Таблица 3.8 Исходные данные для расчета диаметров вала Исходные данные и определя – емые величины Крутящий момент на рассчиты – ваемом валу Марка стали и термообра – ботка Допускаемое напряжение на изгиб Начальные диаметры колес Д0, Д1, Д2, Д3 в расчетной схеме

Обозна – ения и раз – мерность

Расстояния g , l0 , l1 , l2 , l3 в расчетной схеме Углы действия сил: i для Ti  i для Ri

M KP , Н∙м

Расчетные формулы

M KP =

= 974000

Числовые величины (см. пример)

п. 3.1.3

2250

Табл.3.9; [3, 13, 14]

–

Рис.3.7 и табл.3.9 [3, 13, 14] z – из кинематичес – кого расчета m – в п.3.2.2; диаметры отсутствую – щих шестерен Д = 10000000 п.3.3.2, рис. 3.5 (числовые величины см. рис. 3.6)

77,5

N n

Сталь 45, нормализованная [ u ] , МПа

–

Д, см

Д = zm

g, l, см

–

i ,  i ,

i0 i  1800  i0 i  , 0

рад

Указания по выбору

180 где i0 ,  i0 – углы, измеренные в градусах 36

п.3.3.2, рис. 3.5 (числовые величины см. рис. 3.6)

Д0 =10000000 Д1 = 4,8 Д2 = 5,0 Д3 = 107

g0 = 10,2 l0 = 0 l1 = 2,4 l2 = 13,5 l3 = 0 0 = 0

 0 = 1,57 1 = 0  1 = 1,57  2 = 0,785  2 = 2,355 3 = 0  3 = 1,57

Таблица 3.9 Допускаемые напряжения на изгиб [ и ] для стальных валов (в МПа) Источник концентрации напряжения

Насаженная на вал деталь (шестерня, шкив) с острыми кромками

Диаметр вала, мм

Марка стали и термообработка

45 норм. 77,5

45 улучш. 85,0

40Х улучш. 90,0

40Х закал. 95,0

75,0

82,5

87,5

92,5

72,5

80,0

85,0

90,0

70,0

77,5

82,5

87,5

67,5

75,0

80,0

85,0

65,0

72,5

77,5

82,5

Рис.3.7. Номограмма для ориентированного определения диаметров валов по крутящему моменту

необходимые для расчета II вала привода подач в рассматриваемом примере. При расчете валов на ЭВМ углы вводятся в программу в радианах. Если на участке вала действует только крутящий момент, то при составлении исходных данных следует задавать расстояние до шестерни, обусловливающей приложение этого момента величиной 0,1 см. При этом изгибающий момент от действия радиальной силы будет близок к 0. Например, при расчете V вала рассматриваемой коробки подач (см. рис.3.5 и 3.6) следует принять расстояние l3 = 0,1 см до шестерни Д3 = m  z = 0,2 ∙ 20 = 4 см, соответственно приняв  3 = 0 и  3 = 1,57 рад. 3.3.5. Указания по расчету валов на ЭВМ Расчет диаметров валов в опасных сечениях I, 0, 1, II (рис.3.5) производится на ЭВМ по программе «ВАЛ» [20], исходные данные для расчета по программе «ВАЛ» вводятся в режиме диалога с машиной. При расчете нескольких валов каждому файлу необходимо давать новое название, например: PETROV1, PETROV2, PETROV3. В приложении В представлены распечатки ввода исходных данных и результаты расчета диаметров II вала в рассматриваемом примере. Для перевода языка машины в принятые обозначения формул следует руководствоваться табл. 3.10. В целях удобства программирования d i рассматриваются для всех сечений по приведенному моменту. Для сечений, в которых не действует M KP , диаметр определяется по M  i (без машины). Из всех полученных диаметров выбирается наибольший и округляется до стандартного ряда. Для нашего примера принимаем d = 18 мм, учитывая, что этот диаметр вала не окончательный и может измениться при окончательной конструктивной проработке привода. О выборе геометрических параметров шлицевых валов сказано ниже в п. 3.4. В курсовом проекте с помощью ЭВМ должны быть рассчитаны все валы коробки подач. В записке приводятся расчетные схемы валов и результаты расчета (распечатки) по каждому валу. 3.4. Выбор подшипников качения и прочих элементов привода Выбор подшипников качения ведется по динамической грузоподъемности C, определяемой по формуле 

C  L  , P где L – число миллионов оборотов за расчетный срок службы подшипника качения; 38

Таблица 3.10 Соответствие символов в программе «ВАЛ» обозначениям в расчетных формулах Символ в программе 1 C

Обозначение в формулах 2 M Kp

Размерность

Наименование параметров

3 Н∙см

Q B

g [ u ]

см МПа

M(I)

см

F1(I) F2(I)

i i

рад рад

T(I)

R(I) X(I)

Ri Xi

Н Н

Y(I)

G(0)

RxI

G(1)

RxII

B1(0)

R yI

B1(1)

RyII

L(0)

M xI

Н∙см

L(1)

M xII

Н∙см

U(0)

M yI

Н∙см

4 Крутящий момент на рассчитываемом валу Расстояние между опорами Допускаемое напряжение на изгиб Делительный диаметр i - го колеса в точке приложения силы Pi Угол действия силы Ti Угол действия силы Ri Тангенциальная сила, действующая в точке приложения силы Pi Радиальная сила в той же точке Проекция сил на ось Х в точке приложения силы Pi Проекция сил на ось Y в той же точке Опорная реакция в горизон – тальной плоскости в опоре I Опорная реакция в горизон – тальной плоскости в опоре II Опорная реакция в верти – кальной плоскости в опоре I Опорная реакция в верти – кальной плоскости в опоре II Изгибающий момент в горизонтальной плоскости в опоре I Изгибающий момент в горизонтальной плоскости в опоре II Изгибающий момент в верти – кальной плоскости в опоре I 39

Окончание табл. 3.10 1 L(I)

2 li

3 см

4 Расстояние между опорой II и точкой приложения силы Pi Изгибающий момент в горизонтальной плоскости в сечении «0»

М1(0)

M X0

Н∙см

М1(1)

M X1

Н∙см

М2(0)

MY0

Н∙см

М2(1)

MY1

Н∙см

S(0)

M I

Н∙см

S(1)

M  II

Н∙см

S(2)

M 0

Н∙см

S(3)

M 1

Н∙см

P(0)

М прI

Н∙см

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости в сечении «I» Изгибающий момент в вертикальной плоскости в сечении «II» Изгибающий момент в вертикальной плоскости в сечении «I» Суммарный изгибающий момент в опоре I Суммарный изгибающий момент в опоре II Суммарный изгибающий момент в сечении «0» Суммарный изгибающий момент в сечении «I» Приведѐнный момент в опоре I

P(1)

М прII

Н∙см

Приведѐнный момент в опоре II

P(2)

М пр0

Н∙см

P(3)

М прI

Н∙см

A(0)

см

Приведѐнный момент в сечении «0» Приведѐнный момент в сечении «I» Диаметр вала в опоре I

A(1)

d II

см

Диаметр вала в опоре II

A(2)

см

Диаметр вала в сечении «0»

A(3)

см

Диаметр вала в сечении «I»

P – расчетная нагрузка подшипника, Н; C – динамическая грузоподъемность подшипника, указанная в катало – ге, Н;  – коэффициент (для шарикоподшипников  = 3, для роликоподшип – ников  = 3,33). Данная формула справедлива при n ≥ 10 об/мин. При n = 1 ÷ 10 об/мин расчет ведут по n = 10 об/мин. При n < 1 об/мин действующую нагрузку рассматривают как статическую. Расчетный срок службы подшипника в часах выражается зависимостью: 106  L Lh  . 60  n Задавшись Lh (для металлорежущих станков обычно Lh = 12000÷20000 ч), из данной формулы определяют L , затем, вычислив P (см. ниже) и зная  , находят C . После того, ориентируясь на желаемые габариты и прежде всего на диаметр шейки вала, где должен быть установлен подшипник, подбирают по каталогу /21/ наиболее близкий по величине C типоразмер подшипника. Расчетную нагрузку подшипника определяют по формуле P  ( X  V  Fr  Y  Fa ) K  KT ,

где

Fr – радиальная нагрузка, Н; Fa – осевая нагрузка, Н; X – безразмерный коэффициент радиальной нагрузки; Y – безразмерный коэффициент вращения (при вращении внутреннего кольца V = 1, при вращении наружного – V = 1,2); K – безразмерный коэффициент безопасности (для токарных станков K = 1 – 1,2, для фрезерных – K = 1,3 – 1,8); KT – безразмерный температурный коэффициент (при работе до 1250С KT = 1,05). В коробках подач обычно используют прямозубые колеса, поэтому формула для определения расчетной нагрузки, без учета осевых сил примет вид (при Fa = 0, X =1): P  V  Fr  K  KT .

Величина радиальной нагрузки подсчитывается по формуле 2 Fr  R Xi  RYi2 , где R Xi , RYi – наибольшие по величине опорные реакции, определяемые при расчете вала (см. приложение 3, соответственно G(0), B1(0) или G(1), B1(1)).

Проведем подбор подшипников для II вала привода в рассматриваемом примере. Из распечатки результатов расчета вала выписываем наибольшие опорные реакции G(0) = 756,6 Н, B1(0) = 1228,5 Н и определяем Fr  757,62  1228,52  1443,3 Н.

Для определения расчетной нагрузки принимаем V =1, K = 1,2, KT = 1,05, тогда P = 1∙1443,3∙1,2∙1,05 = 1818,8 Н. Определяем L , при известной частоте вращения n = 45 об/мин (см. табл. 3.1) и задавшись Lh = 2000 ч:

L  60  n 20000  60  45 L h 6   54 млн оборотов. 10 106 Динамическая грузоподъемность C  P   L  1818,6  3 54  6873,8 Н. По расчетному значению C , приняв диаметр шейки вала d ш = 17 мм (см. приложение Б), выбираем по каталогу [21] подшипник №203 с динамической грузоподъемностью C = 7520 Н. Выбор геометрических характеристик шлицевых валов [17, 18, 21 и др.] можно производить по ранее рассчитываемому на ЭВМ наибольшему диаметру сплошного вала. Желательно затем произвести проверочный расчет шлицевого соединения по напряжениям смятия [14, 21 и др.]. При выборе и расчете шпоночных соединений следует использовать работы [13 ÷ 15, 21 и др.]. Сечение шпонки подбирают по диаметру вала; длину – обычно на 5 – 10 мм короче ступицы закрепляемой детали; соедине – ние проверяют на смятие.

ПРИЛОЖЕНИЕ А Нормальный ряд чисел в станкостроении (нормаль HII - I) со знаменателем  =1,06: 1 – 1,06 – 1,12 – 1,18 – 1,25 – 1,32 – 1,4 – 1,5 – 1,6 – 1,7 – 1,8 – 1,9 – 2 – 2,12 – 2,25 – 2,35 – 2,5 – 2,65 – 2,8 – 3 – 3,15 – 3,35 – 3,55 – 3,75 – 4 – 4,25 – 4,5 – 4,75 – 5 – 5,3 – 5,6 – 6 – 6,3 – 6,7 – 7,1 – 7,5 – 8 – 8,5 – 9 – 9,5 – 10. Примечания: 1. Числа высшего порядка получаются умножением или делением чисел нормального ряда на 10, 100, 1000… Например: 0,1 – 0,106 – 0,112 … 10 – 10,6 – 11,2 … 100 – 106 – 112 … 2. Числа геометрического ряда с  > 1,06 образуются из ряда с  = 1,06, по зависимости вида:

  U  1,06i

  112 ,  1,062   1,26  1,064

  1,41  1,066   158 ,  1,068

  1,78  1,0610   2  1,0612

3. Образование нормального ряда чисел с заданным  = 1,06 производится путем выписывания каждого ( i + 1) числа, из которых с  = 1,06, начиная с минимального – заданного. Например:

  1,26  1,064

nmin = 1,12 при …1,12 – 1,4 – 1,8 – 2,25 – … – 9 – 9,5 – 10 – 10,6 …;   1,41  1,066 nmin = 1,32 при …1,32 – 1,9 – 2,65 – 3,75 – …– 5,3 – 7,5 – 10,6 – 15 …;   1,58  1,068 nmin = 1,25 при …1,25 – 2 – 3,15 – 5 – … – 8 – 12,5 – 20 – 31,5 … .

ПРИЛОЖЕНИЕ Б Распечатка исходных данных и результатов расчета шестерен коробки подач ----------------------------------------------------------ZUВ1. BSV А = 0.105 С = 1.20 L=1 R = 1.70 Y=0.37 Z = 18 G = 10 F = 63 U = 1.39 W = 202.89 S = 580 МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 1.70 МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 1.64 А = 0.105 С = 1.20 L=1 R = 1.70 Y = 0.37 Z = 18 G = 10 F = 63 U = 1.39 W = 520 S = 1300 МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 1.24 МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 0.96 А = 0.105 С = 1.20 L=1 R = 1.70 Y = 0.37 Z = 18 G = 10 F = 63 U = 1.39 W = 338.9 S = 1130 МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 1.43 МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 1.05 --------------------------------------------------------------------------------------------------------------------ZUВ2. BSV А = 0.104 С = 1.20 L=1 R = 1.10 Y = 0.42 Z = 24 G = 10 F = 45 U = 1.38 W = 202.9 S = 580 МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 1.42 МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 1.31 А = 0.104 С = 1.20 L=1 R = 1.10 Y = 0.42 Z = 24 G = 10 F = 45 U = 1.38 W = 520 S = 1300 МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 1.04 МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 0.76 А = 0.104 С = 1.20 L=1 R = 1.10 Y = 0.42 Z = 24 G = 10 F = 45 U = 1.38 W = 338.9 S = 1130 44

Продолжение приложения Б МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 1.20 МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 0.84 --------------------------------------------------------------------------------------------------------------------ZUВ3. BSV А = 0.102 С = 1.20 L=1 R = 1.05 Y = 0.5 Z = 30 G = 10 F = 31.5 U = 1.4 W = 202.9 S = 580 МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 1.37 МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 1.23 А= 0.102 С = 1.20 L=1 R= 1.05 Y = 0.5 Z = 30 G = 10 F = 31.5 U = 1.4 W = 520 S = 1300 МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 1.00 МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 0.72 А = 0.102 С = 1.20 L=1 R = 1.05 Y = 0.5 Z = 30 G = 10 F = 31.5 U = 1.4 W = 338.9 S = 1130 МОДУЛЬ ИЗГИБ НОЙ (мм) М1 = 1.16 МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 0.79 --------------------------------------------------------------------------------------------------------------------ZUВ4. BSV А = 0.10 С = 1.20 L=1 R = 1.10 Y = 0.49 Z = 44 G = 10 F = 22.5 U = 1.38 W = 202.9 S = 580 МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 1.37 МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 1.08 А = 0.10 С = 1.20 L=1 R = 1.10 Y = 0.49 Z = 44 G = 10 F = 22.5 U = 1.38 W = 520 S = 1300 МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 1.00 МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 0.63 А = 0.10 С = 1.20 L=1 R = 1.10 Y = 0.49 Z = 44 45

Окончание приложения Б G = 10 F = 22.5 U = 1.38 W = 338.9 S = 1130 МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 1.16 МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 0.69 --------------------------------------------------------------------------------------------------------------------ZUВ5. BSV А = 0.098 С = 1.20 L=1 R = 1.20 Y = 0.40 Z = 20 G = 10 F = 31.5 U=4 W = 202.9 S = 580 МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 1.75 МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 1.06 А = 0.098 С = 1.20 L=1 R = 1.20 Y = 0.40 Z = 20 G = 10 F = 31.5 U=4 W = 520 S = 1300 МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 1.28 МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 0.61 А = 0.098 С = 1.20 L=1 R = 1.20 Y = 0.40 Z = 20 G = 10 F = 31.5 U= 4 W = 338.9 S = 1130 МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 1.47 МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 0.67 -----------------------------------------------------------

ПРИЛОЖЕНИЕ В Распечатка исходных данных и результатов расчета II вала коробки подач ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ С = 2250 М (0) = 10000000 М (1) = 4.8 М (2) = 5 М (3) = 10000000

Q = 10.2 L (0) = 0 L (1) = 2.4 L (2) = 13.5 L (3) = 0

В = 77.5 Fl (0) = 0 Fl (1) = 0 Fl (2) = 0.785 Fl (3) = 0

F2 (0) = 1.57 F2 (1) = 1.57 F2 (2) = 2.355 F2 (3) = 1.57

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЁТА ----------------------------------------------------------VAL2. BSS G (0) = 757.61 В1 (0) = 1228.49 L1 (0) = -1338.82 М1 (0) = 2250.65 U (0) = -2863.21 М2 (0) = 817.49 G (1) = 585.86 В1 (1) = -20.23 L1 (1)=0 М1 (1) = 1406.06 U (1) = 0 М2 (1) = -48.55 S (0) = 3160.76 Р (0) = 3713.1 А (0) = 1.68 S (1) = 0 Р (1) = 1948.55 А(1) = 1.35 S (2) = 2394.51 Р (2) = 3087.16 А (2) = 1.58 S (3) = 1406.90 Р (3) = 2403.38 А (3) = 1.45 ----------------------------------------------------------

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК 1. Киреев, Г. И. Комплексный расчет коробок скоростей металлорежущих станков на ЕС – ЭВМ : методические указания по курсовому и дипломному проектированию для студентов специальности 0501. Часть 1 / Г. И. Киреев. – Ульяновск : УлПИ, 1984 . – 43 с. 2. Металлорежущие станки и автоматы : учебник для машинострои – тельных втузов / под ред. А. С. Проникова. – М. : Машиностроение, 1981. – 479 с. 3. Тарзиманов, Г. А. Проектирование металлорежущих станков / Г.А. Тарзиманов. – М. : Машиностроение, 1980. – 288 с. 4. Тепинкичиев, В. К. Металлорежущие станки / В. К. Тепинкичиев. – М. : Машиностроение, 1973. – 472 с. 5. Металлорежущие станки : учебник для машиностроительных вузов / под ред. В. Э. Пуша. – М.: Машиностроение, 1985. – 575 с. 6. Металлорежущие системы машиностроительных производств: учебное пособие для студентов техн. вузов / О. В. Таратынов, Г. Г. Земсков, И. М. Таратынова. – М. : Высш. шк. , 1988. – 464 с. 7. Кузнецов, М. М. Проектирование автоматизированного производствен – ного оборудования : учебное пособие для вузов / М. М. Кузнецов, В. А. Усов, К. С. Стародубов. – М. : Машиностроение, 1987. – 288 с. 8. Орликов, М. Л. Металлорежущие станки: курсовое и дипломное проектирование / М. Л. Орликов, И. Г. Федоренко, В. Н. Шишкин. – Киев : Высш. шк.,1987. – 152 с. 9. ГОСТ 2.701 – 76. Схемы. Виды и типы. Общие требования к выполнению. – М. : Изд – во стандартов, 1976. – 12 с. 10. ГОСТ 2.703 – 88. Правила выполнения кинематических схем. – М. : Изд – во стандартов, 1988. – 7 с. 11. Пуш, В. Э. Конструирование металлорежущих станков / В. Э. Пуш. – М. : Машиностроение, 1977. – 380 с. 12. Каминская, В. В. Станины и корпусные детали металлорежущих станков / В. В. Каминская, З. М. Левиеа, Д. Н. Решетов. – М. : Машгиз, 1960. – 362 с. 13. Курсовое проектирование деталей машин: справочное пособие, часть I и II / А. В. Кузьмин, И. Н. Макейчик, Ф. В. Калачѐв и др. – Минск : Высш. шк., 1982. – 584 с. 14. Анурьев, В. И. Справочник конструктора – машиностроителя: Т.2 / В. И. Анурьев. – М. : Машиностроение, 1982. – 584 с. 15. Чернин, И. М. Расчѐты деталей машин: справочник / И. М. Чернин, А. В. Кузьмин, Г. М. Ицкевич. – Минск : Высш. шк., 1978. – 592 с. 16. Детали и механизмы металлорежущих станков : Т.2 / под общ. ред. Д. Н. Решетова. – М. : Машиностроение, 1972. – 405 с.

17. Серенсен, С. В. Валы и оси. Конструирование и расчет / С. В. Серенсен и др. – М. : Машиностроение, 1970. – 312 с. 18. СТ СЭВ 185 – 75. Геометрические характеристики шлицевых прямозубых соединений. – М.: Изд – во стандартов, 1975. 19. СТ СЭВ 189 – 76 и СТ СЭВ 189 – 77. Размеры призматических шпонок. – М. : Изд – во стандартов, 1976. 20. Зубенко, В. Л. Методические разработки к курсовому проектированию по металлорежущим станкам / В. Л. Зубенко, М. Я. Цлаф. – Куйбышев : КПтИ, 1978. – 32 с. 21. Справочник металлиста. В 5 т. Т.1 / под общ. ред. С. А. Чернавского и В. Ф. Рещикова. – М. : Машиностроение, 1976. – 768 с. 22. Сена, Л. А. Единицы физических величин и их размерности : учебносправочное руководство / Л.А. Сена. – 3-е изд., перераб. и доп. – М. : Наука. Гл. ред. физ.-мат. лит., 1988. – 432 с. 23. Кочергин, А. И. Конструирование и расчет металлорежущих станков и станочных комплексов. Курсовое проектирование : учебное пособие для вузов / А. И. Кочергин. – Минск : Высш. шк., 1991. – 382 с.

Учебное издание РАСЧЕТ ПРИВОДОВ ПОДАЧ МЕТАЛЛОРЕЖУЩИХ СТАНКОВ Методические указания по курсовому и дипломному проектированию Составители: Шестернинов Александр Владимирович Горшков Геннадий Михайлович Редактор Н.А.Евдокимова Подписано в печать 30.08.2007. Формат 60×84/16. Усл.печ.л.3,02. Тираж 150 экз. Заказ Ульяновский государственный технический университет 432027, г. Ульяновск, ул. Сев. Венец, д. 32 Типография УлГТУ, 432027, г. Ульяновск, ул. Сев. Венец, д. 32. 49