Рисунок 4 – График частот
Определяем
числа зубьев:
Ориентировочно
на входной передаче принимаем сумму зубьев
равную 101, на промежуточной передаче –
106 и на выходной передаче – 108
Тогда с
учетом всего вышеперечисленного имеем:
1.5 Расчет мощности привода и
крутящих моментов.
Эффективная
мощность станка
Определение
расчетной мощности электродвигателя
где – КПД привода (ременная
передача- 0,95; 5 зубчатые передачи- 0,96; 6 пары подшипников-
0,99)
Тем самым получаем КПД равный
73%
Из условия , выбираем электродвигатель
4A200L6У3
Перегрузка
двигателя будет составлять
Определяем
мощность на каждом валу с учетом потерь
на трение в подшипниках и зацеплениях
зубчатых колес:
первый
вал:
hh
второй
вал
hh
третий
вал
hh
четвертый
вал (шпиндель)
hh
пятый вал
(шпиндель)
hh
четвертый
вал (шпиндель)
hh
Определяем
крутящие моменты на каждом валу.
Для вала
I
Для вала
II
Для вала
III
Для вала
IV
Для вала
V
Для вала
VI
1.6 Расчет передач, устройств
и механизмов проектируемого
привода.
1.6.1 Выбор материала
Для шестерен,
от которых требуется высокая износостойкость,
принимаем по таблице 4.1.1 сталь 45ХН ([2],
стр. 43). Основные механические характеристики:
твердость ss, термообработка
– улучшение.
По таблице
4.1.2 ([2], стр. 43) рекомендуемых сочетаний
материалов принимаем материал колес
– сталь 45Х. Основные механические характеристики:
твердость sss, термообработка
– улучшение.
Для конической
и последней цилиндрической передачи
(для шестерни и колеса) по таблице 4.1.2
используем сталь 25ХГТ ([2], стр. 43). Основные
механические характеристики: твердостьsss, термообработка
– цементация.
1.6.2 Определение модулей групп
передач из условия прочности
на изгиб
Для стальных
прямозубых цилиндрических колес величина
модуля рассчитывается по формулам:
– допускаемые напряжения
на изгиб, МПа(3, стр. 3, табл.4);
– расчетный крутящий
момент на шестерне;
– коэффициент учитывающий
форму зуба;
– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки
по ширине зуба;
– число зубьев шестерни
(малого колеса);
y – отношение
ширины колеса к начальному диаметру шестерни;
Принимаем стандартный
модуль
Принимаем стандартный
модуль
Принимаем стандартный
модуль
Принимаем стандартный
модуль
Принимаем стандартный
модуль
1.6.3 Определение предварительных
диаметров валов.
Определяем
предварительные диаметры валов из расчета
только на кручение при пониженных допускаемых
напряжениях[5]
(1.12)
где - допустимое напряжение кручения.
По конструкционным
соображениям выбираем диметры валов
1.6.4. Определение межосевых расстояний.
Определяем
межосевые расстояния[4]
(1.13)
Принимаем
стандартные модули по ГОСТ 9563-60
1.6.5 Определение делительных диаметров
зубчатых колес
(1.14)
1.7 Расчет шпинделя на жесткость
и угол кручения.
1.7.1 Определение сил, действующих
на шпиндельный вал[ 7].
Окружное усилие на зубчатом колесе
(1.15)
где – начальный диаметр зубчатого колеса, мм.
Радиальное усилие на зубчатом
колесе
(1.16)
где - угол
зацепления.
1.7.2
Составление расчетных схем вала
в горизонтальной и вертикальной
плоскостях.
Рисунок 5 - Расчетные
схемы вала в горизонтальной и вертикальной
плоскостях.
1.7.3
Определение реакций опор в
горизонтальной и вертикальной
плоскостях
Определение реакций опор производится
по формулам теоретической механики с
использованием уравнений статики[7].
1.7.4 Определение изгибающих
моментов, суммарного, крутящего.
Определяем
величины моментов для двух сечений: под
шестерней и в передней опоре.
Рисунок 6 - Расчетные
схемы вала в горизонтальной
и вертикальной
плоскостях и их эпюры.
Определение
величин моментов в различных сечениях
производится по формулам сопротивления
материалов.
Суммарный изгибающий
момент в сечении[6]
– коэффициент для
нереверсивной передачи.
Строим эпюры (рис.6):
1.7.5 Определение запаса
сопротивления усталости в опасных
сечениях.
Для первого сечения под шестерней[7]
Где
и
- коэффициенты запаса по нормальным
и касательным напряжениям.
(1.24)
Вычислим напряжения в сечениях
Где
и
- моменты сопротивления для полого круглого
сечения.
Вычислим пределы выносливости вала
в рассматриваемом сечении
Где
и
- коэффициенты снижения предела выносливости
для шпоночного паза под колесом, а
и
для стали 40Х.
- коэффициент влияния асимметрии
цикла для рассматриваемого сечения вала.
условие прочности
соблюдается.
1.7.6 Расчет шпиндельного
узла на жесткость и угол
кручения[4].
Для составления
расчетной схемы заменяем шпиндель балкой
на шарнирных опорах (рис. 7)
Рисунок
7 – Схема для расчета прогибов шпинделя.
a = 0,13 м;
b = 0,137 м; l = 0,683 м; Р1 = 44576Н; Р1 = 34000 Н; Е = 2,2∙1011 Па.
I1=
мм4
(1.25)
I1 -среднее значение осевого момента инерции
сечения консоли;
I2 =
мм4
(1.26)
I2-среднее значение осевого момента инерции
сечения шпинделя в пролете между опорами.
Упругое
перемещение переднего конца шпинделя
с учетом действия защемляющего момента
в передней опоре
Прогиб
переднего конца шпинделя:
где P1 – сила резания; e - коэффициент защемления в шпиндельной
опоре; P2 – сила в зубчатом зацеплении;
jA – радиальная жесткость в передней
опоре; jB – радиальная жесткость в задней
опоре; E – модуль упругости материала
шпинделя; I1 - среднее значение осевого момента
инерции консоли; I2 – среднее значение осевого момента
инерции шпинделя в пролете между опорами.
[d] = (1…2)×10-4×l = 20,24×10-5 м.
[d] > d - условие
выполнено.
Угол поворота:
qA=
.
Т.о. условие
жесткости шпинделя по проверяемым параметрам
выполнено.
1.8 Обоснование конструкции
шпинделя, выбор материала выбор
термообработки.
1.8.1 Обоснование конструкции
шпинделя.
Передний
конец шпинделя служит для базирования
и закрепления планшайбы, на которую устанавливаются
обрабатываемые детали или приспособления.
Передние концы выполняют по государственным
стандартам. Точное центрирование и жесткое
сопряжение планшайбы со шпинделем обеспечиваются
коническим соединением.
Концы шпинделей
станков выполняют по ГОСТ 24644 – 81. Они
изготавливаются 5 исполнения с конусами
Морзе 30, 40, 45, 50 или 6 исполнения с конусами
50, 55, 60.
По таблице
6.6 ([3], стр. 143) определяем основные размеры
переднего конца шпиндельного узла, мм:
D1 = 80; конус Морзе – 45; d = 32,4; d3 – M8; L = 100; l3 = 13; c = 9,5; n = 9,5; E/2 = 30; b = 19.
Остальные
размеры шпиндельного узла выбираем исходя
из конструктивных особенностей и технологичности.
1.8.2 Выбор материала для шпинделя
и выбор термообработки.
Материал
для шпинделя выбирают, исходя из требований
обеспечить необходимую твердость и износостойкость
его шеек и базирующих поверхностей, а
также предотвратить малые деформации
шпинделя с течением времени (коробление)
[4].
Шпиндели
станков нормальной точности изготовляют
из сталей 40Х, 45, 50 с закалкой ответственных
поверхностей до твердости 48…56 HRCэ с использованием индукционного
нагрева. Если его применение вызывает
затруднения, шпиндели изготовляют из
сталей 40ХГР, 50Х и подвергают объемной
закалке до твердости 56...60 HRCэ.
Шпиндели
станков с ЧПУ и многоцелевых станков,
для которых требуется повышенная износостойкость
поверхностей, используемых для центрирования
и автоматического закрепления инструментов
или приспособлений, изготовляют из сталей
20Х, 18ХГТ, 12ХНЗА с цементацией и закалкой
до твердости 56...60 HRCэ.
Для шпинделей
прецизионных станков применяют азотируемые
стали 38ХМЮА, 38ХВФЮА с закалкой до твердости
63...68 НRСэ.
Требования
к твердости ответственных поверхностей
шпинделя и толщине упрочненного слоя
зависят от типа опор, точности станка
и функции отверстия в переднем конце
шпинделя. Наиболее высокая износостойкость,
а значит, и твердость должна быть у опорных
шеек шпинделей, устанавливаемых в подшипниках
скольжения, наружной поверхности выдвижных
шпинделей, опорных шеек шпинделей, устанавливаемых
в подшипниках качения без внутреннего
кольца. Относительно высокой твердостью
должны обладать поверхности для установки
цанг и других зажимных устройств, а также
поверхности отверстий с конусностью
7:24.
Для изготовления
шпинделя назначаем из стали 40Х с цементацией
и закалкой до твердости 48...56 HRCэ[4].
2 ОПИСАНИЕ И РАСЧЕТЫ СИСТЕМЫ
СМАЗКИ
ШПИНДЕЛЬНОГО УЗЛА И ПРИВОДА
ГЛАВНОГО
ДВИЖЕНИЯ В ЦЕЛОМ
Выбор смазочного
материала. Жидкие смазочные масла хорошо
отводят теплоту от шпиндельных опор,
уносят из подшипников продукты изнашивания,
делают ненужным периодический надзор
за подшипниками. При выборе вязкости
масла учитывают частоту вращения шпинделя,
температуру шпиндельного узла и ее влияние
на вязкость масла.
Систему
смазывания жидким материалом выбирают
исходя из требуемой быстроходности шпинделя
с учетом его положения (горизонтальное,
вертикальное или наклонное), условий
подвода масла, конструкции уплотнений.
Выбираем
циркуляционное смазывание без охлаждения
масла для передней опоры, а для задней
опоры смазку пластичным смазочным материалом.
Циркуляционное
смазывание осуществляется автономной
системой, предназначенной только для
шпиндельного узла, или системой, общей
для него и коробки скоростей. Масло подается
в шпиндельную опору. Для улучшения циркуляции
масла предусматривают отверстия в наружном
кольце подшипника, в роликах. Чтобы обеспечить
надежное попадание смазочного материала
на рабочие поверхности подшипников, масло
подводят в зону всасывания, т.е. к малому
диаметру дорожек качения радиально-упорных
шариковых и роликовых подшипников, которым
присущ насосный эффект. Предусматривают
свободный слив масла из опоры, благодаря
чему не допускают его застоя и снижают
температуру опоры. В резервуаре или с
помощью специального холодильника масло
охлаждается. С повышением частоты вращения
шпинделя разница между количеством выделяющейся
теплоты и отводимой от подшипникового
узла увеличивается, а при высокой частоте
вращения через подшипники невозможно
прокачать нужный объем масла.
Прокачивание
через шпиндельную опору нескольких тысяч
кубических сантиметров масла в минуту
не только позволяет надежное смазывание,
но и обеспечивает отвод теплоты от опоры,
т.е. создает режим "охлаждающего"
смазывания. Расход масла при таком смазывании
зависит от типа подшипника, частоты его
вращения и вязкости масла. Дня конических
роликоподшипников q= (5...10) d. Для радиально-упорных
подшипников при d < 50 мм Q = 500.,. 1500 см3/мин, при d > 120 мм Q > 2500 см3/мин. Для смазывания упорно-радиальных
подшипников при d = 30...80 мм Q = 100...1000 см3/мин, при d = 80...180 мм Q = 500...5000 см3/мин, при d> 180 мм Q = 2000... 10 000 см3/мин.
ВЫВОДЫ
Эффективность
производства, его технический прогресс,
качество выпускаемой продукции во многом
зависят от опережающего развития производства
нового оборудования, машин, станков и
аппаратов, от всемерного внедрения
методов технико-экономического анализа,
обеспечивающего решения технических
вопросов и экономическую эффективность
технологических и конструкторских разработок.