Анализ показателей точности редуктора цилиндрического двухступенчатого и методов их обеспечения

Федеральное агентство по образованию Государственное образовательное учреждение Высшего профессионального образования

ДОНСКОЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ (ДГТУ) Кафедра: «Технология машиностроения»

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА к курсовому проекту (работе) по:

Конструированию машин и механизмов

на тему: Анализ показателей точности редуктора цилиндрического двухступенчатого и методов их обеспечения

Автор проекта (работы) Иванов А.А.

Обозначение курсового проекта (работы) Группа 66 тм-2

Руководитель проекта:

Тищенко Э.Э.

Ростов-на-Дону, 2011

Задание № 13.3.2 на курсовую работу по дисциплине «Основы обеспечения качества машин»

Студент 2 курса, гр. 66 тм-2 факультета ТМ

Иванов А.А.

Тема: Анализ показателей точности редуктора цилиндрического двухступенчатого и методов их обеспечения

Показатели качества:

1. Обеспечить тепловой зазор вала-шестерни 6 между кольцом поз. 17 и наружным кольцом подшипника поз. 49 в пределах 0

2.Обеспечить межосевое расстояние зубчатой пары вала-шестерни поз. 6 и зубчатого колеса поз. 8 в пределах 160 ±0.0325

3. Обеспечить радиальное биение венца зубчатого колеса поз. 8 в соответствии с точностью зубчатого зацепления Детали:

1.Вал-шестерня поз. 6

2.Крышка поз. 12

3. Зубчатое колесо поз. 8

Тип производства: серийный Квалитет экономически достижимой точности 9

Допустимый процент риска — 10%.

1. Обоснование выбора базовой модели станка

2. Анализ конструкции базовой модели станка

3. Определение основных технических характеристик проектируемого привода

4. Выбор структуры привода

5. Расчёт и выбор электродвигателя

6.Определение абсолютных величин передаточных отношений

7. Расчёт диаметров шкивов и чисел зубьев шестерен

7.1 Расчёт ремённой передачи

7.2 Расчёт чисел зубьев прямозубых передач

7.3 Расчет действительных частот вращения шпинделя

8. Разработка кинематической схемы проектируемого привода

9. Расчёт зубчатых передач

9.1 Расчёт модуля

9.2 Расчёт и выбор основных элементов зубчатых колёс

10. Расчёт валов на прочность

10.1 Ориентировочный расчёт

10.2 Уточнённый расчёт (проверочный)

11. Расчёт шпоночных и шлицевых соединений

11.1 Расчёт шпоночных соединений

11.2 Расчет шлицевых соединений

12. Расчёт и проектирование шпиндельного узла

12.1 Основные требования к шпиндельным узлам. Материал шпинделя и термообработка

12.2 Выбор конструктивного варианта шпиндельного узла

12.3 Выбор типа и конструкции опор

12.4 Конструирование шпиндельного узла

12.5 Расчет шпинделя на жесткость и угол кручения

12.6 Определение реакций опор в горизонтальной и вертикальной плоскостях

12.7 Определение запаса сопротивления усталости в опасных сечениях

12.8 Определение изгибающих моментов, суммарного, крутящего

12.9 Подбор подшипников по точности

12.10 Расчёт долговечности подшипников

13. Система управления

13.1 Выбор системы ручного управления

13.2 Определение радиуса, числа зубьев и модуля зубчатого сектора

14. Система смазки

15. Список использованной литературы станок привод электродвигатель коробка передач

Станкостроение — фондообразующая отрасль машиностроения, а стало быть, и зеркало развития промышленного потенциала страны. Станкостроение в России: неумолимая статистика Доля машиностроения в объеме промышленного производства составляет в России 19,5%. Для сравнения: этот показатель в Германии, Японии, США и др. развитых странах составляет от 39 до 45% (доля станкостроения в объеме отрасли машиностроения). Еще в 1990 году СССР занимал третье место в мире по производству и второе — по потреблению механообрабатывающего оборудования. Сегодня Россия находится по этим показателям соответственно на 22-м и 17-м местах. Начиная с 2002 года импорт механообрабатывающего оборудования превышает его внутреннее производство. Зависимость России от поставок станков из-за рубежа составила в 2006 году 87%. В 2006 году произведено около 7 тысяч единиц металлорежущих станков и кузнечно-прессового оборудования — в 14,5 раза меньше, чем в РСФСР за 1990 год. В структуре мирового рынка станков Россия имеет долю 0,3%.

По данным Ассоциации «Станкоинструмент» парк механообрабатывающего оборудования, состоящий преимущественно из отечественных станков за последние15 лет практически не обновлялся, сократился на 1 миллион единиц и составляет сегодня около полутора миллиона единиц. Более 70% станочного парка эксплуатируется свыше 15−20 лет и находится на грани полного физического износа.

Развитие станкоинструментальной отрасли — одно из важнейших факторов обеспечения модернизации промышленности России, однако производство новых станков, необходимых для качественного рывка вперед, серьезно отстает от запросов рынка. Крайне низкая доля станков новых поколений, с высокими показателями производительности, точности и чистоты обработки не позволяет российским предприятиям при нынешних резко растущих затратах на сырье и энергию выпускать конкурентоспособную продукцию.

Объектом курсового проекта является коробка скоростей вертикально-сверлильного станка.

Целью курсового проекта является проектирование коробки скоростей.

При выполнении курсового проекта использовалась нормативно — справочная и другая техническая литература, производились расчёты при помощи ЭВМ, построение чертежей проводилось в КОМПАС.

В результате выполнения курсового проекта была спроектирована коробка скоростей.

1. ОБОСНОВАНИЕ ВЫБОРА БАЗОВОЙ МОДЕЛИ СТАНКА

Основные технические характеристики вертикально-сверлильных станков, близких по типоразмеру:

Таблица № 1

В качестве станка-прототипа выбираю вертикально-сверлильный станок 2А150 исходя из анализа его кинематики и технических характеристик.

2. АНАЛИЗ КОНСТРУКЦИИ БАЗОВОЙ МОДЕЛИ СТАНКА

Станок вертикально-сверлильный 2А150 предназначен для выполнения: сверления, зенкерования, рассверливания, развертывания, нарезания резьбы метчиками, легкого прямолинейного фрезерования. На рис. 1.0 представлена кинематическая схема вертикально-сверлильного станка 2А150 (2Н150).

Рис 1.0 Описываемый станок имеет девять подач, осуществляемых от шпинделя через цилиндрические зубчатые колеса 21—22, 23—24 и коробку подач Частота вращения шпинделя изменяется с помощью коробки скоростей. Приемный вал I вращается от электродвигателя 46 через ременную передачу 1—2. Движение валу II сообщает одна из четырех пар зубчатых колес 3—4, 5—6, 7—8 и 9—10. Дальнейшее вращение передается одной из кинематических цепей: 11—15, 16—17 или 13—14, 16—17 или 13—14, 18—19. Колеса 17 и 19 вращают втулку 20, а вместе с ней и шпиндель V, связанный со втулкой шлицевым соединением. В итоге шпиндель имеет 12 различных значений частот вращения. Реверсирование шпинделя, необходимое при производстве резьбонарезных работ, осуществляется переключением полюсов электродвигателя.

Рабочая подача шпинделя производится с помощью реечной передачи. Реечное колесо 42 находится в зацеплении с рейкой пиноли 43. При вращении колеса пиноль перемещается вертикально вместе со шпинделем.

3. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ ТЕХНИЧЕСКИХ ХАРАКТЕРИСТИК ПРОЕКТИРУЕМОГО ПРИВОДА

Исходные данные:

= 1,26

z = 8

Nэф.= 4,4 кВт.

Расчетные значения частот округлить до номинального в соответствии с заданным значением. Значения номинальных частот вращения шпинделя приведены в приложении 2, где по горизонтали расположены стандартные значения знаменателя ряда, а в вертикальных столбцах номинальные значения частот от 1 до 1000 об/мин, при больших частотах номинальные значения домножить на 10. После этого высчитать относительную погрешность расчётного и номинального рядов.

n₁ = n_min

n₂ = n₁

n₃ = n₂ = n₁²

n₄ = n₃ = n₁³

n_z = n_{z -1} = n₁^{z -1}

n₁ = 400

n₂ = 400· 1.26 = 504 (500)

n₃ =504· 1.26=635.04 (630)

n₄ = 635.04· 1.26 = 800.15 (800)

n₅ = 800.15 · 1.26 = 1008.18 (1000)

n₆ = 1008.18 · 1.26 = 1270.3 (1250)

n₇ = 1270.3 · 1.26 = 1600.6 (1600)

n₈ = 1600.6 · 1.26 = 2076.7 (2000)

Приняв n₈ = n_max, получим, что максимальное число оборотов

n_max = 2000 об/мин Рассчитаем погрешность геометрического ряда частот вращения шпинделя по формуле:

%

%

%

%

%

%

%

%

4. ВЫБОР СТРУКТУРЫ ПРИВОДА

Для кинематических расчётов коробок скоростей в станкостроении применяют два метода: аналитический и графоаналитический. Оба метода позволяют находить величины передаточных отношений передач, входящих в коробку скоростей.

Однако, наиболее простым является графоаналитический метод.

При этом методе последовательно строят структурную сетку и график частоты вращения.

Структурная сетка даёт ясное представление о структуре привода станка.

По структурной сетке легко проследить связи между передаточными отношениями групповых передач (групповой передачей называется совокупность передач между двумя последовательными валами коробки скоростей).

Структурная сетка содержит следующие данные о приводе:

число групповых передач;

число передач в каждой группе;

относительный порядок конструктивного расположения группы вдоль цепи передач;

порядок кинематического включения групп (т.е. их характеристики и связь между передаточными отношениями);

диапазон регулирования групповых передач и всего привода;

число частот вращения ведущего и ведомого валов групповой передачи.

При построении структурных сеток и отыскания различных вариантов необходимо пользоваться следующими правилами:

Число скоростей z всей передачи равно произведению числа скоростей групповых передач:

z = 8 = 2· 2·2

Рис. 2.0. Кинематическая схема коробки скоростей на восемь ступеней с последовательным включением групп передач Для конструктивного варианта привода, показанного на рис. 4.1, и принятого порядка переключения скоростей, обозначив цифрами в скобках характеристики групп, можно записать структурную формулу в следующем виде:

z = 2(2) 2 (4) 2 (1).

Основной и различными по номеру переборными группами может быть любая группа передач в приводе. Поэтому наряду с конструктивными вариантами привода возможны также различные его кинематические варианты.

Во избежание чрезвычайно больших диаметров зубчатых колёс в коробках скоростей, а также для нормальной их работы, установлены следующие предельные передаточные отношения между валами при прямозубом зацеплении:

Рассмотрим построение структурных сеток для коробки скоростей, кинематическая схема которой показана на рис. 2.0.

Для принятого конструктивного варианта привода возможны несколько вариантов структурной формулы: z = 8 = 2 (4) 2 (2)2(1)иz = 8 = 2 (2) 2 (4) 2(1). На рис. 3.0(а) и 3.0(б)приведены варианты этих структурных сеток. При выбранном значении, следует исключить из дальнейшего рассмотрения варианты не удовлетворяющие условию

(i_max / i_min )_пред= ^{(p -1) Хmax} 8,

где X_max — наибольшая характеристика для последней переборной группы, p — число передач в этой группе.

^{1.26 ( 2 -1) 4} 8,

2.528

а) б) Рис. 3.0 Кинематическая схема и структурные сетки коробки скоростей на восемь ступеней.

Выбираем структурную сетку 2(2) 2(4) 2(1) рис. 3.0(б), так как коробка скоростей, работающая по данной структурной сетки будет иметь наименьший износ шпиндельного узла.

5. РАСЧЁТ И ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

Зная эффективную мощность привода N_эф, определяют требуемую мощность электродвигателя.

_пр. = ₁· ₂·₃ …,

з=0,95Ч0,97³Ч0,99⁴=0,83.

где _пр — КПД привода.

з_рп — КПД ремённой передачи,з_рп= 0,95;

з_зп— КПД зубчатой пары. з_зп=0,97, (3 пары);

з_пк— КПД подшипников качения, з_пк=0,99, (4 пары).

N_эд = N_эф / _пр,

N_эд = 4.4 / 0.83=5.3 кВт.

Затем по рассчитанной мощности, зная максимальную частоту вращения шпинделя, выбирается электродвигатель по ближайшему стандартному значению N_эд и ближайшей частоте вращения выходного вала n_эд. Перегрузка асинхронных электродвигателей допускается до 8%. При невыполнении этого условия следует брать двигатель ближайшей большей мощности.

Выбираем двигатель марки: 4А100L243, n_ном.=2880 об/мин, .

6. ОПРЕДЕЛЕНИЕ АБСОЛЮТНЫХ ВЕЛИЧИН ПЕРЕДАТОЧНЫХ ОТНОШЕНИЙ

График частоты вращения позволяет определить конкретные величины передаточных отношений всех передач привода и частоты вращения всех его валов. Его строят в соответствии с кинематической схемой привода. При разработке кинематической схемы коробки скоростей должны быть известны: число ступеней частоты вращения z шпинделя, знаменатель геометрического ряда, частоты вращения шпинделя от n₁ до n_zи частота вращения электродвигателя n_дв,.

Для данного примера = 1.26; n₁ = 160 мин —¹; n₆ = 500 мин —¹иn_дв = 3000 мин-¹.Строим график частот вращения коробки скоростей на восемь ступеней для выбранной структурной сетки 2(2) 2(4) 2(1).

Рис. 4.0 График частот вращения коробки скоростей на восемь ступеней.

7. РАСЧЁТ ДИАМЕТРОВ ШКИВОВ И ЧИСЕЛ ЗУБЬЕВ ШЕСТЕРЕН

7.1 Расчёт диаметров шкивов

Если станок имеет ремённую передачу, то диаметры шкивов следует подбирать согласно принятому графику чисел оборотов (рис. 4.0), зная i₀ — передаточное отношение между первым и вторым валом.

Причём надо стремиться к максимально точной подборке, т.к. при расчёте действительной частоты вращения значение i₀ = d₁ / d₂, будет влиять на относительную погрешность.

d₁=160 мм; d₂=300 мм.

гдеd₁ и d₂ — соответственно диаметры ведущего и ведомого шкивов.

7.2 Расчёт чисел зубьев

По найденным передаточным отношениям определяют числа зубьев зубчатых колес. Следует иметь в виду, что в станкостроении межосевые расстояния, суммы чисел зубьев сопряженных колес, числа зубьев червячных колес и модули нормализованы. При постоянном расстоянии между осями ведущего и ведомого валов при одинаковом модуле группы передач, сумма чисел зубьев каждой пары колес является постоянной величиной, т. е.

z = z₁ + z₂ = z₃ + z₄= z₅ + z₆ = … = const,

где z₁ и z₂, z₃ и z₄, z₅ и z₆ — передаточные отношения пар зубчатых колес, находящихся в зацеплении. Для данного примера, определяем числа зубьев, которые должны определить передаточные отношения; ;- групповой передачи P_a;; - групповой передачи P_b,; ;- групповой передачи P_с;

По таблицам приложения 2, выбираем z для передач групп P_aи P_b,,т.о. чтобы они удовлетворяли трем передаточным отношениям первой группы и двум передаточным отношениям второй группы. Принимаем z = 60 — для P_a,z = 66 — для P_b и z = 74 — для P_с изаполняем таблицу№ 2.

Таблица№ 2

7.3 Расчет действительных частот вращения шпинделя

При расчете действительных частот вращения шпинделя необходимо составить iуравнений кинематического баланса, количество которых равно числу передач коробки z.

и т.д.

Теперь высчитываем относительную погрешность действительного и номинального рядов чисел оборотов, которая не должна превышать 5% для коробок с асинхронными электродвигателями.

где n_Ниn_Д — соответственно номинальные и действительные числа оборотов шпинделя.

8. РАЗРАБОТКА КИНЕМАТИЧЕСКОЙ СХЕМЫ ПРОЕКТИРУЕМОГО ПРИВОДА

На основании выбранной структуры привода, зная диаметры шкивов, числа зубьев колёс, вычерчиваем кинематическую схему проектируемого привода.

При составлении кинематической схемы коробки скоростей пользуемся условными изображениями деталей и механизмов станков по ГОСТ 2.770 — 68 и СТ СЭВ 2519 — 80.

9. РАСЧЁТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ

9.1 Расчёт модуля

9.1.1 Выбор расчётных нагрузок

Расчётная нагрузка в формулах расчёта зубьев на выносливость выражается в виде крутящего момента. Расчётный крутящий момент Т₁ (Н • м), действующий на валу рассчитываемой шестерни, определяют через номинальный крутящий момент Т_1ном и коэффициент перегрузки от внешних возмущений К₁.

При расчёте зубчатых передач универсальных металлорежущих станков средних размеров крутящий момент Т_1ном (Н • м) рекомендуется определять по номинальной мощности N_э.ном (кВт) приводного электродвигателя и расчётной частоте вращения n (мин^-1), начиная с которой и выше можно работать с использованием полной мощности (с учётом к.п.д. механизма), т. е.

Т_1ном = 9550 *N_ном * / n,

где: — к.п.д. кинематической цепи передач от электродвигателя до рассчитываемой шестерни, обычно = 0.98 (кроме червячной).

N_ном = (1.2 … 1.4) *N_эном,

что связано с повторно кратковременным режимом работы и возможностью значительной перегрузки приводного двигателя без опасности его перегрева.

Т_1ном = 9550 *5.85*0.98*0.97*/1000 = 50.98 H*m

Т_2ном = 9550 *5.85*0.98**/500 = 96.75 H*m

Т_3ном = 9550 *5.85*0.98**/400 = 115.85 H*m

9.1.2 Расчёт зубьев на выносливость

В целях обеспечения изгибной прочности зубьев рассчитывается максимально допустимый модуль на выносливость при изгибе:

(9.5)

где К_m — коэффициент, равный 14 для прямозубых передач;

_bd — отношение ширины венца b к номинальному диаметру шестерни d (для коробок передач станков _bd = 0.2…0.4);

К_F— коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца;

Z₁ — число зубьев шестерни;

Y_F1 — коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни;

_FP1 — допустимое значение на усталость при изгибе.

Коэффициент К_F определяется по таблице в зависимости от расположения передачи относительно опоры.

Коэффициент Y_F1 определяется по формуле:

(9.6)

Допустимое значение на усталость при изгибе _FP1 определяется из табл. 8.

Модуль, вычисленный по формуле (9.5) округляется до большего стандартного значения по ГОСТ 9563– — 60 (табл. 9.4).

Для предотвращения усталостного выкрашивания поверхностного слоя зубьев при сопоставлении расчётного (_H) и допустимого (_HP) контактных напряжений в полюсе зацепления должно выполнятся условие:

_HHP(9.7)

Расчётное контактное напряжение (МПа) для зубьев стальных прямозубых передач рассчитывается по формуле:

(9.8)

где: Т₁— крутящий момент на шестерне, Н · м;

d₁ — начальный диаметр шестерни, мм,

587.2 < 800; 779.7 < 800; 610.4 < 800: — условие выполняется.

d₁ = mz₁ (9.9)

d₁ = 3.5*23=80.5 мм.

d₂ = 4.5*22=99 мм.

d₃ = 3.5*33=115.5 мм.

где: m — модуль определён по формуле (9.5);

u — передаточное число (u 1), u = z₁ / z₂;

Z_H — коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев, для прямозубых передач с углом зацепления 20⁰ и X = 0, Z_H = 1,76.

Z — коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, его рассчитывают по формуле:

(9.10)

где — коэффициент торцевого перекрытия, который определяется по ГОСТ 16 532– — 70 или упрощённо по приближённым зависимостям.

(9.11)

где: z₁ и z₂— числа зубьев, соответственно шестерни и колеса;

К_Hv — коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении (табл. 4).

10. РАСЧЁТ ВАЛОВ НА ПРОЧНОСТЬ

10. 1Ориентировочный расчёт

Для возможности предварительного прочерчивания сборочных чертежей (развертка, общие виды и поперечные разрезы) необходимо ориентировочно определить диаметры валов привода. Так как на данном этапе проектирования не известны изгибающие моменты, определяемые длинами валов, взаимным их расположением в пространстве, местами приложения и величинами действующих сил и опорных моментов, ориентировочный расчёт производится исходя из крутящих моментов по пониженным допускаемым напряжениям.

Последние берутся в пределах:

.

Наименьший диаметр вала рассчитывается по формуле:

Полученные по (10.1) значения диаметров валов округляются до стандартных в сторону увеличения; возможно, некоторое увеличение диаметра вала из конструктивных соображений.

11.1 Расчет шпоночных соединений

11.2 Расчет шлицевых соединений

Шлицевые и шпоночные соединения рассчитывать согласно рекомендациям курса «Детали машин».

12. РАСЧЁТ И ПРОЕКТИРОВАНИЕ ШПИНДЕЛЬНОГО УЗЛА

12.1 Основные требования к шпиндельным узлам. Материалы шпинделей и термическая обработка

Шпиндели являются важнейшими элементами станков, непосредственно влияющими на качество обрабатываемых, на станке изделий. Они служат для закрепления и вращения заготовки или инструмента, обеспечения заданного их положения по отношению к другим узлам станка. Поэтому для нормального функционирования в пределах срока службы станка шпиндели должны удовлетворять следующим требованиям:

требования точности, регламентированной стандартами (табл.12.1);

нормальной точности, и не менее 500 Н/мкм для станков степени В и выше;

требованиям заданной быстроходности без существенного изменения характера зазоров-натягов (табл. 12.2.);

требованиям заданной несущей способности (коэффициент работоспособности) и предельно допускаемой нагрузочной способности;

требованиям долговечности шпиндельных опор в период до среднего ремонта по системе планово-предупредительного ремонта (пределах 12 000;20000 час);

требованиям допустимого нагрева шпиндельных узлов.

По условиям работы шпиндели делятся на:

шпиндели, подверженные изгибающим и крутящим воздействиям (токарных, фрезерных, шлифовальных и других станков), к которым в полной мере относятся все перечисленные требования;

шпиндели, подверженные преимущественно крутящим воздействиям (сверлильных, резьбонарезных, притирочных станков) и мало влияющие на точность и шероховатость обрабатываемой поверхности: к ним предъявляются менее жёсткие требования и их конструирование обычных валов.

Поэтому дальнейшие рекомендации и соображения относятся преимущественно к первой группе шпинделей. Выбор материала для шпинделей и методов его упрочнения зависит от точности станка, его размеров, вида опор и условий 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).

Шпиндели станков нормальной точности изготовляют из сталей 40Х, 45, 50 с закалкой ответственных поверхностей до твердости 48…56 HRC_э с использованием индукционного нагрева. Если его применение вызывает затруднения, шпиндели изготовляют из сталей 40ХГР, 50Х и подвергают объемной закалке до твердости 56…60 HRC_э.

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…60HRC_э.

В качестве материала для изготовления шпинделя вертикального-сверлильного станка используем Ст. 45Х.

12.2 Выбор конструктивного варианта шпиндельного узла

Шпиндельный узел является одним из основных узлов станка, конструктивная форма и раз меры которого влияют на компоновку и параметры других узлов, в частности коробки скоростей.

На предварительном этапе проектирования шпиндельного узла осуществляют следующее:

выбирают тип опор и схему их расположения, определяют конструктивные основные параметры шпинделя;

выбирают тип приводной передачи;

выбирают значение предварительного натяга, класс точности и серию подшипников;

выполняют приближенную оценку радиальной жесткости узла.

Шпиндельный узел с однорядными шариковыми радиально упорными подшипниками типа 36 000КУ применяют в средних токарных, расточных и сверлильных станках.

В передней опоре первый подшипник предназначен для восприятия радиальной нагрузки, второй — для осевой.

Диаметр шпинделя в передней опоре d = 60…200 мм. Узел характеризуется относительно высокой быстроходностью dnmax= (1,5…4,5) * 105 мм * мин-1, где nmax— наибольшая частота вращения.

Жесткость шпиндельного узла находится с учетом жесткости его опор. Предварительно рассчитаем жесткость передней и задней опор:

—В передней опоре установлены упорно-радиальный шарикоподшипники. Жесткость передней опоры зависит только от жесткости роликового двухрядного подшипника с короткими цилиндрическими роликами. Его жесткость зависит от его внутреннего диаметра. При d=65 имеем j_2r=600 Н/мкм.

— Жесткость задней опоры зависит от жесткости радиально-упорных однорядных подшипников. При d=50 имеем j_2r=400 Н/мкм.

Примем обозначения: l=1040 мм — расстояние между передней А и задней В опора ми шпинделя; а=65мм — вылет его переднего конца (консоль); b=85мм — расстояние от приводного элемента до передней опоры; I₁= мм⁴— среднее значение осевого момента инерции сечения консоли; I₂= мм⁴— среднее значение осевого момента инерции сечения шпинделя в пролете между опорами; Е — модуль упругости материала шпинделя; j_A и j_B - радиальная жесткость передней и задней опор; — коэффициент защемления в передней опоре для выбранной схемы нагружения.

Упругое перемещение переднего конца шпинделя с учетом действия защемляющего момента в передней опоре:

;

мм.

мм.

Угол поворота передней опоры шпинделя

рад.

Условия жесткости соблюдаются, поэтому выбранные размеры шпинделя оставляем без изменений.

Главным критерием при выборе значения предварительного натяга подшипниковых опор качения являются условие нераскрытия стыка при низких скоростях и отсутствие проскальзывания тел качения по дорожкам качения при высоких скоростях.

12.3 Выбор типа и конструкции опор

Выбор осуществляется с учетом всей совокупности требований, предъявляемых к ШУ, и возможностей опор по нагрузочной способности, точности, быстроходности, жесткости, демпфирующей способности, тепловым потерям, ресурсу и др. Для каждого типа опор существует область предельных значений этих показателей и рациональная область их применения. Последующий выбор конструкции опор позволяет в более полной мере удовлетворить предъявляемые к шпиндельному узлу требования; например, в опорах качения—максимум жесткости, в гидростатических опорах—минимум тепловыделения.

12.4 Конструирование шпиндельного узла

Конструирование ШУ включает в себя составление исходной компоновки, получаемой на основе выбора основных размеров узла, типа и конструкции опор, расчета и оптимизации параметров узла и даль нейшее развитие исходной компоновки до уровня полного соответствия техническому заданию с определением конструкторских решений всех основных частей ШУ.

Конструкция ШУ зависит от типа, размера, класса точности станка и принятых режимов нагружения. Конструкцию ШУ определяют кон-тип и конструкция опор, тип приводного элемента, уплотнения и т. д. фигурация переднего конца шпинделя и его внутренних поверхностей.

Принимаем передний конец шпинделя согласно ГОСТ 24 644–81, D = 70 мм, Конус Морзе № 5.

Конфигурация переднего конца шпинделя зависит от способа крепления инструмента или заготовки, для чего, как правило, применяют стандартные приспособления—передние концы шпинделей у большинства типов станков стандартизованы. (Центрирование осуществляется конусами Морзе, 7/24 или 1/3 и зависит от типа станка и степени автоматизации процесса смены инструмента или приспособления.

Применяют также специальные приспособления для автоматизированной смены инструмента.

Конфигурация внутренних поверхностей определяется конструкцией встраиваемого в шпиндель зажимного устройства, наличием отверстия для подачи пруткового материала, а также технологией изготовления шпинделя (например, если финишную обработку шпинделя осуществляют в центрах, то на концах требуются конуса для технологических пробок).

Опоры шпинделей. В ШУ станков для обеспечения высоких нагрузочной способности, точности, быстроходности, надежности, жесткости, виброустойчивости, минимальных тепловыделений, как правило, применяют подшипники специальной конструкции (качения, гидростатические, гидродинамические, газостатические и магнитные).

Уплотнения ШУ предназначены, во-первых, для защиты подшипников от проникновения в них пыли, грязи и охлаждающей жидкости, во-вторых, для предотвращения вытекания смазочной жидкости из подшипников. Контактные уплотнения в виде различных манжет (рис. 12.6, а—з) применяют в низкоскоростных ШУ. Они достаточно надеж ны, но увеличивают тепловыделение и быстро изнашиваются.

Привод вращения шпинделя — ответственный элемент ШУ, так как является основным источником возмущающих воздействий, которые оказывают доминирующее влияние на амплитуду основной формы относительных колебаний инструмента и заготовки. Поэтому к приводу вращения предъявляют два требования: он должен передавать крутящий момент во всем установленном диапазоне режимов нагружения и при этом обеспечивать минимальные перемещения переднего конца шпинделя. С повышением прецизионности крутящий момент уменьшается, а точностные требования возрастают.

12.4 Расчет шпинделя на жесткость и угол кручения

Окружное усилие на зубчатом колесе:

где d — начальный диаметр зубчатого колеса, мм.

Радиальное усилие на зубчатом колесе:

где — угол зацепления .

12.5 Определение реакций опор в горизонтальной и вертикальной плоскостях

Определение реакций опор производится по формулам теоретической механики с использованием уравнений статики.

XOZ:

YOZ:

XOZ:

YOZ:

12.6 Определение запаса сопротивления усталости в опасных сечениях

Для первого сечения под шестерней:

Где и — коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям.

Вычислим напряжения в сечениях:

Гдеи — моменты сопротивления для полого круглого сечения.

Вычислим пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

Гдеикоэффициенты снижения предела выносливости для шпоночного паза под колесом, а и для легированной стали 12ХН3А.

- коэффициентвлияния асимметрии цикла для рассматриваемого сечения вала.

условие прочности соблюдается.

Для второго сечения в передней опоре:

Вычислим напряжения в сечении:

Вычислим пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

Где, для ступенчатого перехода с галтелью,

а, для легированной стали 12ХН3А.

- коэффициентвлияния асимметрии цикла для рассматриваемого сечения вала.

условие прочности соблюдается для обоих сечений.

12.7 Определение изгибающих моментов, суммарного, крутящего

Определяем величины моментов для двух сечений: под шестерней ив передней опоре. Определение величин моментов в различных сечениях производится по формулам сопротивления материалов.

Суммарный изгибающий момент в сечении:

12.8 Подбор подшипников по точности

Точность вращения шпинделей является важнейшей характеристикой шпиндельного узла, в значительной мере определяющей точность обработки деталей на станке. Она зависит от точности изготовления подшипников и сопряжённых с подшипниками деталей шпиндельного узла, от качества монтажа, от регулировки подшипников и от частоты вращения шпинделя.

Влияние биения переднего и заднего конца шпинделя неодинаково. Из геометрических параметров легко выводится степень влияния каждой опоры.

При учёте биений каждого подшипника выражение преобразуется в виде более удобный для практического использования:

; (12.8)

где — радиальное биение подшипников передней опоры;

— радиальное биение подшипников задней опоры;

— число подшипников в передней опоре; - число подшипников в задней опоре. В целом значение радиального биения должно не превышать норм точности (табл.12.1). Класс точности подшипников в передней и задней опорах пятый.

12.9 Расчёт долговечности подшипников

Долговечность подшипника качения — это продолжительность его работы в часах или в числе совершённых оборотов до тех пор, пока правильно выбранный и обеспеченный необходимым уходом подшипник безупречно выполняет все функции, соответствующие его назначению.

Определение долговечности подшипников шпиндельных узлов в настоящее время возможно лишь приближённо и сводится к оценке долговечности подшипника по усталости и по износу, а также по сроку службы консистентной смазки (при одноразовой смазке подшипника). Наименьшая из полученных величин является долговечностью опоры шпиндельного узла.

Консистентная смазка в шпиндельных узлах станков применяется крайне редко, причём преимущественно для шпинделей с вертикальной осью вращения. Для таких шпинделей, как правило, наименьшую величину даёт срок службы смазки.

Поэтому целесообразным в этом случае, оказывается по сроку смазки назначить периодичность смены смазки, а не срок службы шпиндельного узла.

С другой стороны, обеспечению качественной смазки шпиндельных опор должно уделяться первостепенное внимание, вследствие чего, как правило, причиной выхода из строя является усталостное разрушение, а не износ.

Поэтому расчёт на долговечность шпиндельных опор обычно заключается в расчёте подшипников на усталость. При этом определяется номинальная долговечность в млн. оборотов подшипника (12.9) или в часах его работы (12.10).

млн. оборотов, (12.9)

часов, (12.10)

где L — номинальная долговечность в млн. оборотов подшипника;

L_h - долговечность подшипника в часах работы;

C — динамическая грузоподъёмность подшипника кГс (приводится в технических характеристиках подшипников);

P — эквивалентная динамическая нагрузка, кГс;

р — степенной показатель для шариковых подшипников p=3, для роликовых — р=10/3;

n — частота вращения подшипника.

Значение эквивалентной динамической нагрузки P определяется по следующему выражению:

P=(V^.Х^.F_r+Y^.F_a)K^.K_T ,

где F_r - радиальная нагрузка на подшипник;

F_a - осевая нагрузка на подшипник;

V — коэффициент вращения относительно вектора нагрузки колец подшипника (табл. 12.11, 12.12, 2.13);

X иY — коэффициенты радиальной и осевой нагрузок (там же);

K - коэффициент безопасности (табл. 12.14);

K_T — коэффициент температурного режима (табл. 12.15).

P=(4479*1*1*0.56*1.25*1.15) = 3605

13. СИСТЕМА УПРАВЛЕНИЯ

13.1 Выбор системы ручного управления

Для данной коробки скоростей применяется переключение скоростей с помощью зубчатых секторов. При повороте зубчатых секторов приводятся в действие вилки, которые передвигают блоки зубчатых колес.

Переключение осуществляется тремя рычагами. С помощью первого рычага передвигается блок, состоящий из трех зубчатых колес, сидящих на первом вале. Угол, на который поворачивается первый рычаг, составляет 90є. Второй и третий рычаг расположены совместно и при повороте на 60є перемещают 2-ой и 3-ий блоки соответственно. Фиксация производится с помощью подпружиненного шарика.

13.2 Определение радиуса, числа зубьев и модуля зубчатого сектора

1-й блок

Исходя из длины окружности и угла поворота зубчатого сектора, найдем его радиус по формуле:

r=LЧ4/2р, (32)

где rрадиус сектора;

б-часть окружности для сектора, б=4;

L-длина окружности зубчатого сектора, мм.

r =125Ч4/6,28=80 мм.

Далее подберем число зубьев зубчатого сектора и найдем его модуль по формуле:

m= 2Чr/z, (33)

где rрадиус сектора;

zчисло зубьев. Примем z= 32, тогда m=2Ч80/32=5.

На рисунке 4 показан механизм переключения скоростей для первого блока.

Рисунок 4- Механизм переключения скоростей для первого блока.

2-й блок

L=90, б=6. r =90Ч6/6,28=86мм.

Примем z=34, тогда m=2Ч86/34=5 мм.

На рисунке 5 показан механизм переключения скоростей для второго блока.

Рисунок 5- Механизм переключения скоростей для второго блока.

3-й блок

L=115, б=6.

r =115Ч6/6,28=110 мм.

Примем z= 40, тогда

m=2Ч110/40=5,5 мм.

На рисунке 6 показан механизм переключения скоростей для третьего блока.

Рисунок 6- Механизм переключения скоростей для третьего блока

14. СИСТЕМА СМАЗКИ

Зубчатые колёса смазываются вследствие разбрызгивания масла под действием центробежных сил.

Для смазки принимаем масло индустриальное ИС-40А с вязкостью 40Ч10^-6м²/с (контактные напряжения 400…1000 МПа, окружная скорость 2…5 м/с).

Требуемую производительность насоса определим по формуле

; (34)

где N_ТР — мощность трения, находится по формуле

N_ТР=N_ДВЧ (1-з); (35)

N_ТР=7,5Ч (1−0,83)=1,275 (кВт).

?t — перепад температуры на выходе и входе зоны трущихся поверхностей, ?t=45…50⁰С,

К — коэффициент запаса масла, К=2.

.

Диаметр трубопровода определим по формуле

; (36)

где V — средняя скорость протекания масла, V=2…4 м/с.

.

Для данной системы смазки примем насос 11−18МН3031−61.

Техническая характеристика насоса:

Номинальная подача Q-1,8 л/мин;

Давление нагнетания Р_ном-0,25 МПа;

Диапазон частот вращения n-500−1000 об/мин;

Объемный КПД -0,8.

15. СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1. Анурьев В. И. Справочник конструктора-машиностроителя в 3-х томах. — M.: Машиностроение, 1977, 1978, 1979.

2. Бейзельман Р. Д., Цыпкин Б. В., Перель Л. Я. Подшипники качения. Справочник. — М.: Машиностроение, 1975. — 576 с.

3. Детали и механизмы металлорежущих станков, т.2. Под ред. Д. Н. Решетова. — М.: Машиностроение, 1972. -250 с , — 520 с.

4. Ерёмин А. Н. Методические основы курсового проектирования металлорежущих станков. Томск. Издательство Томского университета, 1973.

5. ГОСТ 16 868–71. Концы шпинделей резьбовые; размеры.

6. ГОСТ 12 593–72. Концы шпинделей фланцевые; размеры.

7. ГОСТ 12 595–72. Концы шпинделей фланцевые под поворотную шайбу; размеры.

8. ГОСТ 836–72. Концы шпинделей фрезерных станков; размеры.

9. ГОСТ 2701–72. Концы шпинделей сверлильных и расточных станков. Основные размеры.

10. Лизогуб В. А. Конструирование и расчёт шпиндельных узлов, направляющих и механизмов металлорежущих станков. — М.: Издательство ВЗМИ., 1985. -85 с.

11. Методическое руководство по курсу проектирование металлорежущих станков. Часть 1. Сост. к.т.н. Токобаев С. Т. Фрунзе, 1983.

12. Методическое руководство по курсу проектирование металлорежущих станков. Часть 2. Сост. к.т.н. Ким Ф. Б. Фрунзе, 1983.

13. Фигатнер А. М. Прецизионные подшипники качения современных металлорежущих станков. — М.: НИИМАШ., 1980. 72 с.