Название и назначение станка, для которого проектируется узел

,  мин ^-1                                          (3)

 

;                 ;

       

;            ;

 

;             ;

 

;               ;

 

;                 ;

 

;            ;

 

;             ;

 

;             

 

Таблица 2 - Расчет действительных значений частот вращения

№ ступени	Частота вращения, мин -1		Отклонение
	Табличная nт	Действительная nд	Абсолютное Δn = nд - nт	относительное, Δn/nт, %
1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16	40 50 63 80 100 125 160 200 250 315 400 500 630 800 1000 1250	39 49,85 62,61 77,9 98,1 125,48 157,6 195,8 250,89 320,95 403,09 500,73 631,56 807,92 1014,68 1260,47	-1,0 -0,15 -0,39 -2,1 -1,9 0,48 -2,4 -4,2 0,89 5,95 3,09 0,73 1,56 7,92 14,62 10,47	2,5 0,3 0,6 2,6 1,9 0,4 1,5 2,1 0,3 1,9 0,8 0,2 0,2 1,0 1,5 0,83

 

Во всех случаях величина отклонения не превышает предельно  допустимой величины.

 

8.4 Кинематическая схема

 

Выполняем кинематическую схему фрезерной головки (рисунок 11).

 

Рисунок 11 – Кинематическая схема

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

9  Расчет деталей  проектируемого узла 

 

9.1  Расчет КПД коробки  скоростей

 

,

где     h_З, h_П- среднее значение КПД соответственно зубчатой передачи и пары подшипников;

a, b- число соответственно зубчатых передач, находящихся в зацеплении и пар подшипников.

h_З = 0,99;    h_П = 0,995;  

 a = 4 – в зацеплении одновременно находится 4 зубчатые пары;

 b = 5 – в коробке 5 валов, следовательно 5 пар подшипников;

 

9.2  Расчет требуемой  мощности электродвигателя и  передаваемой мощности на валах

 

 кВт

Выбираем электродвигатель: асинхронный с короткозамкнутым ротором, защищенный, серии АИР (исполнение взамен двигателей типа 4АН), позволяющий значительную перегрузку в расчете от номинальной мощности, исполнение фланцевое, со следующими параметрами

N_дв = 11 кВт,  n_дв = 1500 мин ^-1.

 

Определяем мощность на каждом валу по формуле:

N_i = N_i-1∙h_З∙h_П

 

N_I = N_тр∙h_П = 11,5∙0,995 = 11,4 кВт

N_II = N_I∙h_З∙h_П = 11,4∙0,99∙0,995 = 11,23 кВт

N_III = N_II∙h_З∙h_П = 11,23∙0,99∙0,995 = 11,06 кВт

N_IV = N_III∙h_З∙h_П = 11,06∙0,99∙0,995 = 10,9 кВт

N_V = N_IV∙h_З∙h_П = 10,9∙0,99∙0,995 = 10,7 кВт

 

9.3  Расчет частот  вращения валов

 

Определяем частоту  вращения каждого вала коробки скоростей  при черновой обработке, как наиболее энергоемкую, по формуле:

n_i = n_i-1 ∙i_i

 

n_I = n_дв = 1425 мин ^-1

 

 мин ^-1

 мин^-1

 мин^-1

 мин^-1

 

9.4 Расчет крутящих моментов

Определяем максимальные крутящие моменты на каждом валу по формуле  [5, с. 273]:

 

 Нм;

 Нм;

 Нм;

 Нм;

 Нм.

 

9.5  Расчёт модуля зубчатых зацеплений

 

В коробках скоростей размер шестерен определяется контактными напряжениями, т. е. усталостью поверхностных слоев. Поэтому определяем модуль  m_пов, а не межосевое расстояние А, и проверяем его по напряжениям изгиба по формулам  [4, с. 150].

, мм

, мм

 

где   s_изг и s_пов - допускаемое напряжение на изгиб и по усталости поверхностных слоев, Н/мм²;

Для легированных цементируемых  сталей  [4, с. 152]:

s_пов = (17,5…21)НRC (Н/мм²),

где   HRC – твердость цементируемых сталей  [5, с. 194]:

HRC = 56…62;

s_пов = 17,5∙56 = 980 Н/мм²;

s_изг = 750 Н/мм²   [5, с. 194];

N - номинальная передаваемая мощность рассчитываемой шестерни, кВт;

n – минимальное число оборотов шестерни, при котором передается яполная мощность мин ^-1;

y – коэффициент формы зуба (при z = 20…60   у = 0,243…0,268);

z – число зубьев шестерни;

i – передаточное число (принимается i ³ 1, т.е. для замедляющих передач берется величина, обратная передаточному отношению);

y = b/m = (6…10) – большие значения при большей жёсткости вала;

y₀ = 0,7…1,6 – при симметричном (не консольном) расположении шестерни; Принимаем  y₀ = 1,2;

k = 1,3 – коэффициент нагрузки (учитывает деформацию осей).

 

Расчет ведем по наиболее тяжело нагруженным парам колес, для которых передаточное число наибольшее, а частота вращения наименьшая.

 

Для валов  IV – V – колеса z₁₇ и z₁₈ с ;  N_IV = 10,9 кВт; 

n_IV = 159 мин^-1 ;  z = 20.

 

мм;

 мм;

Для валов  III – IV – колеса z₁₃ и z₁₄ с ;  N_III = 11,06 кВт; 

n_III = 398 мин^-1 ;  z = 27.

мм;

 мм;

Для валов  II – III – колеса z₅ и z₆ с ;  N_II = 11,23 кВт; 

n_II = 1000,5 мин^-1 ;  z = 29.

 мм;

 мм;

 

Для валов  I – II – колеса z₁ и z₂ с ;  N_I = 11,4 кВт; 

n_I = 1425 мин^-1 ;  z = 33.

 мм;

 мм.

 

Полученные значения округляем до стандартных, в мм:

;   ;   ;  

Степень точности колес  определяется в зависимости от назначения

(с. 373, табл.22 [6]). Для силовых кинематических цепей (коробок скоростей) с линейной скоростью  V≤10 м/с принимается 7-я степень точности.

 

9.6  Расчет геометрических параметров зубчатых колес

 

Расчёт ведём по формулам (с.175, табл.3 [5]):

-  делительный диаметр: d = mz

-  диаметр вершин  зубьев: d_a = d + 2m

-  диаметр впадин  зубьев: d_f = d – 2,5m

-  межосевое расстояние: a_w = 0,5(d₁+d₂)

-  ширина зубчатых  венцов колес  [4, с. 151]: b = ym = 6m.

Тогда соответственно для  модулей:  m = 2 мм:   b = 6∙2 = 12 мм;

  m = 3 мм:   b = 6∙3 = 18 мм;

  m = 5 мм:   b = 6∙5 = 30 мм;

 

Результаты расчётов сводим в таблицу 3.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Таблица 3 - Расчёт геометрических параметров зубчатых колёс

№ колеса	z	i	m, мм	d, мм	da, мм	df, мм	b, мм	aw, мм
1 2	33 47	i0	2,0	66 94	70 98	61 89	12	80
3 4	51 51	i1		102 102	106 106	97 97	12	102
5 6	29 73	i2		58 146	62 150	53 141
7 8	42 53	i3	3,0	126 159	132 165	118,5 151,5	18	142,5
9 10	37 58	i4		111 174	117 180	103,5 166,5
11 12	32 63	i5		96 189	102 195	88,5 181,5
13 14	27 68	i6		81 204	87 210	73,5 196,5
15 16	62 39	i7	5,0	310 195	320 205	297,5 182,5	30	252,5
17 18	20 81	i8		100 405	110 415	87,5 392,5

 

 

 

9.7 Предварительный расчет диаметров валов

 

Определяем диаметры валов из условия  прочности на кручение при пониженных допускаемых напряжениях по формуле:

,

где    Т – крутящий момент, Нмм;

[t] – допускаемое условное напряжение при кручении,

[t] = 10…15Н/мм²  -  для промежуточных валов;

[t] = 20…25Н/мм²  -  для входного и выходного валов;

 

Для промежуточных валов:

мм,  Принимаем  d_II = 36 мм;

мм,  Принимаем  d_II = 48 мм;

мм,  Принимаем  d_IV = 65 мм;

Для входного и выходного валов:

мм,  Принимаем  d_I = 32 мм – по диаметру муфты;

мм,  Принимаем  d_V = 82 мм – по диаметру шлицев – шлицы средней серии 10х72х82 мм  [5, с. 82].

 

9.8  Проверочный расчет шлицевого соединения шпинделя

 

Принято шлицевое соединение со следующими размерами  [5, с. 82]):

d = 72 мм;  D = 82 мм;  b = 12 мм;  f = 0,5 мм;  z = 10 шт. 

Материал рабочих поверхностей – сталь 40Х с твердостью сердцевины  НВ = 270…300, поверхностной закалкой  ТВЧ  HRC = 50.

Передаваемый крутящий момент  М = 2620 Нм.

Частота вращения шпинделя  n = 39 мин^-1.

Т.к. размеры шлицевого соединения приняты, то необходимо определить рабочую длину шлицев вдоль оси шпинделя из расчета на смятие [7, с. 93]:

,                                                      (4)

где  [σ_см] = 15 Н/мм² – табл. 4..4, с. 98 [7] – допускаемое напряжение смятия на боковых поверхностях зубьев шлицев при средних условиях эксплуатации (с закалкой ТВЧ);

М – наибольший крутящий момент (М = 2620000 Н∙мм)

ψ = 0,8 – коэффициент, учитывающий  неравномерность распределения нагрузки по зубьям;

z = 10 – число зубьев;

h – рабочая высота контактирующих зубьев в радиальном направлении;

r_ср – средний радиус (расстояние от оси вращения шпинделя да середины высоты зуба  h). Для прямобочного шлицевого соединения:

мм;  мм.

Из формулы  (4)  длина шлицевого соединения:

 мм, 

Принимаем длину шлицев конструктивно (с учетом хода пиноли 80 мм)   l = 142 + 80 = 222 мм.

 

9.9  Подбор муфты

 

Для передачи крутящего  момента от электродвигателя к входному валу коробки скоростей принимается упругая втулочно-пальцевая муфта, которая передает крутящий момент со смягчением ударов посредством упругих резиновых втулок, надетых на пальцы.

Расчетный момент, передаваемый муфтой [7, с. 518]:

,

где    М – момент на первом валу  (М_I = 76,4 Нм);

k – коэффициент режима (табл. 16.1, с. 497 [7]). Для станков

k = 1,5…2,5.

 Нм.

По табл. 16.11, с. 512 [7] исходя из расчетного момента, диаметра вала электродвигателя (d_дв = 38 мм) и входного вала коробки (d_I = 32 мм) принимаем типоразмер муфты: муфта  МУВП – 32 – 38  МН 2096-64  со следующими конструктивными размерами и параметрами:

М_кр = 240 Нм;  n_max = 4000 мин^-1;

D = 140 мм – наибольший диаметр муфты;

L = 165 мм – длина муфты (укороченный размер);

D₀ = 105 мм – диаметр центров пальцев;

Z = 6 – число пальцев;

d_дв = 38 мм.

Проверка пальцев на изгиб [7, с. 484]:

(Н/мм²),

где   М_р – расчетный момент;

l_n – длина пальца (l_n = 33 мм);

D₀ = 105 мм;

Z = 6;

D_п = 14 мм – диаметр пальца;

[σ_u] = 80…90 Н/мм² – допускаемое напряжение на изгиб для пальцев [7, с. 484].

 

.

Условие прочности резиновой втулки на смятие [7, с. 485]

,

где    l_в = 28 мм – длина втулки;

[σ_см] = 1,8…2,0 Н/мм² – допускаемое напряжение на смятие для резины.

 

, т.е. муфта пригодна.

 

9.10 Выбор конструкции шпинделя

 

Конструктивная форма  шпинделя определяется типом и назначением станка, требованиями к его точности, способом крепления инструмента и т.д.

Конфигурацию переднего  конца шпинделя выбирают в зависимости  от способа крепления инструмента  или заготовки  [8, с. 210], т.к. для  его крепления применяют стандартные приспособления, то передние концы шпинделей большинства станков стандартизованы. Так для фрезерных станков применяется ГОСТ 24644-81  [9, с. 149], по которому центрирование оправки инструмента осуществляются конусом  7:24, передача крутящего момента – торцовыми шпонками, затяжка инструмента – шомполом. Типоразмер конуса принимаем №50.

Тип опор шпинделя, определяющий форму посадочных мест, выбирают на основании требований к точности обработки и быстроходности, величины нагрузок, действующих на опоры. Наибольшее применение (более

95 %) в качестве опор  шпинделя применяют подшипники качения  [8, с. 211]. Схемы расположения опор и их конструктивные исполнения весьма разнообразны. Для шпинделей, воспринимающих значительную осевую нагрузку (сверлильные, фрезерные станки) находят применение упорные и радиальные подшипники.

В передней опоре по рекомендациям [8, с. 82], [9, с. 234] устанавливаем радиальный двухрядный роликоподшипник типа 3182000 и два упорных шарикоподшипника типа 8000. В задней – один радиальный роликоподшипник типа 2200. Такие опоры рекомендованы для шпиндельных узлов токарных и фрезерных станков средних размеров. Предлагаемая конструкция обладает необходимой радиальной и осевой жесткостью и точностью вращения.

В передней опоре между  упорными подшипниками создается предварительный натяг, регулировка которого осуществляется с помощью гайки, наворачиваемой на промежуточную втулку.

Радиальный предварительный  натяг роликоподшипника осуществляется с помощью деформации внутреннего кольца подшипника путем его осевого перемещения на конусе  1: 12  посредством промежуточной втулки гайкой, наворачиваемой на шпиндель. Ограничение осевого перемещения внутреннего кольца подшипника до требуемой величины осуществляется компенсационным кольцом, выполненным из двух частей, которые удерживаются пружинным кольцом. Плотный прижим наружного кольца роликоподшипника производится фланцем за счет компенсатора.