№
|
, Н/м.
|
H/ -
|
[] = 3.29 ∙ , H/
|
1,3
|
∙ 1,18 ∙ 1,27 = 106648
|
3,99 ∙ 1 ∙ 1 ∙ = 1,7 ∙
|
Условие выполняется.
|
8,10
|
∙ 1,06 ∙ 1,27 = 145928
|
4,15 ∙ 1 ∙ 1 ∙ = 2,42 ∙
|
Условие выполняется.
|
5. Расчет ременной передачи
Исходные
данные: вращающий момент на валу
Выбор
ремня.
По
справочным таблицам в зависимости от вращающего момента на валу выбираем
ремень: сечение Б.
Диаметр
ведущего шкива:
Диаметр
ведомого шкива:
Линейная
скорость ремня v, м/сек:
=
(6.1)
Определение
межосевого расстояния:
Минимальное
значение межосевого расстояния:
(6.2)
где,
h=8,7 мм - высота ремня.
Принимаем
а=500 мм
Определяем
длину ремня при принятом межосевом расстоянии а=500 мм
Округляем
до стандартного значения длины ремня: = 1400 мм
Определяем
фактическое межосевое расстояние:
(6.3)
Мощность
передачи с одним ремнем:
(6.4)
где
- коэффициент угла охвата.
=1-0,003 (6.5)
где,
а =180-60 (6.6)
=1- 0,003
= 0,95 -
коэффициент длины ремня.
= 1,0 -
коэффициент, учитывающий условия работы
= 1,34кВm
- нормальная мощность передачи с одним ремнем .
кВm
Число
ремней в передаче.
= (6.7)
где
- коэффициент, учитывающий число ремней в комплекте
(после определения в первом приближении числа ремней Z, коэффициент =1 уточняется 3, а число ремней К уточняется во втором
приближении).=
Второе
приближение =0,84=
Округляем
до ближайшего целого большего числа: Z=5
Нагрузка,
передаваемая на вал:
(6.8)
где
- сила предварительного натяжения одного ремня, Н,
=500 (6.9)
=0,18 -
погонная масса ремня, кг/м.
=500
(6.10)
а - межцентровое расстояние,- количество ремней.
Таким образом, выбирается шкивы диаметром 140мм и 150мм с 5 клиновыми
ремнями, которые передаются на вал нагрузку 673Н.
. Расчет валов на прочность и жесткость
Для расчета на прочность необходимо построить расчетные схемы и найти
реакции опор.
Рис 5 Входной вал
Fи F (7.1)
Определение
опорных реакций. (7.2)
R (7.3)
Рис. 6 Второй вал
Нахождение изгибающих моментов:
M - Изгибающий момент в опоре - Изгибающий момент в шестерне - Изгибающий момент в шестерне
Суммарный
момент:
(7.4)
Результирующий
момент:
(7.5)
Допустимый
по условиям прочности диаметр вала:
= (7.6)
где = 85 МПа
- допускаемые напряжения (табл.6, стр.35, ).
F и F (7.7)
Так как ось шпиндельного узла
смещена на 45 градусов:
Тогда F (7.8)
Определение опорных реакций.
R (7.9)
(7.10) (7.11)
(7.12)
Нахождение
изгибающих моментов: - Изгибающий момент в опоре- Изгибающий момент в шестерне- Изгибающий момент в опоре- Изгибающий момент в шестерне
Суммарный
момент:
(7.13)
(7.14)
Допустимый по условиям прочности диаметр вала:
d= (7.15)
где
= 85МПа - допускаемые напряжения (табл. 6,
стр.35, ).
Диаметры
валов, полученные в результате расчета валов на прочность, увеличивают в 1,4-1,7
раза, что необходимо для дальнейшего расчета валов на жесткость.
Таким образом, принимаются
следующие диаметры валов с учетом стандартных шлицевых соединений:,
Расчет валов на жесткость.
На жесткость рассчитывается вал №1. Расчет заключается в определении
прогиба в мессах расположения шестерен Y (для шестерни, расположенной в средней
части пролета вала, это колесо №1).
Рис.7. Расчетная схема.
Прогиб в плоскости действия окружной силы:
Y (7.16)
Прогиб в плоскости действия радиальной силы:
Y (7.17)
Суммарный
прогиб вала:
Y (7.18)
где
P; P
I = 0,05 - осевой
момент инерции.
E = 2 - модуль
продольной упругости.
а = 120мм
b = 120мм
Y
Y.
Допускаемое
значение прогиба Y
Y (7.19)
Это
условие выполняется, значит, диаметр вала рассчитан верно.
7. Выбор подшипников промежуточных валов
Суммарные реакции в опорах:
Входной вал (значения взяты из п.7)
(8.1)
(8.2)
Промежуточный
вал (значения взяты из п. 7)
(8.3)
(8.4)
Расчет
долговечности подшипников:
Входной
вал:
Выбираем
подшипники по более нагруженной опоре 12
():
Шариковый
радиальный однорядный подшипник средней серии:
Подшипник
305 ГОСТ 8338-75.
Основные параметры
подшипника:=25 мм, D=62 мм, B= 17 мм, С= 17,3 кН,
Проверка долговечности подшипника.
Эквивалентная нагрузка на
подшипник:
(8.5)
где, - коэффициент безопасности= 1 - коэффициент,
учитывающий вращение колес= 1383Н - нагрузка на подшипник.
- температурный коэффициент.
Число оборотов подшипников за
весь срок службы:
(8.6)
где, m = 3 - для шариковых
подшипников.
Долговечность подшипников (в
часах):
(8.7)
Промежуточный вал:
Выбираем подшипники по более
нагруженной опоре 4 ():
шариковый радиальный
однорядный подшипник средней серии:
Подшипник 306 ГОСТ 8338-75.
Основные параметры
подшипника:= 30 мм, D = 73мм, В = 19 мм, С = 21,6 кН,
Проверка долговечности
подшипника.
Эквивалентная нагрузка на
подшипник:
(8.8)
где, =1,2 - коэффициент безопасности, стр. 118,[4].= 1 -
коэффициент, учитывающий вращение колес= 2372Н - нагрузка на подшипник.
- температурный коэффициент.
Число оборотов подшипников за
весь срок службы:
(8.9)
где,
m = 3 - для шариковых подшипников.
Долговечность
подшипников (в часах):
(8.10)
Регулировка
подшипников промежуточных валов обеспечивается за счет подшлифовки
компенсирующих колец, которые устанавливаются по одному на вал. При этом должен
обеспечиваться осевой люфт промежуточных валов не более 0,05 мм.
8. Расчет шпиндельного узла
Определение максимальной силы резания (см. п.1)
При черновой обработке:
8.1 Определение реакций в опорах
Рис. 9. Схема нагружения шпинделя.
Реакции опор:
(9.1)
(9.2)
(9.3)
Cуммарные реакции в опорах:
(9.4)
(9.5)
8.2 Расчет радиальной жесткости передней опоры
Диаметр передней опоры определяется по формуле:
(9.6)
где
= 150000 (табл.3,
стр.11, [3]).
Принимается
=80 мм
Расчет
радиальной жесткости двухрядного роликогоподшипника 3182116:
d = 80 мм, D = 125мм, b =
34 мм
= 8595,0Н
Радиальная
податливость подшипника при натяге: е =0 -(стр. 39,
рис. 7, )
Величина
относительного зазора:
5 по табл.
11, [3] (9.7).
Коэффициент
податливости: (стр. 39, рис. 8,).
Податливость подшипника:
(9.8)
Податливость
посадочных поверхностей:
(9.9)
где
= 0,015мм/кг -
коэффициент податливости.
Жесткость
опоры:
(9.10)
Податливость
опоры:
(9.11)
.3
Расчет жесткости дуплекса радиально-упорных шарикоподшипников
:d=80
мм, D = 125 мм, B=22 мм, .
Сила
осевого преднатяга:
(9.12)
=200кг
Соотношение:
(9.13)
Коэффициент:(стр. 41, рис.9,[3]).
Соотношение:
(9.14)
Вспомогательный
коэффициент радиальной податливости: (стр.41,
рис.10,[3]).
Податливость
подшипника:
(9.15)
Податливость
посадочных поверхностей:
(9.16)
где
=0,015мм/кг -
коэффициент податливости.
(9.17)
Жесткость
опоры:
(9.18)
(9.19)
Податливость
опоры:
(9.20)
.4
Расчет радиальной жесткости задней опоры
Расчет
радиальной жесткости двухрядного роликоподшипника 3182111:d=55 мм, D = 90 мм,
b=26 мм,
Радиальная
податливость подшипника при натяге (стр.39, рис.7, [3]).
- (9.21)
Величина
относительного зазора: по табл. 11, [3].
(9.22)
Коэффициент
податливости: (стр.39, рис. 8, [3])
Податливость
подшипника:
(9.23)
Податливость
посадочных поверхностей:
(9.24)
где
=0,015мм/кг -
коэффициент податливости.
(9.25)
Жесткость
опоры:
(9.26)
(9.27)
Податливость
опоры:
(9.28)
.5
Определение осевой жесткости шпинделя
Осевая
жёсткость шпинделя узла существенно влияет на точность обработки и динамическую
устойчивость металлорежущих станков. Осевая жесткость шпиндельного узла
практически полностью определяется жесткостью подшипника качения.
В
данной конструкции шпинделя используется в опоре два радиально-упорных
шарикоподшипника 46116 (Ø
80), установленные с преднатягом .
Соотношение:
(9.29)
По
графику ([3], рис.1): осевая жесткость .
При
установке в узле двух радиально-упорных шарикоподшипников с предварительным
натягом осевая жесткость увеличивается в два раза.
Таким
образом, осевая жесткость шпиндельного узла
.6
Проверка долговечности подшипников в шпиндельном узле
Передняя
опора: двухрядный роликоподшипник 3182116:d=80мм,
d=
125мм, b=34мм, C = 87,10
кН,
Эквивалентная
нагрузка на подшипник:
(9.30)
где,
- коэффициент безопасности, стр.118, [4].=1 -
коэффициент, учитывающий вращение колес= 8565,0Н
-
температурный коэффициент.
Число
оборотов подшипников за весь срок службы:
L= (9.31)
где,
m = - для шариковых подшипников.
Долговечность
подшипников (в часах):
(9.32)
Задняя
опора: двухрядный роликоподшипник 3182111: d=55 мм, D = 90 мм, b=26 мм, C=
52,70кН, .
Эквивалентная нагрузка на подшипник:
(9.33)
где,
- коэффициент безопасности, стр.118, [4].
V =1 - коэффициент, учитывающий вращение колес
R
= 3671,0Н
-
температурный коэффициент.
Число
оборотов подшипников за весь срок службы:
= (9.34)
где,
m = - для шариковых подшипников.
Долговечность
подшипников (в часах):
(9.35)
Передняя
опора: дукплекс радиально-упорных шарикоподшипников 46116:
d=80мм, D= 125мм, В=22мм, , C = 42,30
кН,
Эквивалентная
нагрузка на подшипник:
(9.36)
где,
- коэффициент безопасности, стр.118, [4].
V = 1 - коэффициент, учитывающий вращение колес
R = 8565,0 Н
-
температурный коэффициент.
Число
оборотов подшипников за весь срок службы:= (9.37)
где,
m = 3 - для шариковых подшипников.
Долговечность
подшипников (в часах):
(9.38)
.7
Регулировка подшипников шпиндельного узла
В
шпиндельном узле применены подшипник 3182116 - в передней опоре, 3182111 - в
задней опоре. Подшипники устанавливаются с начальным зазором 5-10 мкм.
(начальный зазор можно определить с помощью набора концевых мер). Необходимый
рабочий зазор 0мкм. Регулировка зазора производится с помощью гайки через втулку.
При закручивании гайки по конусу смещается внутреннее кольцо подшипника, тем
самым обеспечивается необходимый рабочий зазор.
Необходимая
величина смещения вычисляется по формуле:
Дальше
этого значения кольцо подшипника перемещать нельзя, иначе возникает натяг.
После
перемещения производится стопорение гайки.
Наружное
кольцо подшипника, в свою очередь, фиксируется с помощью крышки, во избежание
соскока кольца с роликов.
В
передней опоре для восприятия осевых нагрузок устанавливается радиально-упорные
подшипники 46116. Натяг в подшипниках создается за счет разницы длин
дистанционных втулок, устанавливаемые между наружными и внутренними кольцами.
Сила
осевого преднатяга: , может быть получена предварительно на прессе.
9. Расчет
шлицевых соединений
Размеры сечений шлицов по ГОСТ 1139-58, (стр. 104 [4]):
Расчет шлицов ведется из условий прочности на смятие:
(10.1)
где,
Т - вращающий момент на валу.
средний
диаметр сечения:
(10.2)
-
число зубьев.
высота
поверхности контакта зубьев:
(10.3)
-
величина зазора.
l - рабочая длина шлица.
-
коэффициент неравномерности нагружения.
-
допускаемые напряжения смятия.
Расчет
шлицевого соединения на входном валу: 6х21х25.
Т
= 42700Н- вращающий момент на валу.
-
средний диаметр сечения.
z= 6 - число зубьев.
высота
поверхности контакта зубьев:
f = 0,3 - величина зазора.
l = 47мм - рабочая длина шлица.
-
коэффициент неравномерности нагружения.
условие
прочности на смятие
условие
прочности на смятие выполняется.
Расчет
шлицевого соединения на входном валу: 8х32х36
Т=42700Н-
вращающий момент на валу.
-
средний диаметр сечения.
z
= 8 - число зубьев.
- высота
поверхности контакта зубьев.
f= 0,4 - величина зазора.
l = 170мм - рабочая длина шлица.
-
условие прочности на смятие выполняется.
Расчет
шлицевого соединения на входном валу: 8х36х40
Т=54200Н-
вращающий момент на валу.
-
средний диаметр сечения.
z = 8 - число зубьев.
- высота
поверхности контакта зубьев.
f= 0,4 - величина зазора.
l
= 50мм - рабочая длина шлица.
условие
прочности на смятие выполняется.
Расчет
шлицевого соединения на входном валу: 10х58х68.
Т=196700Н-
вращающий момент на валу.
-
средний диаметр сечения.
z
= 10 - число зубьев.
- высота
поверхности контакта зубьев.
f= 0,4 - величина зазора.
l = 100мм - рабочая длина шлица.
-
условие прочности на смятие выполняется.
10. Выбор
системы смазки
.1 Смазка зубчатых колес
Для
смазки зубчатых колес используем индустриальное И-20 по ГОСТ 9433-60 с
вязкостью 17-23 при t=50С.
Вид
смазки- циркуляционный, в этом случае смазка непосредственно подводиться к
трущим поверхностям, т.е. колесам, с помощью системы медных трубок и насосной
станции. Циркуляционная система смазки включает в себя систему охлаждения
смазки, которое может происходить естественным путем (в баке-отстойнике) или с
помощью установки для искусственного охлаждения.
.2
Смазка подшипников
Смазка
подшипников осуществляется также как и зубчатых колёс циркуляционного: масло
индустриальное И-20 по ГОСТ 9433-60 с вязкостью 17-23сст при t=50С.
Ввиду
того, что станок имеет достаточно высокую быстроходность, в целях избежания
вытекания смазки через сквозные крышки предусмотрены лабиринтные уплотнения и
манжеты.
Список
используемой литературы
1. Косилова
А.Г., Мещеряков Р.К. Справочник технолога-машиностроителя. В 2-х т. Т.2. - 4-е
изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1986.
2. Чугринов
А.А. Расчет главного привода металлорежущих станков. - "Металлорежущие
станки" - изд. ЛКИ.- 1988
. 3.
Чугринов А.А. Шпиндельные узлы металлорежущих станков. - Учебное пособие.-
Северодвинск: РИО Севмашвтуза - 1998.
. Чернавский
С.А., Ицкович Г.М., Боков К.Н. - Курсовое проектирование деталей машин: Учеб.
пособие для техникумов - М.: Машиностроение, 1979.
. Анурьев
В.И.. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3-х т. Т.2. - 6 изд., перераб.
и доп. - М.: Машиностроение, 1982.
. Дунаев
П.Ф., Леликов О.П. - Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для
студ. техн. спец. вузов - 8-е изд., перераб. и доп. - М.: Издательский центр
"Академия", 2003.
. Тарзиманов
Г.А. - Проектирование маталлорежущих станков. - 3-е изд., перераб и доп. - М.:
Машиностроение, 1980