Навигация
6.2 Расчет вала
Диаметры вала определяем по формуле:
где [τк] – допускаемое касательное напряжение материала вала, мПа.
Для материала вала (принимаем сталь 45) для которой [τк] =20 мПа.
Расчетный диаметр вала:
мм
Принимаем следующие диаметр вала: d=15 мм
Уточненный расчет вала
Для проверочного расчета строим эпюру нагружения этого вала. Размеры вала определяем исходя из размеров упругой муфты, ширины зубчатых колес и ширины подшипников
Рис.6.2 Расчетная схема.
Определяем окружную силу в зацеплении по формуле:
Для зубчатого колеса:
H
Определяем радиальную силу:
Fr=Ft×tgα,
Где α – угол профиля зубьев. α=20
Для зубчатого колеса:
Fr1=330∙tg20°=120 Н
H
H
Fr2=162,5∙tg20°=59 Н
Fr3=222∙tg20°=81 Н
Рассмотрим данную расчетную схему вала в двух плоскостях: горизонтальной и вертикальной, в которых действуют радиальная и окружная силы.
Составим уравнение равновесия вала в горизонтальной плоскости.
Составим уравнение равновесия вала в вертикальной плоскости.
Суммарные реакции:
Принимаем вал диаметром 20 мм.
6.3 Выбор шпоночных соединений
Рисунок 6.3 – Шпоночное соединение
Шпоночное соединение шкива с валом и ротором двигателя.
Шпонка 
ГОСТ 23360-78
Выбранная шпонка проверяется на смятие, по формуле:
;
где 
– вращательный момент, передаваемый шпонкой;
– диаметр вала;
– высота шпонки;
– рабочая длина шпонки, 
;
– количество шпонок;
– допускаемое напряжение смятия, 
.
Пример: Шпонка ГОСТ 23360-78 
;
.
Основным расчетным параметром, который определяет работоспособность подшипниковой опоры, является долговечность подшипника, определяемая по формуле :
где 
– динамическая грузоподъемность;
– коэффициент формы тела качения, 
;
– частота вращения подвижного кольца;
– приведенная нагрузка,
– коэффициент кольца, 
;
– коэффициент безопасности, из таблицы 8.1 [8] 
;
– коэффициент температурного режима
;
, 
– коэффициент приведения(
, 
);
– радиальная и осевая нагрузка на подшипники:
,
Радиальный шариковый подшипник ГОСТ 8338 – 75.
205: 
Второй вал
Для проверки правильности выбора подшипника, необходимо чтобы выполнялось условие
Опора А: 
Опора В: 
Выбранный подшипник удовлетворяет условию.
7. РАСЧЕТ динамических характеристик ПРИВОДА подач
Задачи расчета
Привод подачи станка при обработке детали нагружен крутящим моментом, который вследствие особенностей кинематики процесса резания, переменности припуска на детали и физико-механических свойств ее материала изменяется во времени. В результате в нем возникают крутильные колебания, обусловливающие динамические нагрузки, появление изгибных колебаний, снижение производительности обработки, уменьшение долговечности станка, а в некоторых случаях и потерю устойчивости его динамической системы. С целью обеспечения требуемого качества станка динамические характеристики привода рассчитывают при его проектировании и производят корректировку конструкции.
Составление расчетной схемы привода. Представим, что конструкция привода разработана в соответствии с кинематической схемой. Необходимо произвести его динамический расчет и анализ.
Рис. 7.1 - Кинематическая схема привода главного движения для динамического расчета
Определяем моменты инерции всех вращающихся элементов привода. Момент инерции (кг×м2) детали, являющейся сплошным телом вращения, определяется по зависимости
где r — плотность материала детали, кг/м3; d и l - диаметр и длина детали, м.
Детали длиной до 1,5—2 их диаметра принимают в качестве сосредоточенных масс. В рассматриваемой конструкции это ротор электродвигателя, шкивы, блоки зубчатых колес, муфты.
Валы являются распределенными массами. При длине вала до 300 мм к моментам инерции находящихся на нем сосредоточенных масс присоединяют треть момента инерции вала.
Моменты инерции муфт и шкивов рассчитаем как зубчатых колес:
где d, D – радиус вершин и радиус впадин зубчатого колеса;
h – ширина ступицы или зубчатого венца.
Все вычисленные моменты инерции заносим в таблицу 10.
Таблица 7.1 - Моменты инерции элементов привода подач.
| Наименование элемента | Момент инерции элемента I, кг×м2 |
| Ротор электродвигателя | 0,011 |
| Шкив I, II | 0,00032 |
| Вал I | 0,0014 |
| Вал II | 0,006 |
| Вал III | 0,00012 |
| Зубчатое колесо (вал – I, z=26) | 0,00068 |
| Зубчатое колесо (вал – II, z=52) | 0,011 |
| Зубчатое колесо (вал – III, z=52) | 0,011 |
| Коническое колесо (вал – III, z=20) | 0, 0001 |
| Коническое колесо (вт – III, z=48) | 0,002 |
| Рабочий орган | 0,004 |
Моменты инерции рабочего органа
,
где 
– передаточное отношение передачи винт-гайка;
– масса стола, 
;
– шаг винта, 
.
Находим крутильную податливость элементов приводов. Зубчатые муфты и муфты фрикционного действия не учитываются. Крутильная податливость ременной передачи связана с расчетной длиной ветви между шкивами:
где L - межосевое расстояние, м; D1 и D2 —диаметры шкивов, м; V — скорость ремня, м/с;
Податливость ременной передачи:
k - коэффициент, учитывающий условия работы передачи: к = 1, когда окружная сила Р вдвое больше силы предварительного натяжения Р0, к = 2 при Р < 2Ра; Е — модуль упругости ремня, МПа (модуль упрутости зубчатых ремней со стальным кордом, клиновых ремней со шнуровым кордом плоских полимерных ремней соответственно равен 6000...35000МПа, 600...800,2200...3800 МПа); F - площадь поперечного сечения ремня, м2.
Крутильную податливость для сплошных валов:
где G – модуль упругости второго рода (8×1010 МПа), D – диаметр вала.
Крутильную податливость для сплошных валов:
Крутильная податливость зубчатой передачи обусловливается не только изгибом и контактной деформацией ее зубьев, но и дополнительным поворотом колес, который является следствием деформации опор и изгиба валов.
Составляющая крутильной податливости пары зубчатых колес, обусловленная изгибной и контактной деформацией их зубьев,
где k - коэффициент, для прямозубых колес равный 6, для косозубых — 3,6; a - угол зацепления передачи, b – ширина зубчатого венца, d – делительный диаметр.
Крутильная податливость рабочего органа
,
где 
– податливость винта;
,
где 
– средний диаметр винта, 
;
– длина винта, 
.
Таблица 7.2 - Крутильная податливость элементов привода
| Наименование элемента | Крутильная податливость e, рад/Нм |
| Ременная передача(l=450мм) | 0,0077 |
| Вал I | 0,6×10-6 |
| Вал II | 1,5×10-6 |
| Вал III | 0,39×10-6 |
| Зубчатая передача 26/52(e¢+e¢¢) | 0,031 |
| Зубчатая передача 52/52(e¢+e¢¢) | 0,026 |
| Зубчатая передача 14/48(e¢+e¢¢) | 0,056 |
| Рабочий орган | 0,000371 |
Многоступенчатую расчетную схему заменяют линейной. При этом моменты инерции вращающихся масс, податливости приводят к одному валу, обычно к валу электродвигателя:
, 
где ( к — передаточное отношение передач от вала I к валу с номером k+1)
Если частота возмущающих воздействий не больше максимальной частоты вращения элементов привода, высшими собственными частотами колебаний системы можно пренебречь и упростить ее, сведя к двухмассовой, имеющей две или три собственные частоты. Методика этого преобразования следующая.
Систему с n степенями свободы разбивают на 
парциальных систем, среди которых выделяют системы первого типа с номерами l, равными 1,3,5,...,m - 1, и второго типа с номерами 2,4,6,..., m.
Квадраты собственных частот второго типа:
, 1/рад.
8. СИСТЕМА СМАЗКИ
Механизмы привода подач работают, как правило, при небольших нагрузках и невысоких скоростях. Их трудно разместить в закрытом корпусе, так как это неизбежно связано с утечкой масло, которую также необходимо учитывать при выборе способа подачи смазки во избежании непроизводительных потерь смазочного материала. Указанные особенности работы механизмов привода подач приводят к тому, что для их смазки употребляют обычно простейшие централизованные системы малой производительности. Для данной коробки подач принимаем фитильную смазку из общего резервуара. Этот способ подачи масла основан на принципе сифона и осуществляется с помощью фитиля, отдельные нити которого действуют подобно капиллярным трубкам. Один конец фитиля погружен в резервуар со смазочной жидкостью, а другой закладывается в трубопровод, идущий к месту смазки.
В качестве смазываемого масла по ГОСТу 20799-75 принимаем индустриальное масло – И 30-А.
ЗАКЛЮЧЕНИЕ
В ходе выполнения курсового проекта была спроектирована коробка подач для вертикально-фрезерного станка модели 6С12Ц с бесступенчатым регулированием величин подач. Был проведен расчет сил резания, кинематический и динамический расчет механизма подачи, рассчитана передача винт-гайка качения и передача зубчатым ремнем.
ПЕРЕЧЕНЬ ССЫЛОК
1. Справочник технолога-машиностроителя. В 2-х т. Т. 2/Под ред. А. Г. Косиловой и Р. К. Мещерякова. – М.: Машиностроение, 1985. 496 с.
2. Кочергин И. А. Конструирование и расчет металлорежущих станков и станочных комплексов. Курсовое проектирование: Учеб. Пособие для вузов. Мн.: Выш. шк., 1991. – 382 с.
3. Методичні вказівки до виконання курсового проекту з деталей машин. ”Вибір електродвигуна та визначення вихідних даних для розрахунку приводу”. Автори: Оніщенко В. П., Ісадченко В. С., Недосекін В. Б., - Донецьк: ДонНТУ,2005. – 36 стор.
4. Методичні вказівки до виконання курсового проекту з деталей машин. Розділ 3. Проектування валів та їх опор на підшипниках кочення/ Автори: О. В. Деркач, О. В. Лукінов, В. Б. Недосєкін, Проскуряков С. В. – Донецьк: ДонНТУ,2005. – 106 с.
5. Детали и механизмы металлорежущих станков. Под ред. Д. Н. Решетова. Т. 2 М., «Машиностроение», 1972, стр. 520.
6. МЕТОДИЧНІ ВКАЗІВКИ ДО КУРСОВОГО ПРОЕКТУ З ДЕТАЛЕЙ МАШИН. Розділ4. "КОНСТРУЮВАННЯ МУФТ І КОРПУСІВ"(для студентів напрямку «Інженерна механіка»). Автори: В.С. Ісадченко,П.М. Матеко, В.О. Голдобін, – Донецк: ДонНТУ, 2005 г. – 36 с.
0 комментариев