Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Техническое описание станка ФП-37У4

Станок специализированный вертикально-фрезерный четырех координатный с числовым программным управлением модели ФП-37У4 предназначен для обработки сложных фасонных поверхностей деталей типа балок, кронштейнов, лонжеронов, шнеков и других, изготавливаемых из высокопрочных легированных сталей, титановых и легких сплавов. Обработка осуществляется торцевыми и концевыми фрезами.

На станке можно фрезеровать плоскости, наружные и внутренние криволинейные контуры с постоянным углом наклона образующих, выпуклые и вогнутые поверхности двойной кривизны по заданной программе и универсальным способом.

Станок имеет четыре одновременно или последовательно управляемых координат:

- Х - продольное перемещение стола;

- Y - поперечное перемещение ползуна;

- Z - вертикальное перемещение головки фрезерной;

- A - поворот вокруг координаты Х.

Кроме этого имеются две дополнительно следящие координаты:

- шпиндель и магазин с инструментами.

Для обеспечения обратной связи по положению все следящие координаты имеют встроенные в узлы преобразователи угловых перемещений ЛИР-158ф

Переключение диапазонов чисел оборотов шпинделя осуществляется блоками шестерен привода шпинделя при помощи гидроцилиндров.

- Размер рабочей поверхности стола 3000800, мм.

- Наибольшая масса устанавливаемой заготовки 2000, кг.

- Пределы частот вращения шпинделя 20 - 3150 об/мин.- Мощность привода главного движения 37 кВт.

- Габаритные размеры станка:

- Длинна 7500 мм

- Ширина 4940 мм

- Высота 3185 мм.

- Масса станка 20000 кг.

Рисунок1 - Схема кинематическая

2. Расчёт магазина

Рисунок 2-Механизм смены инструмента

В приводе инструментального магазина используется сервомотор С2.SM.000 -3400, n=3000 об/мин, М=2,4 Нм со встроенным датчиком положения ЛИР 158ф.

Двигатель через муфту соединен с червячным редуктором, состоящим из однозаходного червяка с переменным шагом и червячного колеса z=24, m=2,5. На выходном валу редуктора закреплена цилиндрическая шестерня z=18, m=2,5, которая закрепляется с шестерней z=108, m=2,5, установленной на оси диска с гнездами под инструменты.

Поворот руки механической из среднего положения в точку смены и к магазину осуществляется от трехпозиционного гидроцилиндра.

Расчет привода магазина

Магазин проектируемого станка выполнен в следующем исполнении: ось магазина вертикальная, а диск с установленном на нем инструментами располагается в горизонтальной плоскости. Расчет будет состоять из двух частей - кинематической и проверочной.

Кинематический расчет магазина

Исходными данными для расчета служит кинематическая схема станка.



Рисунок 3 - Кинематическая схема

Составляем уравнение кинематической цепи:

при n_{эл. мах}=3000 об/мин.

при n_{эл. ном.}=2000 об/мин.

при n_{эл. min.}=1 об/мин.

Определение номинального передаточного числа привода

Передаточное число определяется отношением номинальной частоты вращения двигателя n_ном к частоте вращения приводного вала рабочей машины n_рм при номинальной нагрузке

Определить частоту вращения приводного вала рабочей машины n_рм, об/мин:

а) для конвейеров, грузоподъемных и прочих машин:

отсюда

где v - скорость оборотов барабана, м/с; D - диаметр барабана, мм;

м/с

Определение передаточного числа привода

Для всех приемлемых вариантов типа двигателя и заданной номинальной мощности Р_тм (см. 2.1, п. 4):

; ;

где - коэффициенты полезного действия закрытой передачи (червячного редуктора), прямозубой передачи муфты, подшипников качения (по кинематической схеме в редукторе две пары подшипников) и подшипников скольжения (по схеме на приводном валу рабочей машины одна пара подшипников).

Передаточное отношение для стандартной червячной передачи Uчер 1:25 (1-ряд рекомендуемый)

Для прямозубой передачи примем (по рекомендации ГОСТ) Uзуб=6,3

Полученное общее передаточное положение

Исходя из скорости вращения магазина 12 об/мин вращение двигателя должно быть

об/мин

Благодаря тому что на двигатели можно выставлять обороты с 2000 об/мин с сохранением Мн в дальнейшем в расчётах будем принимать об/мин

Исходя из полученных данных подбираем двигатель:

SIEMENS 1FT6061-6AC7

Мощность N=0,84 Квт

Момент номинальный Мн=2,4 Н·м

Номинальная частота вращения об/мин

Момент инерции ротора без тормоза

Угловая скорость номинальная

1/с

Определение силовых и кинематических параметров привода

Силовой (мощность и вращающий момент) и кинематические (частота вращения и угловая скорость) параметры привода рассчитываются на валах исходя из требуемой (расчётной) мощности двигателя Рдв и его номинальной частоты вращения nном при установившемся режиме.

Угловая скорость

Вращающий момент

Вращающий момент на рабочем механизме (магазине).

где J=J_диска+J_сум=22.34

- масса инструментального блока с инструментом.

Сравниваем момент от сил инерции и развиваемый двигателем на рабочем магазине.

Примем для дальнейших расчётов

тогда

3. Расчёт червячной передачи

Выбор материала червяка и червячного колеса

Червяки изготовляют из тех же марок сталей, что и шестерни зубчатых передач. Выбор марки стали червяка и определение ее механических характеристик производят по таблице. При этом для передач малой мощности (Р?1 кВт) применяют термообработку - улучшение с твердостью ?350 НВ, а для передач большей мощности с целью повышения КПД - закалку ТВЧ до твердости ?45 HRC₃, шлифование и полирование витков червяка.

Материалы для изготовления зубчатых венцов червячных колес условно делят на три группы: группа I - оловянные бронзы; группа II - безоловянные бронзы и латуни; группа III - серые чугуны.

Выбор марки материала червячного колеса зависит от скорости скольжения и производится по таблице. Скорость скольжения V_s, м/с, определяется по эмпирической формуле

где Т₂ - вращающий момент на валу червячного колеса, Н-м; - угловая скорость тихоходного вала, 1/с; Uчер - передаточное число редуктора.

Придерживаясь рекомендаций для выберем II группу.

Материал для червячного колеса БР010Ф1

Способ заливки - кокиль

-предел текучести и пределы прочности при растяжении

и изгибе, Н/мм^г

Материал для червяка Сталь 45

Термообработка У - улучшение

Твёрдость 269-302 НВ

Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений

Допускаемые напряжения определяют для зубчатого венца червячного колеса в зависимости от материала зубьев, твердости витков червяка HRC₃fHB), скорости скольжения v_s, ресурса L_h и вычисляют по эмпирическим формулам, приведенным в таблице.



станок технический привод передача

при

2. - коэффициент долговечности при расчете на контактную прочность:

где N - число циклов нагружения зубьев червячного колеса за весь срок службы наработка). Если N>25 * 10⁷, то - N принять равным 25·10⁷.

3- - коэффициент долговечности при расчете на изгиб:

где N см. примечание 2. Если , то его принимают равным 10^б. Если то принять равным

предел текучести и пределы прочности при растяжении

и изгибе, Н/мм^г

Передача работает в реверсивном режиме, то полученное значение допускаемого напряжения нужно уменьшить па 25%.

Проверяем контактное напряжение зубьев колеса у_н по формуле:

где:

n_эл.=2000 об/мин;

Ft₂=2T₂•10³/d - окружная сила на колесе;

d₂=24•2.5=60 мм - делительный диаметр колеса

Находим Т₂=Т₁•u=2,4•24=57,6 Н•м - вращающий момент колес

где u=24,

тогда Ft₂=

d₁=50 мм делительный диаметр червяка

[у] - допустимое контактное напряжение зубьев колеса в Н/мм² уточняется по фактической скорости скольжения.

V_s=,

где щ2= об/сек.

V_s= м/сек.,

где n2= об/мин - число оборотов червячного колеса

V=1,0 при V<3,0 м/сек

Определяем допустимое напряжение для червячного колеса.

[у]_н = К_нL•C_v•0.3у_в,

где К_нL = 1,2 т.к. N>10

C_v=1,01 - коэффициент, учитывающий износ материала, зависящий от скорости скольжения V_с = 4,15 м/сек.

[у]_н = 1,2•1,01•0,9•215=370 Н/мм²

у _н=346 Н/мм²

Для всех червячных передач (независимо от материала венца колеса)

при расположении червяка вне масляной ванны значения нужно уменьшить на 15%.

236Н/мм< 370H/мм

Расчет червячной передачи

Проектный расчет

Определить главный параметр - межосевое расстояние a_w, мм:

-вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Нм

- допустимое контактное напряжение

Полученное значение межосевого расстояния a_w для нестандартных передач округлить до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров.

Примем

2. Выбрать число витков червяка

зависит от передаточного числа редуктора

св. 8 до 14 св. 14 до 30 св. 30

4 2 1

Определить число зубьев червячного колеса: z₂ = z₁u_3n. Полученное значение z₂ округлить в меньшую сторону до целого числа.

Определение модуля зацепления.

Примем стандартный из первого ряда m=2,5

Определяем коэффициент диаметра червяка.

Примем стандартный q=6.3

Определяем коэффициент смещения инструмента.

не удовлетворяет условию

Коэффициент X при расчёте не подрезания и не заострения зубьев колёс X=0

Для X=0 примем q=12.5 Z2=24

Определяем фактическое передаточное число и проверяем его отклонение от заданного U

удовлетворяет условию

8. Определяем фактическое значение межосевого расстояния.

Примем из стандартного ряда

а) Основные размеры червяка:

делительный диаметр

начальный диаметр

диаметр вершин витков

диаметр впадин витков

делительный угол подъема линии витков

длина нарезаемой части червяка

,

где х - коэффициент смещения. При х?0 С=0; при x>0

Примем b1=44 мм

б) Основные размеры венца червячного колеса:

делительный диаметр

диаметр вершин зубьев

наибольший диаметр колеса

диаметр впадин зубьев

ширина венца: при z_t = l; примем b2=26 мм

радиусы закруглений зубьев:

условный угол обхвата червяка венцом колеса :

определяется точками пересечения дуги окружности Диаметром d' = d_al - 0,5m с контуром венца колеса и может быть принят равным 90… 120°

Проверочный расчет

Определить коэффициент полезного действия червячной передачи

где - делительный угол подъема линии витков червяка; - угол трения. Определяется в зависимости от фактической скорости скольжения

Выберем из таблицы для

Проверить контактные напряжения зубьев колеса Н/мм²:



где a) - окружная сила на колесе, Н;

б) К - коэффициент нагрузки. Принимается в зависимости от окружной скорости колеса

, м/с: К=1 при

в) - допускаемое контактное напряжение зубьев колеса, Н/мм². Уточняется по фактической скорости скольжения v_s

Проверить напряжения изгиба зубьев колеса , Н/мм²:

где а) значения m, мм; F_t2, Н; К смотреть выше.

б) Y_F2 - коэффициент формы зуба колеса. Определяется по таблице в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса

Здесь -делительный угол подъема линии витков червяка

станок технический привод передача

Коэффициенты формы зуба Y_F2 червячного колеса

	Yf2
20 74	1,98 1,88	30 32	1,76 1,77	40 45	1,55 1,48	80 100	1,34 1,30
26 28	1,85 1,80	35 37	1,64 1,61	50 60	1,45 1,40	150 300	1,27 1,24

в) -допускаемые напряжения изгиба зубьев колеса, Н/мм2

При проверочном расчете получаются меньше , так как нагрузочная способность червячных передач ограничивается контактной прочностью зубьев червячного колеса.

4. Зубчатые передачи

Выбор твердости, термообработки и материала колес

Сталь в настоящее время - основной материал для изготовления зубчатых колес. В условиях индивидуального и мелкосерийного производства, предусмотренного техническими заданиями, в мало- и средненагруженных передачах, а также в передачах с большими колесами (открытых) применяют зубчатые колеса с твердостью материала ?350 НВ. При этом обеспечивается чистовое нарезание зубьев после термообработки, высокая точность изготовления и хорошая прирабатываемостъ зубьев.

Для получения при термической обработке принятых для расчета механических характеристик материала колес требуется, чтобы размеры заготовок колес (Dзаг, S_заг) не превышали предельно допустимых значений Dпред, Sпред

где D_заг - диаметр заготовки шестерни или червяка; Sзаг- - толщина заготовки обода или диска колеса; Dпред - предельно допустимый диаметр заготовки шестерни или червяка; Sпред - предельно допустимая толщина заготовки обода или диска колеса.

Выберем:

Колесо, сталь 45

Dпред, Sпред - любая

Термообработка Н - нормализация

Твердость 179-207 HB

Шестерня сталь 40Х

Dпред = 125 мм

Sпред = 80 мм

Термообработка У - улучшение

Твердость 269-302 HB

Определение допускаемых контактных напряжений Н/мм²

Допускаемые контактные напряжения при расчетах на прочность определяются отдельно для зубьев шестерни , и колеса в следующем порядке.

а) Определить коэффициент долговечности K_HL:

где - число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости; N-число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка

Здесь - угловая скорость соответствующего вала, 1/с;

L_h - срок службы привода (ресурс), ч

Срок службы приводного устройства можно рассчитать по формуле:

где: - продолжительность смены;

- количество смен.

Рекомендовано 10-25% выделить на профилактические работы, текущий ремонт, нерабочие дни.

Отведём на это 15% времени.

Заложим, что при работе станка магазин с инструментами работает 40% времени:

Для нормализованных или улучшенных колес для колес с поверхностной закалкой

Если N>NH0, то принять K_HL =1

б) По таблице определить допускаемое контактное напряжение соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений N_H0.

Н/мм2

в) Определить допускаемые контактные напряжения для

зубьев шестерни и колеса

Цилиндрические и конические зубчатые передачи с прямыми и непрямыми зубьями при НВ_1ср - НВ_2ср = 20…50 рассчитывают по меньшему значению из полученных для шестерни и колеса т.е. по менее прочным зубьям.

Зубчатые передачи с непрямыми зубьями при разности средних твердостей рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса и твердости зубьев колеса ?350 НВ₂ рассчитывают по среднему допускаемому контактному напряжению:

При этом не должно превышать 1,23 для цилиндрических косозубых колес и 1,15 для конических колёс с непрямыми зубьями. В противном случае и

Определение допускаемых напряжений изгиба

Проверочный расчет зубчатых передач на изгиб выполняется отдельно для зубьев шестерни и колеса по допускаемым напряжениям изгиба и которые определяются в следующем порядке:

а) коэффициент долговечности

где - число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости; N - число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка). При твердости ?350 НВ ; при твердости >350 НВ . Если , то принимают

б) допускаемое напряжение изгиба , соответствующее пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений N_FO

в) допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса ^;



Для реверсивных передач уменьшают на 25%.

Расчет модуля зацепления для цилиндрических и конических зубчатых передач, с прямыми и непрямыми зубьями выполняют по меньшему значению из полученных для шестерни и колеса , т.е. по менее прочным зубьям.

Выполняем расчет по менее прочным характеристикам:

5. Проектный и проверочный расчет передач

Так, при всем конструктивном разнообразии общепромышленных редукторов они мало различаются по технико-экономическим характеристикам и для них типичны средние требования к техническому уровню, критерием которого является отношение массы редуктора т, кг, к моменту Т_г, Н м на тихоходном валу. В эскизном проектировании предварительно можно принять:

Это дает возможность ориентировочно прогнозировать значение главного параметра редуктора (a_w межосевое расстояние для цилиндрической и червячной передач,

d_e2 - внешний делительный диаметр колеса для конической передачи), который и определит его нагрузочную способность, массу, габариты и технологические особенности изготовления.

а) Определить массу редуктора т = (0,1…0,2) Т₂, кг.

б) Выбрать предполагаемый диапазон величины главного

параметра редуктора a_w, d_e2 по таблице.

При проектном расчете главного параметра на контактную прочность желательно получить его величину в предполагаемом Диапазоне, что обеспечит достаточный критерий технического Уровня редуктора . Для достижения этого можно при необходимости варьировать средней твердостью НВ_ср материала колеса с менее прочным зубом, так как Установлено, что существует статистическая зависимость = const. При небольших значениях момента Т₂ возможно получить низкий критерий технического уровня > 0,2

6. Расчет цилиндрической зубчатой передачи

Проектный расчет

1. Определить главный параметр - межосевое расстояние a_w, мм:

Исходя из конструктивных соображений примем

где а) Ка - вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач К_а = 43, для прямозубых-К_а=49,5

б) - коэффициент ширины венца колеса, равный 0,28…0,36 - для шестерни, расположенной симметрично относительно опор в проектируемых нестандартных одноступенчатых цилиндрических редукторах; ф_я = 0,2…0,25 - для шестерни, консольно-расположенной относительно опор - в открытых передачах;

в) u-передаточное число редуктора или открытой передачи

При использовании для прямозубых передач получаем обороты двигателя

Для улучшения точности позиционирования и соблюдая рекомендации (отклонение фактического от стандартного допускается не более 4%)

Примем U=6

г) - вращающий момент на тихоходом валу редуктора или на приводном валу рабочей машины для открытой передачи, Нм

д) - допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом или среднее допускаемое контактное напряжение, Н/мм²

е) - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев

Полученное значение межосевого расстояния a_w для нестандартных передач округлить до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров.

2. Определить модуль зацепления m, мм:

где а) - вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач = 5,8, для прямозубых = 6,8;

б) - делительный диаметр колеса, мм;

в) - ширина венца колеса,

г) - допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом, Н/мм²

Полученное значение модуля т округлить в большую сторону до стандартного из ряда чисел:

1-й ряд - 1,0; 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10

2-й ряд - 1,25; 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 5,5; 7; 9

При выборе модуля 1-й ряд следует предпочитать 2-му. В силовых зубчатых передачах при твердости колес ?350 принять m?1 мм; при твердости одного из колес ?45HRCэ принять m? 1,5 мм.

В открытых передачах расчетное значение модуля т увеличить на 30% из-за повышенного изнашивания зубьев.

3. Определить суммарное число зубьев шестерни и колеса:

для прямозубых колес

Полученное значение округлить в меньшую строну до целого числа.

4. Определить число зубьев шестерни:

Значение округлить до ближайшего целого числа. Из условий уменьшения шума и отсутствия подрезания зубьев рекомендуется

5. Определить число зубьев колеса

Для точности останова магазина примем

6. Определить фактическое передаточное число и проверить его отклонение от заданного U:

6. Определить фактическое межосевое расстояние:

для прямозубых передач

Основные геометрические параметры передачи.

А) делительный диаметр

Ш:

К:

Б) Диаметр вершин зубьев

Ш:

К:

В) Диаметр впадин зубьев

Ш:

К:

Г) Ширина венца

Ш:

К:

Примем для экономии металла из стандартного ряда

Ш:

К:

Проверочный расчет:

Проверить межосевое расстояние:

Проверить пригодность заготовок колес.

Условие пригодности заготовок колес:

Диаметр заготовки шестерни

Размер заготовки колеса закрытой передачи

Предельные значения - D_npea и 5_пред определяют по таблице

При невыполнении неравенств изменяют материал колес или вид термической обработки.

Проверить контактные напряжения , Н/мм²:

где,

а) К - вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач К=376, для прямозубых К =436;

б) окружная сила в зацеплении,

в) - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки

зубьями. Для прямозубых колес = 1. Для косозубых- определяется по графику в зависимости от окружной скорости колес, и степени точности передачи

г) K_Hv= 1,04 - коэффициент динамической нагрузки, зависящий окружной скорости колес и степени точности передачи

Проверить напряжения изгиба зубьев шестерни и колёс

а) m-модуль зацепления; - ширина зубчатого венца колеса, мм; - окружная сила в зацеплении, Н;

б) - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для прямозубых колёс

в) - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев колёс

г) K_Fv - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи

д) и - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. Определяются по таблице в зависимости от числа зубьев шестерни z_l и колеса z₂ для прямозубых колес.

е) - коэффициент, учитывающий наклон зуба. Для прямозубых колес У_в = 1;

ж) и - допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса, Н/мм²

Если при проверочном расчете значительно меньше , то это допустимо, так как нагрузочная способность большинства зубчатых передач ограничивается контактной прочностью. Если >свыше 5%, то надо увеличить модуль т, соответственно пересчитать число зубьев шестерни z_t и колеса z₂ и повторить проверочный расчет на изгиб. При этом межосевое расстояние a_w не изменяется, а следовательно, не нарушается контактная прочность передачи.

7. Расчёт нагрузки валов редуктора

Определение силы в зацеплении редукторной передачи, определение консольной силы. Построение силовой схемы нагрузки валов

Редукторные валы испытывают два вида деформации - изгиб и кручение. Деформация кручения на валах возникает под действием вращающих моментов, приложенных со сторону двигателя и рабочей машины. Деформация изгиба валов вызывается силами в зубчатом (червячном) зацеплении закрытой передачи и консольными силами со стороны открытых передач и муфт.

Определение сил в зацеплении закрытых передач

В проектируемых приводах конструируются цилиндрические косозубые редукторы с углом наклона зуба ( = 8…16°, конические редукторы с круговым зубом - = 35°, червячные редукторы с углом профиля в осевом сечении червяка = 40°. Угол зацепления принят = 20°.

1. Червячная передача.

Окружная сила:

Радиальная сила:

Осевая сила:

К муфте на быстроходном валу.

2. Консольная прямозубая передача.

Окружная на шестерне-колесе.

Радиальная на шестерне-колесе.

Общая на механизме:

8. Закрытая червячная передача

Силовая схема нагружения валов редуктора

Силовая схема нагружения валов имеет целью определить направление сил в зацеплении редукторной пары, консольных сил со стороны открытых передач и муфты, реакций в подшипниках, а также направление вращающих моментов и угловых скоростей валов.

Рекомендуется следующий порядок выполнения силовой схемы:

1. Наметить расположение элементов силовой схемы в соответствии с кинематической схемой привода.

2. Произвольно расположить и разноцветно вычертить аксонометрические оси X, Y, Z (под углом 120°): векторы сил в зацеплении, консольных сил и реакций в подшипниках изобразить цветом соответствующей оси.

3 Вычертить в произвольных размерах (соблюдая пропорции) валы, подшипники, редукторную пару, элемент открытой передачи и муфту в соответствии с условными обозначениями по ГОСТ 2.770-68. Обозначить подшипники: А и В-на быстроходном валу, С и D - на тихоходном

4. Выбрать направление винтовой линии колес (червяка). g цилиндрических косозубых передачах принять шестерню с левым зубом, колесо - с правым; в конических передачах с круговыми зубьями - шестерню с правым зубом, колесо - с левым; направление витков червяка в червячной передаче - правое

5. Определить направление вращения быстроходного и тихоходного валов редуктора (и ) по направлению вращения двигателя.

Направление вращения двигателя выбрать в соответствии с направлением вращения приводного вала рабочей машины. Если привод реверсивный, то направление вращения двигателя можно выбрать произвольно. В приводах с коническими редукторами при правом зубе шестерни направление вращения двигателя следует принять по ходу часовой стрелки, если смотреть со стороны вершины делительного конуса шестерни; возникающая при этом осевая сила на шестерне F_a1 будет направлена к основанию делительного конуса, что исключит заклинивание зубьев в процессе зацепления.

Определить направление сил в зацеплении редукторной пары в соответствии с выбранным направлением винтовой линии и вращения валов: на шестерне (червяке) - F_t1; F_r1; F_a1 и на колесе F_t2, F_r2, F_a2. Силы F_t1 и F_t2 направлены так, чтобы моменты этих сил уравновешивали вращающие моменты T₁ и Т₂, приложенные к валам редуктора со стороны двигателя и рабочей машины: F_t1 направлена противоположно вращению шестерни, F_t2 - по направлению вращения колеса.

Определить направление консольных сил на выходных концах валов.

а) Направление сил в открытых зубчатых передачах определить так же, как в редукторных парах.

б) Консольная сила от ременной (цепной) передачи F_оп перпендикулярна оси вала и в соответствии с положением передачи в кинематической схеме привода может быть направлена вертикально, горизонтально или под углом к горизонту. Если проектным заданием предусмотрено наклонное положение передачи (под углом ), то силу F_on нужно разложить на вертикальную F_y и горизонтальную F_x составляющие (см. рис. 6.4) и определить их значения (см. рис. 8.1).

в) Консольная сила от муфты F_M перпендикулярна оси вала, но ее направление в отношении окружной силы F_t может быть любым (зависит от случайных неточностей монтажа муфты). Поэтому рекомендуется принять худший случай нагружения - направить силу F_M противоположно силе F_t, что увеличит напряжения и деформацию вала.

8. Определить направление радиальных реакций в подшипниках.

Радиальные реакции в подшипниках быстроходного и тихоходного валов направить противоположно направлению окружных (F_tl и F_t2) и радиальных (F_rl и F_r2) сил в зацеплении редукторной передачи. Точка приложения реакции - середина подшипника. При этом считать, что реакции от действия консольных нагрузок геометрически сложены с реакциями от сил в зацеплении. Реакции обозначить буквой R с индексом, указывающим данный подшипник и соответствующее направление координатной оси (R_Ax, R_Cy и т.п.).

9. Определить направление суммарных реакций в подшипниках геометрическим сложением радиальных реакций в вертикальной и горизонтальной плоскостях методом параллелограмма. Индекс обозначения суммарной реакции указывает данный подшипник (R_A, R_B и т.п.)



Схема нагружения валов

9. Проектный расчёт валов. Эскизная компоновка редуктора

Основными критериями работоспособности проектируемых редукторных валов являются прочность и выносливость. Они испытывают сложную деформацию - совместное действие кручения, изгиба и растяжения (сжатия). Но так как напряжения в валах от растяжения небольшие в сравнении с напряжениями от кручения и изгиба, то их обычно не учитывают.

Расчет редукторных валов производится в два этапа'-1-й - проектный (приближенный) расчет валов на чистое кручение; 2-й - проверочный (уточненный) расчет валов на прочность по напряжениям изгиба и кручения (см. 11, п. 4).

Выбор материала валов

В проектируемых редукторах рекомендуется применять термически обработанные среднеуглеродистые и легированные стали 45, 40Х.

Механические характеристики сталей для изготовления валов определяют по таблице.

Выберем для всех валов Сталь 45.

Выбор допускаемых напряжений на кручение

Проектный расчет валов выполняется по напряжениям кручения (как при чистом кручении), т.е. при этом не учитывают напряжения изгиба, концентрации напряжений и переменность напряжений во времени (циклы напряжений). Поэтому для компенсации приближенности этого метода расчета допускаемые напряжения на кручение применяют заниженными: [t]_K= 10…20 Н/мм². При этом меньшие значения [т]_к - для быстроходных валов, большие [т]_к-для тихоходных.

- для быстроходных

- для тихоходного.

Определение геометрических параметров ступеней валов

Редукторный вал представляет собой ступенчатое цилиндрическое тело, количество и размеры ступеней которого зависят от количества и размеров установленных на вал деталей

Проектный расчет ставит целью определить ориентировочно геометрические размеры каждой ступени вала: ее диаметр d и длину.

Вал-червяк.

1-я. Под элемент открытой передачи или полумуфту.



Диаметр d₁ выходного конца вала, соединенного с двигателем через муфту, определить по соотношению:

где диаметр выходного конца вала ротора двигателя.

2-я. Под уплотнение крышки с отверстием и подшипником.

3-я. Под шестерню колесо.

l₃-определяется графически по эскизной компоновке.

4-я. Под подшипник.

l₄-определяется графически.

Вал червячное колесо.

1-я. Под элемент открытой передачи или полумуфту.

примем d₁=20 мм

2-я. Под уплотнение крышки с отверстием и подшипником.

3-я. Под шестерню колесо.

l₃-определяется графически по эскизной компоновке.

4-я. Под подшипник.

l₄-определяется графически.

Для консольной зубчатой передачи размеры выбираются в зависимости от конструктивных решений.

Определение центра масс у магазина

Рассмотрим смещение центра масс у магазина при различных массах используемого инструмента (при максимальных перекосах).



Схема центра масс магазина

1 Вариант:

3 инструмента по 3,5 кг

1 инструмент 0,2 кг

Общая масса (оправка + установочный стакан) + инструмент:

где m_опр - масса оправка + установочный стакан

Определим координаты центра масс.

2 Вариант:

3 инструмента по 0,2 кг

1 инструмент по 3,5 кг

Общая масса (оправка + установочный стакан) + инструмент:



где m_опр - масса оправка + установочный стакан

Определим координаты центра масс.

Чтобы устранить смещения центра масс по всем осям (что позволит избежать перекоса магазина) выберем вал:

Из стандартного ряда выберем d₁=90 мм.

Диаметр под подшипник d=100 мм.

Выберем подшипники радиально упорные серии 120 (100х150х24).

10. Выбор подшипников качения

Выбор наиболее рационального типа подшипника для данных условий работы редуктора весьма сложен и зависит от целого ряда факторов: передаваемой мощности редуктора, типа передачи, соотношения сил в зацеплении, частоты вращения внутреннего кольца подшипника, требуемого срока службы, приемлемой стоимости, схемы установки.

Предварительный выбор подшипников для каждого из валов редуктора проводится в следующем порядке:

В соответствии с таблицей определить тип, серию и схему установки подшипников.

Выбрать типоразмер подшипников по величине диаметра «внутреннего кольца, равного диаметру второй d₂ и четвертой» 4 ступеней вала под подшипники.

Выписать основные параметры подшипников: геометрические размеры - d, D, В (Т, с); динамическую и статическую С_г0 грузоподъемности. Здесь D - диаметр наружного кольца подшипника; В-ширина шарикоподшипника Т и с - осевые размеры роликоподшипников.

Вал червяка

Подшипник шариковый радиально-упорный однорядный.

Серия 36000 лёгкие.

D=20; б=12^?; D=47; B=14; 36204

Грузоподъемность ;

Вал червячного колеса

Подшипник шариковый радиально-упорный однорядный.

Серия 36000 лёгкие.

D=25; б=12^?; D=52; B=15; 36205

Грузоподъемность ;

Вал шестерни прямозубой передачи

Подшипник шариковый радиально-упорный однорядный.

Серия 36000 лёгкие.

D=30; б=12^?; D=62; B=16; 36206

Грузоподъемность ;

Вал колеса

Подшипник шариковый радиальный однорядный.

Серия 320 средняя серия.

D=90; D=140; B=23

Грузоподъемность ; [«Подшипники качения»; под редакцией В.Н. Нарышкина]

11. Определение приложения сил

Схема расположения подшипников

Вал-червяк на радиально-упорных шарикоподшипниках, установленных в распор. Пользуясь приведённой схемой определяем точки приложения сил, по аналогии получаем размеры для червячного колеса.

12. Выбор муфты

Для соединения выходных концов двигателя и быстроходного вала редуктора, установленных, как правило, на общей раме, применены упругие втулочно-пальцевые муфты, эти муфты обладают достаточно упругими свойствами и малым моментом инерции для уменьшения пусковых нагрузок на соединяемые валы. Основной характеристикой для выбора муфты является номинальный вращающий момент Т, Н·м, установленный стандартом муфты выбирают по большему диаметру концов соединяемых валов и расчетному моменту Т_р, который должен быть в пределах номинального:

Т_р=К_р · T₁=1,25·12=15Нм ? Т=31,5 Н·м

где Кр - коэффициент режима нагрузки; Т₁ - вращающий момент на соответствующем валу редуктора, Н·м

Муфты упругие втулочно-пальцевые получили широкое распространение благодаря простоте конструкции и удобству замены упругих элементов. Однако они имеют небольшую компенсирующую способность и при соединении несоосных валов оказывают большое силовое воздействие на валы и опоры, при этом резиновые втулки быстро выходят из строя.

Выберем муфту упругую втулочно-пальцевую ГОСТ 21424-75 с характеристиками:

Момент Т=31,5 Н·м; угловая скорость не более 670 c^-1; отверстие под вал 20 мм; отверстие под вал двигателя 20 мм; смещение осей валов, не более: радиальное 0,2; угловое 1^є 30'.

13. Расчет манипулятора

Манипулятор

Исходные данные:

Вес механической руки Q_p 220 кг (по документам общего вида узла);

Диаметр штока цилиндра d=25 мм;

Диаметр цилиндра D=40 мм;

Рабочее давление Р=3 Мпа = 30 кг/см²;

Коэффициент трения f = 0.18;

Определяем КПД системы цилиндров

з=0,9 потери в уплотнениях штоков поршней одного цилиндра

з_общ •0,9³-0,129 потери в трех цилиндрах.

Определяем усилие, противодействующие штоку

Р = Q_p•f/з³ = 220•0.18/0.129=54,3 кг=543 Н.

Определяем усилие, действующее на штоке рабочего цилиндра

Q = 0.185 (D²-d²) p•з

Q = 0.185 (40²-7.5²)•30•0.129=161,3 кг = 1613 Н

543 Н <1613 Н

Выбранные размеры при проектировании обеспечат надежную работу.

Определим время движения руки по направляющим по длине рабочего хода.

Исходные данные:

l = 500 мм - длина рабочего хода;

D = 40 мм - диаметр цилиндра;

d = 25 мм - диаметр штока.

Определяем рабочую площадь цилиндра

F = 0,185 (D²-d²)=7,65 см²

Находим объем масла в рабочей полости

V=F•S

V=7,65 • 50 = 382, 68 см³ = 3,8268 литра

Определим время рабочего движения руки

t = мин.

Где Qпр=24,5 л/мин - производительность насоса.

Для расчета усилия зажима определяем максимальную массу инструментального блока, для чего составим ведомость режущего и вспомогательного инструмента.

14. Расчет максимальной массы инструментального блока

№	Режущий инструмент	Вспомогательный инструмент	Масса инструментального блока
	Наименование	Масса	Наименование	Масса
2	Фреза шпоночная	0,4	Оправка с конусом Морзе №2	7,84	8,24
3	Фреза концевая	1,8	Оправка с конусом Морзе №3	7,74	9,54
4	Фреза концевая	2,0	Оправка с конусом Морзе №3	7,74	9,74
5	Фреза концевая	2,1	Оправка с конусом Морзе №3	7,74	9,84
6	Фреза торцевая	3,5	Оправка шлицевая	7,94	11,44
7	Фреза торцевая	3,5	Оправка шлицевая	7,94	11,44
8	Сверло спиральное	0,2	Оправка с конусом Морзе №2	7,84	8,04
9	Сверло спиральное	0,3	Оправка с конусом Морзе №2	7,84	8,14
10	Сверло спиральное	0,5	Оправка с конусом Морзе №3	7,74	8,24
11	Развёртка	0,4	Оправка с конусом Морзе №2	7,84	8,24
12	Зенковка	0,5	Оправка с конусом Морзе №2	7,84	8,34
13	Итого:				101,24

Таким образом, максимальная масса инструментального блока составляет 11,44 кг. Примем вес инструментального блока 12 кг. Вес двенадцати инструментальных блоков составит около 110 кг.

Размещено на Allbest.ru