
- •1. Организация курсового проектирования
- •1.1. Тематика и содержание курсовых проектов
- •1.2. Последовательность выполнения курсового проекта
- •1.3. Содержание и оформление пояснительной записки
- •1.4. Содержание и оформление чертежей
- •2. Обеспечение работоспособности станков
- •2.1. Обеспечение геометрической и кинематической точности
- •2. Обеспечение жесткости
- •2.3. Обеспечение теплостойкости
- •2.4 Обеспечение удовлетворительных шумовых характеристик
- •2.5. Обеспечение надежности
- •3. Детали станков и элементы приводов
- •3.1. Нерегулируемые асинхронные электродвигатели
- •3.2. Регулируемые электродвигатели постоянного тока для приводов главного движения
- •3.3. Регулируемые электродвигатели для приводов подачи
- •3.4. Цилиндрические зубчатые передачи
- •3.5. Передачи зубчатым ремнем
- •3.6. Электромагнитные муфты
- •3.7. Смазочные системы
- •4. Приводы главного движения со ступенчатым регулированием
- •4.1. Ряды частот вращения шпинделя
- •4.2. Типы передач
- •4.3. Приводы с последовательно соединенными групповыми передачами
- •4.4. Приводы с частичным перекрытием ступеней частоты вращения
- •4.5. Приводы с выпадением ступеней частоты вращения
- •4.6. Приводы сложенной структуры
- •4.7. Приводы с двухскоростным электродвигателем
- •4.8. Приводы со сменными зубчатыми колесами
- •4.9. Последовательность кинематического расчета привода
- •4.10. Определение нагрузок на привод
- •4.11. Определение потерь мощности в приводе
- •4.12. Выбор асинхронного электродвигателя для привода'
- •4.13. Рекомендации по конструированию приводов
- •4.14. Расчет динамических характеристик привода
- •5. Приводы главного движения с бесступенчатым регулированием
- •5.1. Типовые структуры приводов с двигателем постоянного тока
- •5.2. Кинематический расчет привода
- •5.3. Определение нагрузки на привод
- •5. 4. Рекомендации по конструированию приводов
- •6. Шпиндельные узлы с опорами качения
- •6.1. Требования к шпиндельным узлам
- •6.2. Приводы шпинделей
- •6.3. Конструкции переднего конца шпинделя
- •6.4. Подшипники качения для опор шпинделей
- •6.5. Способы смазывания подшипников качения жидким материалом
- •6.6. Способы смазывания подшипников качения пластичным материалом
- •6.7. Уплотнения шпиндельных узлов
- •6.9. Типовые компоновки шпиндельных узлов
- •6.9. Примеры шпиндельных узлов
- •6.10. Расчет жесткости опор шпинделя
- •6.11. Расчет жесткости шпиндельного узла
- •6.12. Расчет динамических характеристик шпиндельного узла
- •6.13. Расчет точности шпиндельного узла
- •6.14. Рекомендации по конструированию шпиндельных узлов
- •6.15. Об автоматизированном проектировании шпиндельного узла
- •7. Шпиндельные узлы с опорами скольжения
- •7.1. Шпиндельные узлы с гидростатическими опорами
- •7.2. Шпиндельные узлы с гидродинамическими опорами
- •8.Тяговые устройства привода подачи
- •8.1. Передача винт-гайка качения
- •8.2. Расчет передачи винт-гайка качения
- •83. Передача винт-гайка скольжения
- •8.4. Передача червяк-рейка качения
- •8.5. Гидростатическая червячно-реечная передача
- •9. Электромеханические приводы подачи с бесступенчатым регулированием
- •9.1. Свойства приводов
- •9.2. Структуры приводов
- •9.3. Элементы исполнительного механизма приводов
- •9.4. Пример исполнительного механизма привода подачи
- •9.5. Выбор регулируемого электродвигателя для привода подачи
- •9.6. Расчет осевой жесткости привода подачи
- •10. Электромеханические приводы подачи со ступенчатым регулированием
- •10.1. Структуры и механизмы приводов
- •10.2. Кинематический расчет привода
- •10.3. Выбор асинхронного электродвигателя для привода подачи
- •10.4. Выбор электродвигателя для вспомогательного привода
- •10.5. Рекомендации по конструированию приводов подачи
- •11. Направляющие скольжения
- •11.1. Требования к направляющим
- •11.2. Направляющие с полужидкостной смазкой
- •11.3. Гидростатические направляющие
- •12. Направляющие качения и комбинированные
- •12.1. Свойства направляющих качения
- •12.2. Направляющие без циркуляции тел качения
- •12.3. Направляющие с циркуляцией тел качения
- •12.4. Комбинированные направляющие
- •13. Проектирование станков с числовым программным управлением
- •13.1. Токарные станки
- •13.2. Фрезерные станки
- •13.3. Вертикально-сверлильные станки
- •13.4. Многоцелевые станки
- •13.5. Гибкие производственные модули
- •13.6. Револьверные головки
- •13.7. Инструментальные автооператоры
- •13.8. Расчет механизмов автоматической смены инструментов
- •13.9. Механизмы для автоматического зажима инструментов
- •13.10. Устройства для автоматической смены заготовок
- •14. Проектирование агрегатных станков
- •14.1. Свойства агрегатных станков
- •14.2. Силовые головки
- •14.3. Силовые столы
- •14.4. Инструментальные бабки
- •14.5. Поворотные делительные столы
- •14.6. Шпиндельные коробки
- •14.7. Последовательность проектирования агрегатного станка
3.4. Цилиндрические зубчатые передачи
Конструкции зубчатых колес. Шлифованные или хонингованные стальные прямозубые колеса можно применять при окружной скорости передачи до 16 м/с, косозубые — при скорости до 30 м/с. Нешлифованные прямозубые колеса пригодны, когда окружная скорость передачи не выше 6 м/с, косозубые - до 16 м/с. Передаточное число цилиндрической передачи в главном приводе станка должно находиться в интервале от 0,25 до 2,в приводе подачи — от 0,2 до 2,8.
Число зубьев некоррегированного зубчатого колеса должно быть не меньше 18. Ширину венца принимают равной 6—10 модулям (меньше для подвижных колес). Во избежание поломок колес толщина стенки между шпоночным пазом и впадиной зуба должна быть больше двух модулей. Диаметр ступицы dc.обычно равен 1,6d (рис. 3,8,а). Длину I выбирают исходя из необходимости обеспечить прочность шпоночного или шлицевого соединения колеса с валом, снизить габариты и массу узла, а также с учетом соотношения 0,8d ≤ l ≤..1,5d.
В цельных блоках зубчатых колес предусматривают выточку для выхода долбяка шириной с (рис. З.8.б):
Модуль колеса, мм 1...2 2,5.,4 4.„5
с,мм 5 6 7
Составные блоки по сравнению с цельными имеют меньшую длину и массу, В них можно соединять колеса из разных материалов, со шлифованными венцами. При ремонте допускается замена только одного вышедшего из строя венца. Венцы составных блоков, работающие при импульсных нагрузках (в приводах фрезерных станков), более долговечны, что объясняется их самоустановкой благодаря коротким ступицам и более равномерному распределению нагрузки по длине зуба.
Ряд способов соединения зубчатых колес в составные блоки приведен на рис. 3,9. Насадное колесо может быть помещено на ступице основного, в качестве которого используется колесо меньшего диаметра (рис.3.9,а, б).Крутящий момент на насадное колесо передается шпонкой, цилиндрическими штифтами, зубчатой муфтой, В осевом направлении оно фиксируется установочным винтом, пружинным кольцом, винтом. Колеса могут быть установлены непосредственно на валу (рис, 3,9, в, д, е) и соединены между собой с помощью развальцованных штифтов, охватывающей составной вилки, пружинного кольца, резьбы. Колеса составного блока могут быть установлены на общей втулке (рис. 3.9, г). Этот способ применяется, когда у насадных колес нет ступиц, а наименьшие из них имеют значительное число зубьев.
Зубчатые колеса с венцом, приклеенным к ступице, экономически эффективны, когда их венцы изготовляются централизованно, а ступицы индивидуально.
Проектный расчет цилиндрических зубчатых передач на выносливость зубьев при изгибе. Изложенная ниже методика соответствует отраслевому руководящему материалу [ 82] ■ Она пригодна для расчета стальных силовых цилиндрических зубчатых колес с модулем 1,5-.12 мм, образующих передачи внешнего зацепления, работающие в закрытых корпусах со смазыванием при
где
кm
— вспомогательный коэффициент;
кm
=
13 для прямозубых передач, кт=
12
для косоэубых; MlF
—
исходный расчетный крутящий момент на
шестерне; kF
— коэффициент
нагрузки для шестерни:
меньшие
значения относятся к зубчатому колесу,
расположенному между опорами симметрично;
YF1-
коэффициент,
учитывающий форму зуба и выбираемый по
рис. 3. 10, а
в
зависимости от эквивалентного числа
зубьев
(для прямозубых колес zE
=
z);
z1.
- число
зубьев шестерни;
ψbm
-
отношение ширины колеса b
к
модулю т
;
σFP1
- допускаемое
напряжение для материала шестерни,
МПа.
Допускаемое
напряжение на изгиб (МПа)
(3.1).
где . σFlim b.— предел выносливости материала зубьев, МПа (табл. 3.13);
kFL. - коэффициент режима нагружения и долговечности, учитывающий влияние режима нагружения на длительный предел выносливости при изгибе:
mF.-
показатель кривой усталости; NF0.-
— базовое
число циклов перемены напряжений при
изгибе; NfE
— эквивалентное
число циклов перемены напряжений.
Для зубчатых колес, подвергаемых
цементации или нитроцементации, принимают
для
зубчатых колес с другой термообработкой
Если
при частоте вращения п.i
(об/мин)
зубчатое колесо работает в течение ti.
часов,
за расчетный срок службы передачи
t∑
суммарное число циклов перемены
напряжений в зубе
Если нагрузка постоянна, принимают. NFE = N∑ . Если же нагружение ступенчатое и при нагрузке М 1i число циклов перемены напряжений в зубе равно пц i.
Если
.коэффициент кFL.,определяют
по графику (рис. 3.10, б).
о
При
берут
(если
тр
= 9)
или (
если mF
=6).
При
принимают
Значения
кFL
для
других случаев приведены в [82].
Для реверсивных зубчатых передач допускаемое напряжение уменьшают на 25 % по сравнению с вычисленным по зависимости (3.1)
Проектный расчет передач на контактную выносливость зубьев. Исходя из заданного передаточного числа u (u≥ 1) и отношения ψbd . рабочей ширины венца передачи bw к начальному диаметру шестерни .dw1 определяют, соблюдается ли соотношение
где
к.
-
вспомогательный коэффициент; kd
=
770 для прямозубых передач, .kd
=
ЗбО для косозубых передач; кн
—коэффициент
нагрузки:
Допускаемое контактное напряжение для прямозубых передач определяют раздельно для шестерни и колеса по зависимости
(3.2)
Здесь σHlim b.— базовый предел контактной выносливости поверхностей зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений (табл. 3.13); .SH - коэффициент безопасности (табл. 3.13).
В качестве допускаемого контактного напряжения для косозубой передачи принимают условное напряжение
Проверочный расчет цилиндрических зубчатых передач на выносливость зубьев при изгибе. Удельная расчетная окружная сила (Н)
где
FFt
- расчетная
окружная сила, Н; b
-
ширина
венца по основанию зуба; kFv
-
коэффициент, учитывающий динамическую
нагрузку в зацеплении, которая возникает
вследствие колебаний масс колес и ударов
в зацеплении (табл, 3.14); кFβ.
- коэффициент,
учитывающий неравномерность распределения
нагрузки по ширине венца, которая
возникает вследствие погрешностей
изготовления колес, упругих деформаций
валов, зазоров в подшипниках (табл.
3.15); кFa.-
коэффициент,
учитывающий при расчете косозубых
передач распределение нагрузки между
зубьями: кFa.
= 0,7...0;9,
если коэффициент осевого перекрытия
колес
берут
равным у
β
для
прямозубых колес, если εβ
≤
1;
MlF-
расчетный
крутящий момент, Н-м; d1-делительный
диаметр шестерни, мм.
Примечания: 1. Коэффициенты кFv приведены для нормально и тяжело нагруженных зубчатых передач {Ft / b.> 50 Н/мм).
Значения kFv для косозубых колес следует определять путем уменьшения в 2 раза динамической надбавки, учитываемой для прямозубых колес, Например, если для прямозубых колес кFv = 1,2, то для косозубых кFv = 1,1,
Коэффициенты кНу для прямозубых колес, имеющих зубья с твердостью поверхностей H1 > 350 НВ и Нг > 350 НВ, совпадают с коэффициентами кFv.
Коэффициенты кНу для прямозубых колес при Н2 < 350 следует определять уменьшением в 2 раза динамической надбавки, взятой по таблице.
Коэффициенты кНу для косозубых колес gри Н1 > 350 НВ и Н.2> 350 НВ следует определять уменьшением в 2 раза динамической надбавки, взятой по таблице, в при Н2 < 350 -уменьшением этой надбавки в 4 раза.
Расчетное напряжение изгиба зубьев
где YF — коэффициент формы зуба; Yε — коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев при расчете прямозубых передач (первоначально принимают Yε = 1 и таким образом напряжение определяют в предположении, что нагрузка передается одной парой зубьев); Yβ. — коэффициент, учитывающий наклон
зуба при расчете косозубых передач: Yβ= 1 — β/140.
Допускаемое напряжение при расчете зубьев на выносливость при изгибе
(3.3)
где. σ Flim b.— - длительный предел выносливости зубьев при изгибе,соответствующий базовому числу от нулевых циклов перемены напряжений (табл. 3.16); кFg. - коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зубьев: для нешлифованных зубьев принимают кFg = 1, для шлифованных - по табл. 3.17; кFa — коэффициент, учитывающий влияние упрочнения переходной поверхности зубьев в результате механической обработки; при отсутствии такого упрочнения принимают кF.а = 1,для зубьев, упрочненных дробью или роликами, - по табл. 3.18; кFc - коэффициент, учитывающий особенности работы зубьев при передаче реверсивной нагрузки: если нагрузка действует одинаково в противоположных направлениях, то для азотированных колес кFc = 0,85, для других колес кFc = 0,65...0,75; кxF —коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса: кхF = 1 при d ≤ 300мм; кx.F = 1...1.2 (da - 300)-10 -4 при 300 мм < da.<2000мм;
kFL ~ коэффициент режима нагружения и долговечности; Ys - коэффициент, отражающий чувствительность материала зубьев к концентрации напряжений; Ys = l,lm -0,09; YR — коэффициент, учитывающий параметры шероховатости переходной поверхности зуба: YR = 1,1.,.1,3 в случае шлифованной поверхности; YR = 1 в других случаях; Sp - коэффициент безопасности: Sp = S'F. S,”F (S'F - коэффициент безопасности, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса и ответственность зубчатой передачи (табл. 3.16); S'p - коэффициент, учитывающий способ получения заготовка зубчатого колеса: 5р = 1 для поковок и штамповок; SF — 1,15 для заготовок из проката; S"F = 1,3 для литых заготовок).
Допускаемое напряжение определяют по зависимости (3.3) раздельно для шестерни и колеса. Если хотя бы в одном случае расчетное напряжение σF превысит допускаемое, то для зубчатых колес 8-й и более высоких степеней точности проверяют возможность передачи нагрузки более чем одной парой зубьев. Для этого вычисляют параметр
где fpbw — эффективная (действующая) погрешность основного шага зацепления, мкм (табл. 3.19); b — ширина венца по основанию зуба, мм; FFt — исходная удельная окружная сила, Н/мм.
Если λ ≥ 1, то с учетом σF > σFp допускают, что усталостный излом зуба возможен. Когда 0,7 ≤ λ < 1, считают, что нагрузка передается более чем одной парой зубьев, и повторно определяют расчетное напряжение при уе = λ. Если λ < 0,7, то повторный расчет выполняют при λ = 0,7,
Расчет передач на контактную выносливость зубьев. Удельная расчетная окружная сила
где FHl - исходная расчетная окружная сила, Н; кДу - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении (см.табл, 3.14); кн -коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (см. табл. 3.15) ; кНа - коэффициент, учитывающий при расчете косозубых колес распределение нагрузки между зубьями:
и - степень точности зубчатой передачи; v - окружная скорость в зацеплении, м/с; M1H - исходный расчетный крутящий момент, передаваемый зацеплением, Нм; bw- рабочая ширина венца передачи, мм; dw - начальный диаметр зубчатого колеса, мм.
Расчетное контактное напряжение
где zH - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления и определяемый по рис. 3.11, а в зависимости от угла наклона зубьев β и суммарного коэффициента смещения X∑ :zH =- 1,76 для прямозубых передач при а = 20° и Х∑ = 0; zM - коэффициент,
учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес: zM = 274 для колес из стали с Е1 =Ег = 21,5 ∙ 104 МПа; ze - коэффициент,
учитывающий суммарную длину контактных линий и определяемый по рис. 3.11, б в зависимости от коэффициента торцового перекрытия
и
коэффициента осевого перекрытия
-
передаточное чис
— начальный диаметр шестерни, мм.
Допускаемое контактное напряжение для прямозубых передач
где zR - коэффициент, учитывающий параметр шероховатости поверхностей зубьев; zR = 1 при Ra ≤ 1,25 мкм, zR = 0.90…0.95 в остальных случаях; zv — коэффициент, учитывающий окружную скорость и и определяемый по рис. 3.11, в; kL, - коэффициент, учитывающий влияние смазочного материала; кL = 1; кxH- коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса;
I
ффициент
режима нагружения и долговечности:
(3.4)
NH0
базовое
число перемены циклов напряжений (рис.
3.12):
при
твердости поверхностей зубьев более
56 HRC
; NHE
— эквивалентное
число циклов перемены напряжений;
при ступенчатом нагружении
при постоянном нагружении NHE = Nz .
Если
коэффициент kHL
определяют
по графику на рис. 3.10,6.
При
NHE
>
NH0
и переменном нагружении kHL
= 1,
при постоянном нагружении его определяют
по зависимости (3,4), с ти
= 24
(при этом К,, принимают не менее 0,9).