Расчет и конструирование многоскоростных станочных приводов

5.СИЛОВОЙ РАСЧЕТ

ÈКОМПОНОВКА КОРОБОК СКОРОСТЕЙ

5.1.Определение мощности электродвигателя

Электродвигатель выбирают на стадии разработки кинематиче- ской схемы станка. Выбор двигателя определяется затратами энергии на резание и потерями энергии в элементах передач. Вместе с тем приходится учитывать режим нагружения, обуславливающий нагрев двигателя. Приводы главного движения станков общего назначения (универсальных) рассматривают как устройства, работающие в продолжительном режиме, при котором температура обмоток электродвигателя достигает установившегося значения и не приводит к его перегреву.

Мощность на валу электродвигателя определяют по наибольшей мощности резания:

N ðåç.íàèá Pz íàèá V êÂò,

6000

ãäå Ðz íàèá — наибольшая тангенциальная составляющая силы резания, даН; V — скорость резания, соответствующая наибольшей силе резания, м/мин.

Для определения мощности приводного двигателя необходимо учесть потери в механических передачах станка, тогда

N äâ N ðåç.íàèá ,

ñ

ãäå ñ — КПД цепи главного движения станка (величина, обычно близкая к 0,8).

КПД станка при полной нагрузке может быть определен как произведение КПД отдельных передач, образующих кинематиче- скую цепь при работе с данной скоростью:

ñ êðï lçï mïê nëñ ,

42

ãäå ðï — КПД клиноременной передачи, равен 0,99; çï — КПД зубчатой пары колес, равен 0,98; ïê — КПД одной пары подшипников качения, равен 0,99; ïñ — КПД подшипника скольжения, равен 0,96; k — число ременных передач; l — количество пар зубчатых колес, участвующих в передаче движения; m — количество пар подшипников качения; n — количество подшипников скольжения.

При определении мощности универсальных станков необходимо учитывать противоположные тенденции. С увеличением мощности привода уменьшается потеря производительности станка, обусловленная невозможностью осуществлять обработку с оптимальными жесткими режимами. При этом эффективность станка повышается, приведенные затраты на съем единицы объема припуска снижаются. Однако увеличение мощности привода приводит к его усложнению, возрастанию массы, повышению стоимости. Расчетная мощность привода должна быть найдена путем минимизации приведенных затрат на обработку с учетом названных тенденций.

Считая недопустимым ограничение возможностей использования станка, станкозаводы выпускают универсальные станки с электродвигателями главного движения, выбранными по наибольшим мощностям, с которыми могут работать данные станки.

Если в проектируемом станке предусматривается только один электродвигатель, то при его выборе должен быть учтен расход мощности в цепях подач и вспомогательных движений. Эта мощность обычно невелика: для токарных и токарно-револьверных станков она составляет 3–4 % от мощности привода главного движения, для сверлильных — 4–5 %, для фрезерных — 15–20 %.

При отдельном приводе подачи его мощность определяют с учетом величины тяговых усилий, необходимых для преодоления составляющих сил резания и сил трения в направляющих.

5.2. Проектный расчет зубчатых колес на прочность

От размеров и качества изготовления зубчатых колес во многом зависят габариты и эксплуатационные характеристики коробок скоростей.

В современных станках применяются зубчатые колеса с рабочи- ми поверхностями зубьев, закаленными до значительной твердости.

43

К основным видам разрушения зубьев колес относятся поломки, усталостное выкрашивание и абразивный износ рабочих поверхностей, разрушение или смятие торцов зубьев переключаемых колес.

Поломки — наиболее распространенный и опасный вид разрушения колес, так как вызывают внезапное нарушение работоспособности станка. В токарных и револьверных станках доля поломок составляет 50–70 %, а в консольно-фрезерных — 80–90 % всех видов разрушения зубчатых колес.

В соответствии с критериями работоспособности и видами разрушения производится расчет зубьев на выносливость по напряжениям изгиба и на выносливость поверхностных слоев по контактным напряжениям.

Практика эксплуатации и статистика загрузки приводов универсальных станков показывает, что нижняя часть диапазона частот вращения шпинделя используется преимущественно для операций, не требующих большой мощности. Полная мощность двигателя используется при частотах вращения, превышающих значение рас- четной частоты вращения np, на которой производят прочностные расчеты элементов привода:

np nmin bR .

Для токарных, токарно-револьверных, консольно-фрезерных

èмногоцелевых станков b = 4, т. е. в качестве расчетной рекомендуется выбирать частоту вращения, соответствующую верхней ступени нижней четверти ряда скоростей шпинделя. Для сверлильных

èрасточных станков b = 3 (в качестве расчетной используют верхнюю ступень нижней трети диапазона регулирования).

Определим расчетные частоты вращения для валов коробки скоростей на примере графика частот вращения станка, показанного на рис. 19. За расчетную частоту принимаем верхнюю ступень первой (нижней) трети ряда частот вращения. Поскольку количество скоростей равно 12, расчетной частоте соответствует n4 = 125 1/мин. Для получения этой частоты вращения шпинделя работают передачи, отмеченные на графике жирной линией. Рас- четным частотам вращения для валов соответствуют точки 1, 2, 3, 4.

При проектном расчете зубчатых колес коробок скоростей и подач определяют модуль для групповых передач. Расчетные зна-

44

кВт; — КПД кинематической цепи от двигателя до рассчитываемой шестерни; n — расчетная частота вращения шестерни, 1/мин; z — число зубьев шестерни (малого колеса); u — передаточное число, вычисляемое как отношение чисел зубьев большего колеса к меньшему; m — коэффициент ширины зуба; ê = 1,3…1,5 — коэффициент, учитывающий изменение нагрузки от действия различ- ных факторов по сравнению с номинальной.

Коэффициент ширины зуба определяют по формуле

m â 6...12, m

ãäå â — ширина зубчатого венца, m — модуль.

При расчете зубчатых колес различают допускаемые напряжения для расчета на выносливость при длительной работе с постоянным режимом нагружения; допускаемые напряжения с учетом переменности режима нагружения и требуемого срока службы передачи и, наконец, наибольшие значения допускаемых напряжений при расчете на прочность по единичным пиковым нагрузкам. При выполнении курсового проекта допускаемые напряжения можно выбирать по табл. 4.

Конструкционные углеродистые и легированные стали являются основным материалом, который используется для изготовления зубчатых колес в станкостроении.

Термически необработанные стали могут применяться для неответственных медленно вращающихся колес. Улучшаемые стали (с термообработкой до нарезания зубьев) широко применяются в случаях, когда на передачи не накладываются очень жесткие условия в отношении габаритов. При этом наиболее часто употребляется сталь 45, а при повышенных нагрузках — сталь 40Х.

Закаливаемые и цементируемые стали применяются в случае необходимости получения малых габаритов передачи. Эти стали дают особенно большую экономию в габаритах колес при переменном режиме работы передач, когда максимальная нагрузка встреча- ется сравнительно редко (в универсальных станках).

Приведенные формулы для расчета модулей используют при предварительном проектировании коробки скоростей. Они позволяют с учетом чисел зубьев колес, вычисленных при кинематиче-

46

ском расчете, определить габариты групповых передач. В дальнейшем в ходе окончательного проектирования выполняют провероч- ный расчет, вводя уточнения в коэффициент нагрузки с учетом факторов ее концентрации и динамичности.

Ò à á ë è ö à 4

Допускаемые напряжения для расчета зубчатых передач

5.3. Проектный расчет диаметров валов и шпинделя

Первоначально диаметры валов рассчитывают из условия прочности при кручении без учета действия изгибающих моментов по формуле

d 133...160 3 N ìì, n

ãäå N — номинальная передаваемая валом мощность, кВт; n — рас- четная частота вращения вала, 1/мин.

Вычисленные значения диаметров округляют до стандартных (ГОСТ 6636–69 в редакции 1989 г.).

47

Расчет диаметра шпинделя в передней опоре выполняют по приближенной формуле:

D 0,86 4l3 ìì,

ãäå l — расстояние между опорами шпинделя, мм.

В этой формуле учтено, что жесткость шпинделя должна быть в интервале 25…27 даН/мкм, а отношение диаметра отверстия к диаметру шейки шпинделя должно быть не более 0,5. Диаметры шпинделей из легированных и конструкционных сталей выбирают примерно одинаковыми, что определяется доминирующим значе- нием жесткости шпинделей перед их прочностью.

Диаметр шпинделя в передней опоре можно принять конструктивно в зависимости от мощности привода по данным табл. 5, которая составлена на основе анализа конструкций станков различных моделей.

Ò à á ë è ö à 5

Диаметр шпинделя в передней опоре, мм

5.4. Выбор и регулирование подшипников

Подшипники качения классифицируют: по направлению воспринимаемой нагрузки (радиальные, радиально-упорные, упор- но-радиальные и упорные); форме тел качения (шариковые, роликовые, игольчатые); числу рядов тел качения (одно-, двух- и многорядные); способности самоустанавливаться и другим признакам. Эта классификация в определенной мере условна, так как многие типы подшипников могут удовлетворять различным целям. Поэтому нет каких-либо жестких правил в выборе типа подшипника. Кроме того, конструктору часто приходится принимать решение в условиях взаимоисключающих требований [3].

Решающий фактор при выборе типоразмера подшипника — величина и направление нагрузки. При небольших нагрузках и малых

48

диаметрах валов чаще применяют шариковые подшипники, а для больших нагрузок и больших диаметров валов — роликоподшипники, которые обладают большей жесткостью и способны воспринимать большую нагрузку при равных габаритах с шариковыми [5, 18].

Шариковые радиальные подшипники могут воспринимать зна- чительные осевые нагрузки. Радиально-упорные однорядные шариковые и роликовые подшипники предназначены для восприятия осевых нагрузок только одного направления, работать под действием только радиальной силы они не могут. Для восприятия осевых сил любого направления на валу устанавливают два разнонаправленных подшипника или на одну из опор устанавливают два подшипника.

При действии комбинированной нагрузки выбирают радиаль- но-упорные шариковые или роликовые подшипники с коническими роликами. При этом величина осевой нагрузки, воспринимаемой подшипником, зависит от угла контакта — угла между нормалью к площадке контакта и плоскостью его вращения. При увеличенииосевая грузоподъемность подшипника повышается, а предельная частота вращения и допустимая радиальная нагрузка уменьшаются [9, 10].

Зная условия нагружения и требования эксплуатации, для первоначального подбора подшипников можно воспользоваться табл. 6 и 7, позволяющими выбрать наиболее подходящую конструкцию [18].

Валы должны быть зафиксированы от осевых перемещений с помощью подшипников. По способности фиксировать осевое положение валов опоры разделяют на фиксирующие и плавающие.

Фиксирующие опоры ограничивают осевое перемещение вала в двух направлениях. В плавающих опорах осевое перемещение вала в любом направлении не ограничено. Фиксирующая опора воспринимает радиальную и осевую силы, а плавающая — только радиальную.

Основные способы осевого фиксирования валов показаны на рис. 20. В схемах à è á вал зафиксирован в левой опоре одним или двумя однорядными подшипниками. Схема á характеризуется большей жесткостью опоры, особенно в случае применения ради- ально-упорных подшипников. Если на валу установлена деталь,

49

положение которой регулируется в осевом направлении (кониче- ское или червячное колесо), то фиксирующие подшипники устанавливают в специальный стакан, перемещение которого не нарушает регулировку подшипников.

Ò à á ë è ö à 6

Эксплуатационные характеристики подшипников

Примечание. Обозначения: +++ — очень хорошо, ++ — хорошо, + — удовлетворительно, – — плохо, – – — непригодно.

Назначая фиксирующую и плавающую опоры, стремятся обеспечить примерно равную загруженность подшипников. При действии на опоры вала только радиальных сил в качестве плавающей выбирают менее нагруженную опору.

В плавающей опоре обычно применяют радиальные подшипники. Плавающий подшипник перемещается в осевом направлении под действием температурных колебаний вала.

50