5В150, Зубодолбежный полуавтомат

3. Расчетная часть.

Для модернизации движения врезания радиальной подачи стола наиболее подходящим мехатронным модулем является прямоходный модуль ( ЭМП ). Передающим движение звеном является передача винт-гайка качения.

Произведем геометрические и проверочные расчеты данной передачи. 3.1.Силовой расчет.

Для расчета параметров передачи винт-гайка качения необходимо определить максимальное усилие передачи:

1) Рассчитаем массу механизма и перемещаемой им заготовки: m = mст + mз , где

m – масса всего механизма; mcт - масса поворотного стола;

mз - масса обрабатываемой заготовки.

Массу стола определим из пропорции геометрических размеров всего станка к габаритам поворотного стола:

Определим массу заготовки:

mз = ρV = ρπr 2b = 7,8 •103 •3,14 •0,42 •0,16 = 627кг ;

где ρ - плотность стали,

V – объем обрабатываемой заготовки (цилиндра). r – радиус заготовки,

b – ширина заготовки, берем максимальные размеры обрабатываемого колеса.

m = mст + mз = 420 + 627 =1047кг.

2) Определяем максимальное усилие передачи:

Лист

P = Fтр

Fтр = mgfс

Рисунок 3.1 - Схема распределения нагрузки.

Таким образом получаем, что:

P = mgfc , где m – масса перемещаемого механизма,

g = 9,8м/c2 – сила тяжести ,

fC – коэффициент трения скольжения.

fc принимаем равным 0,15, так как в станке используются направляющие

скольжения.

P = mgfc =1047 •9,8 •0,15 =1539,1Н ≈1,54кН.

3.2.Расчет геометрических параметров передачи винт-гайка качения. 1) Для определения геометрических параметров звеньев механизма необходимо задаться некоторыми величинами в первом приближении. Так как винт имеет большую длину, то внутренний диаметр винта следует задать исходя из условия устойчивости винта.

nу = m EJрасч , где nу – коэффициент запаса устойчивости, для

Pl2 р.г.

горизонтальных винтов принимаем равным 4;

P – максимальное усилие передачи;

lр.г. = 16 мм – рабочая длина гайки. Исходя из условий износа и устойчивости гайки, принимаем рабочую длину гайки равной двум шагам винта t, равного 8 мм.

m – коэффициент закрепления вала.

Принимаем диаметр шарика dш равный 3 мм.

Определим угол подъема винтовой линии на среднем радиусе ходового винта:

Принимаем угол передачи контактного усилия β =180 .

Определяем угол трения качения:

ρмакс = arctg 20cos1 β ≈30

Вычислим коэффициент полезного действия шарикового механизма:

Так как рабочую длину гайки lр.г приняли равной двум шагам винта t, то определим длину развертки рабочей части винтовой шариковой канавки:

Принимаем рабочее число шариков z=110 шт. Уточняем длину гайки:

lр.к. = zd =110 •3 = 330 мм lр.г. =lр.к. sinα =16,12мм.

Лист

Для полученного ходового винта выбираем круглую канавку.

Рисунок 3.2 - Форма винтовой канавки. где m – зазор между винтом и гайкой;

m=0,04dш=1,545 мм. rк – радиус канавки; rк =0,515dш=1,545 мм.

3.3.Проверочный расчет.

Впроверочном расчете проводится проверка винта на прочность, устойчивость и расчет на статическую прочность.

1) Расчет винта на прочность. Исходные данные:

P = 1,54 кН – тяговое усилие,

S = 700 мм – ход винтовой линии,

dвн = dср − rк − m2 =52 −1,545 − 0,212 =50,4мм - внутренний диаметр винта,

η=0,45 – кпд ходового винта,

δ т=1670МПа, так как для ходовых винтов рекомендуют применять сталь ШХ15, обладающую высокой твердостью и износоустойчивостью. Определяем допускаемое напряжение в материале винта:

[δв]= 3 ÷δT3,5 =16703,5 = 477МПа

Рассчитаем площадь поперечного сечения винта:

F = 0,785d 2 вн = 0,785 •50,42 =1994 мм2

Лист

dш =3 мм – диаметр рабочего шарика, z = 110 шт – количество шариков,

L = 940 мм – полная длина винта,

S = 700 мм – длина хода винта, t = 8 мм – шаг резьбы винта,

lр.к. = 330 мм – длина развертки рабочей части винтовой канавки гайки, lр.г. = 16,12 мм – длина рабочей части гайки,

m = 0,12 мм – зазор между винтом и гайкой, rк = 1,545 мм – радиус канавки,

β= 180 – угол передачи контактного усилия,

α= 2050 – угол подъема винтовой линии,

ρ= 30 – угол трения-качения,

η= 0,45 – коэффициент полезного действия винтовой линии.

Лист

5В150, Зубодолбежный полуавтомат

3. Расчетная часть

3.1.Выбор режима резания.

3.1.1 Подачи (определяется по карте 104 общемашиностроительных нормативов режимов резания)

Обрабатываемый материал Сталь 45 Обработка черновая

-Сечение резца ,мм………………………………………………………..30х45 -Глубина резания t=8мм

-Подача s, мм/дв .ход……………………………………………...............0,9-1,2

Принимаем s=1,2 мм/дв Обработка чистовая

-Класс чистоты ………………………………………………………….. 5 -Вспомогательный угол резца в плане φ , град ………………………...2-3

Принимаем φ=3 град -Радиус при вершине резца ,мм ………………………………………….3

-Подача s, мм/дв .ход ………………………………………………….......0,7-0,9

Принимаем s=0,9 мм/дв 3.1.2 Скорость и сила резания

Для обработки заготовок из конструкционных углеродистых и легированных сталей, стального литья на долбёжных станках резцами ВК8,Р18,скорости резания определяются по карте 106 общемашиностроительных нормативов режимов резания -Резцы из стали Р18 -Состояние обрабатываемой поверхности:

Без корки Прокат или отливка ……………………………………… …………..15,8 м/мин

Поковка …………….…………………………………………………..14,2 м/мин С коркой

Лист

Прокат ……………...……………………………………… ………….14.2 м/мин Отливка или поковка ………………………………………………….12,6 м/мин

Принимаем V=15,8 м/мин

-Сила резния Pz,кГ/мм ………………………………… …………....1430

Выбранный режим резания проверяется по тяговой силе и должна удовлетворять условию:

Pz≤Pст

В целях более точной проверки выбранного режима резания ,а также при отсутствии в паспорте станка данных о допускаемых тяговых силах выбранный режим проверяется по мощности ,допускаемый станком и должен удовлетворять условию:

N≤Nд*η -КПД станка η

-Мощность потребляемая на резание Nр ,кВт (определяется по приложению 18, лист 2 общемашиностроительных нормативов режимов резания)

Принимаем Nр=4,9 кВт

-Мощность элекродвигателя станка Nд ,кВт (определяется по паспорту станка) ……………………………………………………………………..4.8-7.5

Принимаем Nд=7,5 кВт

Посчитаем необходимый крутящий момент Мкр на шпинделе ,для этого определим крутящий момент исходного станка -Найдём передаточное отношение:

i=(25/25) (16/20) (42/50)=0,672

-Число оборотов в минуту двигателя(берём из паспорта) 710; 950; 1430 об/мин

Принимаем n =1430 об/мин

Лист

-Частота вращения шпинделя:

n =n * i

n =1430*0,672=961об/мин. -Рассчитаем КПД привода:

η=η*η=0,99*0,98=0,88

-Мошность на шпинделе: Nш=Nд*η=7,5*0,88=6,6кВт, где:

ω =(π*n )/30=(3,14*1430)/30=149,6 -находим крутящий момент на шпинделе:

Мкр.ш= Nш/ω=6600/149,6=44,1Н м

Исходя из расчетов для модернизации движения обката (делительное движение) - вращение долбяка и стола с заготовкой наиболее подходящим мехатронным модулем является мотор – шпиндель, расположенный на упорных гидростатических подшипниках. Выбираем на стр.28 мехатроный модуль : мотор-шпиндель RA 240

Расчётные схемы приведены на рисунке 3.1

Рисунок 3.1 – Расчётные схемы упорного гидростатического подшипника

Лист

3.1. Назначение конструктивных параметров

r2 = 45 мм. r1 = 30 мм. D = 40 мм. А = 1,5•D,

A = 1,5 • 40 = 60 мм.

Осевой зазор h = 1 мм. B = r2 – r1,

B = 45-30 = 15 мм.

rc = A2 ,

rc = 602 = 30 мм.

Высота кольцевых щелей: hr = 0,085 мм.

h0 выбирают в диапазоне от 0,02 до 0,05 мм. Принимаем h0 = 0,04 мм.

мм.

Динамическая вязкость для минеральных масел выбирается в диапазоне от 8,5 • 10-3 до 45 • 10-3 Н•см/м2. Принимаем µ = 30•10-3 Н•см/м2.

Высоты кольцевых щелей равны: l1 = 5 мм и l2 = 6 мм. lc = 10 мм.

l = 150 мм.

3.2. Определение эффективной площади УГП

Эффективная площадь кармана 1 определяется по формуле:

F1 = π4 (A2 − D2 ) ,

Лист

F1 = π4 (602 − 402 ) = 4083 H

Эффективная площадь кармана 2 определяется по формуле:

F2 = π (rc2 − D2 )

4 ,

F2 = π (41,252 − 4042 ) = 4086 H

3.3. Расчёт характеристик УГП

Гидравлические сопротивление дросселей трения RHi на входе в карманы определяются следующим образом:

Гидравлические сопротивление дросселей трения RiС на выходе из карманов определяются по формулам:

Лист

Значение n не выходит за пределы допустимых значений. Характеристика жёсткости определяется безразмерным коэффициентом, значение которого вычисляется по формуле:

Взависимости от коэффициента Сj вычислим жёсткость при ε = 0 и ε

=± 1 для её оценки на границах вероятного интервала смещения шпинделя, которая находится по следующей формуле:

Лист

Несущая способность при ε = ±1 для оценки величины усилия, соответствующего каждому из направлений смещения шпинделя определяется по формуле:

При ε = -1 и ε = 1 значение коэффициента характеристики несущей способности будет равно:

Cp1 = 0,204.

Cp2 = - 0,25.

Следовательно, несущая способность при ε = -1 и ε = 1 будет равна:

P1 = 2,5•106 • 2970 • 0,204 = 1,52•109,

P2 = 2,5•106 • 2970 • (-0,25) = -1,8•109.

Лист

Рисунок 3.2 – Безразмерные характеристики несущей способности Ср (а) и жесткости Сj (б) упорного гидростатического подшипника

Определим расход масла через подшипник при ε = 0 по формуле:

Q0 = π 2,5 106 0,1283 60 = 2.34 105 . 6 30 10-3 10 (3 +1)

При ε = 0,1 расход больше на 8%, а при ε = -0,1 меньше на 8%, чем при ε = 0, следовательно:

Q1 = Q0•1,08;

Q1 = 1,85•105 • 1,08 = 2,002•105.

Q2 = Q0•0,92;

Q2 = 1,85•105 • 0,92 = 1,705•105.

Потери мощности на прокачку масла через подшипник определяются по формуле:

NQ = ph • Q,

Лист

где Q вычисляется по формуле:

NQ = 2,5•106 • 3,3•105 = 8,2•1011.

Потери мощности на жидкостное трение находятся по следующей формуле:

Размеры выходных дросселей представляют собой следующие соотношения:

Лист

5В150, Зубодолбежный полуавтомат

3 Расчетная часть

3.1.Силовой расчет.

Для расчета параметров торсиона и подшипника необходимо определить массу которая будет воздействовать на эти механизмы:

1) Рассчитаем массу механизма и перемещаемой им заготовки: m = mст + mз , где

m – масса всего механизма; mcт - масса поворотного стола;

mз - масса обрабатываемой заготовки.

Массу стола определим из пропорции геометрических размеров всего станка к габаритам поворотного стола:

Определим массу заготовки:

mз = ρV = ρπr2b = 7,8 •103 •3,14 •0,42 •0,16 = 627кг , где

ρ - плотность стали,

V – объем обрабатываемой заготовки (цилиндра). r – радиус заготовки,

b – ширина заготовки, берем максимальные размеры обрабатываемого колеса.

m = mст + mз = 420 + 627 =1047кг.

3.2Выбор соединения планшайбы и электропривода

Вмашиностроении приняты принципы: унификации, модернизации, комплексной стандартизации, агрегативности и др. Остановимся на последнем по подробнее т.к. он является наиболее важным при рассмотрении данного проекта. Сущность этого принципа в следующемцелесообразно

Лист

конструировать узлы в виде независимых агрегатов, отдельно собираемых, регулируемых, подвергаемых обкатке, контрольным испытаниям и устанавливаемых в отработанном виде на машину. Последовательно проведенное агрегатирование позволяет осуществить параллельную и независимую сборку узлов машины, упрощает монтаж, ускоряет доводку опытных образцов, облегчает использование на новых машинах отработанных и проверенных в эксплуатации конструкций и упрощает ремонт, позволяя комплектно заменить износившиеся узлы новыми. Агрегатирование иногда усложняет конструкцию, но в конечном счете всегда дает большой положительный результат. Следуя этому принципу нам необходимо найти конструктивное решение соединения планшайбы с электроприводом. Одним из вариантов реализующих данную задачу является применение соединительных муфт или торсионов ( компенсаторы).

В агрегатированных системах большое значение имеет конструкция соединений, передающих момент. Соединение должно компенсировать осевое и радиальное смещения, угловые перекосы соединяемых агрегатов. В качестве компенсаторов чаще всего применяют шлицевые муфты с эвольвентным зубом, которые обладают следующими преимуществами: благодаря утолщающейся к основанию форме (особенно при положительной коррекции) зуб обладает повышенной прочностью, концентрация напряжений у основания зуба невелика; эвольвентные зубья, наружные и внутренние (при достаточно большом диаметре зубчатого венца), можно обработать с большой точностью на стандартном зуборезном оборудовании. Наружным эвольвентным зубьям можно придать высокую поверхностную твердость термической или химико-термической обработкой.

Условия работы зубьев в компенсирующих соединениях гораздо тяжелее, чем в центрированных шлицевых соединениях. Для повышения компенсирующей способности соединения выполняют с увеличенным окружным зазором s = (0,05 - 0,07) т, где т - модуль зуба. Силы при перекосах сосредоточиваются на крайних кромках зубьев, находящихся в плоскости,

Лист

перпендикулярной к направлению перекоса. Линейный контакт по длине зуба становится точечным, отчего резко возрастают местные напряжения смятия. Так как за 1 оборот каждый зуб дважды пересекает нагруженную область, то нагрузка на зубья является циклической, независимо от характера передаваемого момента.

Работоспособность соединения можно значительно повысить путем увеличения поверхностной твердости зубьев. Для предотвращения наклепа и отвода тепла, выделяющегося при ударах и смятии зубьев, в соединение подводят обильную смазку. Наиболее эффективный способ повышения работоспособности соединения - это увеличение диаметра зубчатого венца, что даст возможность обрабатывать внутренний зуб зубострогальными долбяками вместо дорогостоящих протяжек.

Величина перекоса, допускаемого соединением, лимитируется, в первую очередь, соприкосновением кромок зубьев, расположенных в плоскости, перпендикулярной к направлению перекоса.

Примеры соединений соосных валов приведены на рис. 3.1. Соединение шлицами, нарезанными непосредственно на приводном валу (рис. 3.1, а), нецелесообразно. Компенсирующая способность его невелика и определяется только смещением шлицев в пределах зазора между ними. Удлинение хвостовика приводного вала (рис. 3.1,6) только ухудшает положение, так как шлицевый конец хвостовика из-за неизбежных неточностей изготовления и монтажа приобретает биение, пропорциональное степени его удаления от опор приводного вала. При установке между валами шлицевой

Лист

Рисунок 3.1 Соединение соосных валов переходной втулки, свободно посаженной на шлицы в обоих валах (рис. 3.1 , в), компенсирующая способность, определяемая величиной суммарного

зазора в шлицах, увеличивается в 2 раза по сравнению с конструкцией на рис.3.1, а. В конструкции с удлиненной шлицевой втулкой (рис. 3.1, г) компенсирующая способность возрастает благодаря возможности собственных перекосов втулки. Наиболее целесообразна конструкция, в которой компенсатором служит длинный шлицевый валик — торсион

(рис.3.1, д).

Торсионы (торсиорессоры) не только компенсируют несоосность и перекосы, но и амортизируют колебания крутящего момента, делая работу привода более мягкой и плавной. Особое значение это свойство имеет в машинах с пульсирующим крутящим моментом (в поршневых машинах). Благодаря малым радиальным размерам торсионы вписываются в габариты внутренних полостей валов, что делает конструкцию компактной.

В высоконапряженных конструкциях во избежание поломки торсионов при

Лист

перегрузке вводят ограничитель закручивания шлицевую втулку , устанавливаемую концентрично с торсионом (рис.3.1, е). Боковой зазор в шлицах ограничителя делают больше зазора в шлицах торсиона с таким расчетом, чтобы по достижении определенного угла закручивания ограничитель вступал в действие и принимал нагрузку на себя.

Торсионы обычного назначения изготовляют из пружинных кремнистых сталей, для которых при оптимальной термообработке (закалка и средний отпуск) предел выносливости при пульсирующем кручении от 650 - 700 МПа, а при знакопеременном симметричном кручении j = 300 -350 МПа.

Для напряженных конструкций и конструкций, работающих при повышенных температурах ,применяют стали типа 60С2Н2А, 65С2ВА, 60С2ХФА, 45ХНМФА, для которых предел кручения = 900 - 1400 МПа, 500 - 700 МПа. Оптимальная термообработка — закалка на верхний бей-нит (температура изотермической выдержки 300-350 С).

С целью увеличения упругого закручивания торсионов повышают расчетные напряжения. При пульсирующих циклах обычно принимают 300 - 500 МПа, что соответствует запасу прочности (по пределу выносливости) порядка 1,5 - 2. В конструкциях, рассчитанных на ограниченную долговечность, напряжения доводят до 800-1000 МПа.

Циклическую прочность торсионов можно значительно повысить путем упрочняющей обработки пластической деформацией. Торсионы, работающие при циклической знакопеременной нагрузке, упрочняют дробеструйным наклепом. Торсионы, работающие при пульсирующей нагрузке, упрочняют заневоливанием (приложением статического момента того же направления, что и рабочий момент, при уровне напряжений, на 20 - 40% превышающем предел текучести материала). Дробеструйный наклеп и заневоливание повышают долговечность торсионов примерно в 2 раза. Наилучшие результаты дает напряженный наклеп (наклеп в состоянии заневоливания), который дополнительно повышает долговечность на 20-30%. Прямобочные шлицы упрочняют накатыванием в осевом направлении

Лист

профильными роликами, эвольвентные — обкатыванием закаленными калибрующими зубчатыми колесами.

Исходя из выше изложенного принимаем для соединения планшайбы с электроприводом торсион со шлицевой втулкой (рис 3.1, е)

3.3 Расчет торсиона Напряжение кручения в торсионе:

где Мкр — передаваемый крутящий момент; Wкр = 0,2d 3 (1-a 4 ) —

момент сопротивления кручению сечения торсиона; a = do/d — отношение внутреннего диаметра сечения к наружному (для сплошных торсионов а = 0).

N- мощность двигателя n- частота вращения об\мин

τ = 11,4 •106 = 456Нмм 0,2 •503

Угол закручивания торсиона:

где G — модуль упругости сдвига (для сталей G = 8-10 МПа); L=140 рабочая длина торсиона, мм (за вычетом галтелей на участках перехода стержня в шлицевые пояса); Jкp = 0,ld 4 (l -а4 ) — полярный момент инерции сечения торсиона.

Jкр = 0,1•504 = 625000мм4

Лист

Рисунок. 3.2. Торсионы Конструктивные разновидности торсионов показаны на рис. .

Для передачи небольших моментов применяют упрощенные конструкции с квадратными или трефными 2 хвостовиками. Значительно прочнее торсионы с эвольвентными шлицами 3 - 8. Конструкция 3 нецелесообразна вследствие неравнопрочности шлицев и стержня, обусловливающей малую податливость торсиона. Равнопрочными являются конструкции4 - 6. Увеличение диаметра шлицев (конструкции 7, 8) снижает нагрузку на шлицы и позволяет уменьшить их длину с выигрышем в компенсирующей способности торсиона. При заданной компенсирующей способности увеличение диаметра позволяет уменьшить зазор в шлицах, что улучшает условия их работы и повышает долговечность соединения.

Стержень торсиона должен быть соединен со шлицованными участками плавными галтелями .

Трубчатые торсионы (конструкция 9) отличаются повышенной крутильной жесткостью и применяются только как компенсаторы; амортизирующая их

Лист

способность незначительна. Резко увеличивают упругость трубчатых торсионов продольные пазы (конструкции 10, 11).

3.4 Выбор подшипника После выбора способа соединения необходимо выбрать подшипники.

Выбираем подшипники качения, они имеют следующие преимущества по сравнению с подшипниками скольжения:

-более точное центрирование вала; -низкий коэффициент трения;

-малая зависимость коэффициента трения от режима работы; -небольшие моменты сопротивления в пусковые периоды; -небольшие осевые размеры; -способность работать при малом расходе масла;

-способность работать в широком температурном диапазоне -от температур, близких к абсолютному нулю, до 500 -600 °С (при изготовлении подшипников из специальных сплавов и применении специальных смазок); -способность работать в вакууме.

Недостатки подшипников качения:

-большие радиальные размеры и масса, высокая стоимость; -жесткость работы, отсутствие демпфирования колебаний нагрузки; -шум во время работы, обусловленный погрешностями формы; -сложность установки и монтажа подшипниковых узлов; -повышенная чувствительность к неточностям установки; -невозможность разъема подшипника в меридиональной плоскости; -металлический контакт между телами качения и кольцами.

Долговечность подшипников качения определяется числом циклов нагружения, которое может выдержать материал подшипника при данной нагрузке, и, следовательно, зависит от частоты вращения подшипника.

Долговечность резко падает с увеличением нагрузки (у подшипников скольжения с жидкостной смазкой долговечность не зависит ни от частоты вращения, ни от нагрузки).

Лист

Типичные формы тел качения показаны на рис. Принимаем однорядные радиальные шариковые подшипники, которые предназначены для восприятия преимущественно радиальных нагрузок, но могут одновременно нести значительные осевые нагрузки.

В подшипниках этого типа шарики катятся в беговых канавках, профилированных дугами окружностей радиусом, равным ~ 1,03 радиуса шарика. Шарики заключают в штампованные из листовой стали или массивные сепараторы, предупреждающие трение между шариками и обеспечивающие равномерное расстояние между ними.

Чаще всего применяют подшипники легких и средних серий, предпочитая в необходимых случаях повышать динамическую грузоподъемность путем увеличения диаметра вала, что является столь же эффективным средством повышения несущей способности и долговечности, как и утяжеление серии. Этот способ соответствует современной тенденции применения в силовых узлах пустотелых валов увеличенного диаметра как средства повышения прочности и жесткости и уменьшения массы конструкции.

Подшипники тяжелых серий используют в тихоходных узлах, подвергающихся действию особо высоких нагрузок (валы прокатных станов). Целесообразно применять их также в концевых установках массивных валов, где диаметр цапф без ущерба для прочности можно сделать значительно меньше диаметра рабочей части вала и таким образом уменьшить габариты подшипникового узла.

Расчет подшипников по приведенным формулам и каталожным данным дает лишь средние и притом несколько приуменьшенные значения долговечности. Согласно статистическим данным у 50% подшипников долговечность в 3 - 4 раза, а у 10% в 10 - 20 раз превышает расчетную, причем у подшипников повышенной точности она значительно больше, чем у подшипников нормальной точности. Долговечность и несущая способность подшипников очень сильно зависят от конструкции узла, правильности

Лист

установки подшипников, жесткости вала и корпуса, величины натягов на посадочных поверхностях и, особенно, от условий смазки. Подшипники в правильно сконструированных узлах при целесообразном предварительном натяге нередко работают в течение срока, во много раз превосходящего расчетный. С другой стороны, высокое значение динамической грузоподъемности не является гарантией надежности. Такие подшипники могут быстро выйти из строя вследствие ошибок установки (перетяжка подшипников, перекос осей, недостаточная или избыточная смазка).

Выбираем подшипник особо легкой серии по ГОСТ6874-54 Размеры и характеристики подшипника:

d- 45 мм, D- 65 мм, H-18 мм,

C- коэффициент работоспособности 37000, Допускаемая статическая нагрузка5500, Предельное число оборотов в минуту-5000.

Лист