Расчет приводов подач металлорежущих станков....

48
Министерство образования Российской Федерации Ульяновский государственный технический университет А. В. Шестернинов, Г. М. Горшков РАСЧЕТ ПРИВОДОВ ПОДАЧ МЕТАЛЛОРЕЖУЩИХ СТАНКОВ Методические указания по курсовому и дипломному проектированию Ульяновск 2007

Upload: volodko-sergey

Post on 19-Mar-2016

255 views

Category:

Documents


14 download

DESCRIPTION

Расчет приводов подач металлорежущих станков. Методичка

TRANSCRIPT

Page 1: Расчет приводов подач металлорежущих станков. Методичка

Министерство образования Российской Федерации

Ульяновский государственный технический университет

А В Шестернинов Г М Горшков

РАСЧЕТ ПРИВОДОВ ПОДАЧ

МЕТАЛЛОРЕЖУЩИХ СТАНКОВ

Методические указания по курсовому и дипломному

проектированию

Ульяновск 2007

3

ОГЛАВЛЕНИЕ

1 ОСОБЕННОСТИ КИНЕМАТИЧЕСКОГО РАСЧЕТА ПРИВОДА ПОДАЧ4

11 Классификация приводов подачhelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip4

12 Расчетные перемещения в приводах подачhelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip4

13 Допустимые передаточные отношения передач цепи подачhelliphelliphelliphelliphellip5

14 Особенности построения графика частот вращения валов

привода подачhelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip5

2 ПРИМЕРЫ КИНЕМАТИЧЕСКОГО РАСЧЕТА ПРИВОДОВ ПОДАЧhelliphelliphellip7

21 Кинематический расчет зависимого привода подач

с реечной шестернейhelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip7

22 Кинематический расчет независимого привода подач

с винтовой передачейhelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip12

3 ПРОЧНОСТНОЙ (СИЛОВОЙ) РАСЧЕТ ПРИВОДОВ ПОДАЧhelliphelliphelliphelliphellip14

31 Определение недостающих параметров для

прочностного расчетаhelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip17

32 Расчет зубчатых передачhelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip20

33 Расчет валов

приводаhelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip29

34 Выбор подшипников качения и прочих элементов приводаhelliphelliphelliphelliphellip38

ПРИЛОЖЕНИЕ А Нормальный ряд чисел в станкостроенииhelliphelliphelliphellip43

ПРИЛОЖЕНИЕ Б Расчет исходных данных и результат

расчета шестерен коробки подачhelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip44

ПРИЛОЖЕНИЕ В Расчет исходных данных и результат

расчета II вала коробки подачhelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip47

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОКhelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip48

4

1ОСОБЕННОСТИ КИНЕМАТИЧЕСКОГО РАСЧЕТА

ПРИВОДОВ ПОДАЧ

11Классификация приводов подач

Привода подач бывают резьбового и нерезьбового типов Нерезьбовые

коробки подач встречаются у большинства металлорежущих станков

рассмотрению которых и посвящены настоящие методические указания

Важнейшей отличительной особенностью привода подач является

большая редукция и тихоходность передач привода поэтому в них помимо

коробки подач являющейся множительным механизмом обеспечивающим

получение нужного числа подач имеется ряд понижающих одиночных

передач в том числе и червячная

Привод подач может получать движение от шпинделя станка (токарные

сверлильные др станки) или от отдельного электродвигателя (фрезерные

шлифовальные станки) Привод подач в котором источником движения

является шпиндель называется ЗАВИСИМЫМ а если движение

осуществляется от отдельного электродвигателя - НЕЗАВИСИМЫМ

В конце кинематической цепи подач применяются тяговые устройства

преобразующие вращательное движение в поступательное а именно винт ndash

гайка реечное колесо ndash рейка

Таким образом кинематические цепи подач станков различного типа

состоят из трех частей

1) передач соединяющих источник движения с коробкой подач

2) коробки подач или механизма ее заменяющего (сменные зубчатые

колеса и др)

3) передач связывающих коробку подач с тяговым устройством

обеспечивающим перемещение рабочего органа станка

Основным механизмом определяющим структуру привода подач

является коробка подач В металлорежущих станках применяются следующие

типы коробок подач

1) с передвижными блоками зубчатых колес

2) со встречными зубчатыми конусами

3) с механизмом laquoНортонаraquo

4) с механизмом типа laquoМеандрraquo

5) со сменными зубчатыми колесами

12 Расчетные перемещения в приводах подач

В зависимости от типа привода подач возможны два варианта расчетных

перемещений

5

ПЕРВЫЙ ВАРИАНТ ndash разрабатывается зависимый привод подач в

котором конечными звеньями кинематической цепи могут быть

а) шпиндель станка ndash вал реечной шестерни

б) шпиндель станка ndash ходовой винт

В этих случаях величина подачи измеряется в мм об шпинделя

ВТОРОЙ ВАРИАНТ ndash разрабатывается независимый привод подач в

котором конечными звеньями цепи подач являются

а) вал электродвигателя привода подач ndash вал реечной шестерни

б) вал электродвигателя ndash ходовой винт

Здесь подача измеряется в мм мин

13 Допустимые передаточные отношения передач цепи подач

Передаточные отношения зубчатых передач в кинематических цепях

приводов подач (в том числе и передач самой коробки) принимаются в

пределах отличающихся от пределов установленных для приводов главного

движения Предельные значения передаточных отношений передач

1

5 le i le 28

те для понижающих mini ge 1

5 и для повышающих maxi le 28

Следовательно наибольший диапазон регулирования групповой передачи

между двумя валами minmax iiRГР = 28 ∙ 5 = 14 Наибольшая же характе ndash

ристика ГРХ (число интервалов на графике частот вращения между крайними

точками двух лучей исходящих из одной точки) такой передачи будет

lg14lgГРХ тк ГРХ = 14 где ndash знаменатель геометрической

прогрессии

При построении графика частот вращения при известном необходимо

выполнять вышеизложенные условия те между точками лучей условно

обозначающих передачу число интервалов не должно превышать значений

указанных в табл 11

14 Особенности построения графика частот

вращения валов привода подач

Особенностью кинематического расчета приводов подач является то что

при построении графиков частот вращения используют не сами величины

известного ряда подач а частоты вращения вала последнего звена

кинематической цепи (обороты вала реечной шестерни или ходового винта)

Таблица 11

6

Допускаемое число интервалов перекрываемое

лучами групповой передачи на графике частот

вращения валов коробок подач

Передача

106

112

126

141

158

178

2

Понижающие

27

14

7

4

3

2

2

Повышающие

17

9

4

3

2

1

1

Максимальное

расхождение

крайних лучей

44

23

11

7

5

3

3

Рассмотрим методику определения этих частот вращения на примере

зависимого привода подач

Подача осуществляется реечной передачей Допустим что задан

геометрический ряд подач ZSSS 21 в ммоб шпинделя и пусть задано или

принято (по базовому станку) число зубьев реечного колеса ndash PZ и его модуль

ndash Pm в мм Тогда частоты вращения реечного колеса отнесѐнные к одному

обороту шпинделя (обоб шп) определяются

PP Z

S

mn

11

PP Z

S

mn

22 hellip

PP

ZZ

Z

S

mn

Частоты вращения от min1 nn до max1 nn также как и заданный ряд

подач образуют геометрическую прогрессию

Подача осуществляется ходовым винтом Допустим по-прежнему

что задан геометрический ряд подач и известен шаг ходового винта t в мм

Частоты вращения ходового винта отнесѐнные к одному обороту

шпинделя (обобшп) и составляющие геометрическую прогрессию

определяются

tn

S11

tn

S22 hellip

tn Z

Z

S

где как и ранее min1 nn max1 nn

7

При расчетах независимого привода подач частоту вращения последнего

вала (реечной шестерни или ходового винта) определяют подобно

вышеизложенному

Отличием при этом является лишь то что величины подач заданы в

мммин а определяемые частоты вращения измеряются в обмин Дальнейший

кинематический расчет выполняется аналогично расчету коробок скоростей

2 ПРИМЕРЫ КИНЕМАТИЧЕСКОГО РАСЧЕТА ПРИВОДОВ ПОДАЧ

21 Кинематический расчет зависимого привода

подач с реечной шестерней

Исходные данные проект привода подач к токарному станку

060min S ммоб 560max S ммоб = 141

Предварительно определим недостающие параметры необходимые для

кинематического расчета

Диапазон регулирования minmax SSRZ = 056 006 = 93 Обозначив

1min SS ZSS max можно записать 11

ZZ SS тогда 1

1 Z

ZZ SSR

Отсюда число ступеней подач

8411lg

39lg1

lg

lg1

ZR

S

По нормали станкостроения HII-I (см приложение А) выписываем

нормальный ряд подач в мм об S1= 006 S2 = 0085 S3 = 0118 S4 = 017 S5

= 0236 S6= 0335 S7= 0475 S8 = 067

211 Построение графика частот вращения валов

На основании анализа существующих станков выбирается базовая модель

станка (если она не задана) привод подач которого аналогичен

проектируемому

Для нашего примера в качестве прототипа используем станок мод 16К20

Принимаем коробку подач с передвижными блоками зубчатых колес и

структурную формулу для нее 8222 421 Z Здесь индексы при

сомножителях определяют характеристики групповых передач

ГРX = 1 2 4

По выбранному ряду подач S S S1 2 8 и принятым по базовому станку

параметрам реечной шестерни Pm = 3 и PZ = 18 определим частоты вращения

8

реечного колеса за один оборот шпинделя

2827

1

183143

06011

PP Z

S

mn

обобшп

2120

12 n

1542

13 n

1060

14 n

771

15 n

547

16 n

385

17 n

273

18 n

Для построения графика частот вращения реечного колеса необходимо

определить количество интервалов (те количество горизонтальных линий)

и число валов привода (вертикальных линий)

Представим наибольший перепад частот вращения maxU от шпинделя до

вала реечной шестерни в виде

28271max ПРXnnU шп

Отсюда характеристика всего привода ПРХ (те количество интервалов

между шпn = 1 и 1n = 12827 обобшп на графике частот вращения)

определяется отношением

1323411lg2827lglglg max UX ПР

или округлив ПРХ = 23

Следовательно весь привод подач имеет 23 интервала lg и поэтому для

построения графика частот вращения следует провести 23 + 1 = 24 горизон ndash

тальные линии Против этих линий (рис21) начиная с минимальной частоты

вращения и до единицы выписываются скорректированные по нормали HII-I

частоты вращения реечного колеса в обобшп

231

1

2800

1

n

222

1

2000

1

n

213

1

1400

1

n hellip

321

1

82

1

n

222

1

2

1

n

1

41

123 n

Затем рядом с соответствующими частотами выписываем величины подач

от 1S до 8S в ммоб

Следует отметить что величины частот вращения полученные

непосредственным возведением знаменателя в указанную степень будут

отличаться от стандартного ряда частот вращения Например

9

Рис 21 График частот вращения валов зависимого

привода подач с реечной передачей

10

270414111 231 n 191714111 22

2 n и тд Такая погрешность

закономерна и приниматься во внимание на данном этапе кинематического

расчѐта не должна

Для определения числа валов в приводе необходимо общее передаточное

отношение 231 1 шпобщ nni распределить между отдельными

передаточными отношениями зубчатых передач входящих в механизм подач

При этом необходимо соблюсти условия приведенные в табл11

Разбивку общего передаточного отношения лучше всего начинать с

предпоследнего звена цепи подачкоторым в зависимых приводах большинства

станков является червячная передача Передаточное отношение червячной

передачи обычно принимается в пределах 4i = 16 + 164 Примем 10

4 1321 i тогда можно записать

131023

111

общi

Передаточное отношение приходящееся на долю зубчатых пар учитывая

рекомендации табл11 представим в таком виде

4332133

111111

i

Из условия получения наименьших габаритных размеров коробок подач

необходимо стремиться к тому чтобы передаточные отношения отдельных

понижающих зубчатых передач плавно убывали от шпинделя к тяговому

устройству В этом случае нижняя ветвь графика (см рис21) представляет

собой плавную выпуклую линию

Таким образом количество валов привода подач определяется

количеством сомножителей входящих в общi плюс 1 (вал ndash шпиндель) В

нашем случае привод подач будет иметь 6 + 1 = 7 валов которые представля ndash

ются на графике частот вращения в виде вертикальных линий и обозначаются

римскими цифрами

Далее на основании структурной формулы 8222 421 Z и принятой

разбивки передаточного отношения между передачами строится график частот

вращения механизма подач

212 Определение чисел зубьев передач

Минимальное число зубьев шестерен в коробках подач можно принимать

minшZ = 15 и даже меньше [8] но из условия отсутствия подрезания ножки

11

зуба целесообразно назначать minшZ ge 18

Приняв 1шZ = 18 для первой одиночной передачи (между валами I и II) и

имея 11 i определим число зубьев колеса 111

iшZZK = 18 ∙ 141 = 25

При определении чисел зубьев групповой передачи между II и III валами

необходимо не только выдержать имеющиеся передаточные отношения 2

2 1i и 13 i но и обеспечить постоянную сумму зубьев в пределах

этой передачи constZZZZZ КК шш 3322

Приняв 2

шZ = 19

определим число зубьев колеса 3819 22

22 iшZZK Суммарное число

зубьев sum Z = 19 + 38 = 57 Числа зубьев других передач в группе находим по

формулам

1

i

i ZZш и шZZZK

Имея 13 i и Z = 57 получим 3

шZ asymp 24 и 3

KZ = 33 Аналогично

определяются значения Z остальных передач Результаты расчета

представлены в табл 21

Таблица 21

Значения i Z и sum Z групповых передач привода подач

i KZZш sum Z i KZZш sum Z

11 i

18 25

43

3

6 1i

7i

20 56

44 32

76

76

22 1i

13 i

19 38

24 33

57

57

48 1i

20 80

100

34 1i

15 i

19 53

30 42

72

72

10

9 1i

1 32

ndash

213 Проверка отклонений действительных величин

подач от нормального ряда

Отклонение действительных величин подач от установленных нормалью

HII ndash I не должно превышать plusmn 10 ( ndash 1) В нашем случае максимально

возможное отклонение подачи может быть ΔS = plusmn 10 (141 ndash 1) = 41

12

Действительные величины подач ДS находим из уравнений кинематического

баланса

61018332

1

80

20

56

20

53

19

38

19

25

1811 ДS

71100060

0600610100

1

111

S

SSS

Д

Подобным образом проводится проверка всех 8 значений подач Если

отклонение действительной величины подачи превышает допустимое

значение то изменяют числа зубьев колеса и шестерни отдельных передач

сохранив их сумму при этом неизменной

214 Разработка кинематической схемы коробки подач

Кинематический расчет завершается вычерчиванием кинематической

схемы коробки подач В качестве исходных данных используется график

частот вращения и кинематическая схема базового станка На схеме (рис22)

указывается номера валов характеристика электродвигателя (для

независимого привода) числа зубьев колес Кинематическая схема должна

вычерчиваться с соблюдением требований ГОСТ [910]

При наличии в коробке подач подвижных тройных блоков необходимо

учитывать следующее При перемещении подвижного блока его крайние

колеса (правое и левое) проходят мимо среднего колеса неподвижного блока

Чтобы зубья этих колес не зацеплялись для некоррегированных колес должно

быть соблюдено условие

Z Z ZCP KP 4 где Z

CP ndash число зубьев среднего колеса неподвижного

блока ZKP

ndash число зубьев крайнего колеса неподвижного блока Z ndash

суммарное число зубьев средних колес подвижного и неподвижного блоков

22 Кинематический расчет независимого привода

подач с винтовой передачей

Кинематический расчет независимых приводов подач имеет много общего

с кинематическим расчетом приводов главного движения [1 2 3 и др]

Основное отличие заключается лишь в определении величин расчетных

перемещений ndash величин подач Для кинематического расчета здесь в

большинстве случаев задаются шагом винта подачи и величинами минутных

подач S мммин Описание приводимого ниже примера методически схоже с

предыдущим (см п21) и поэтому дано в более сокращенном варианте

Исходные данные проект привода продольной подачи к универсальному

13

Ри

с22

К

ин

емат

ичес

кая

схем

а за

ви

сим

ого

при

вод

а п

од

ач с

рее

чн

ой

пер

едач

ей

14

горизонтально ndash фрезерному станку Smin= 19 мммин Smax = 950 мммин

количество подач Z = 18 Эn = 1450 обмин Диапазон регулирования

5019950minmax SSRZ знаменатель ряда

26150171 ZZR

По нормали станкостроения HII ndash I (см приложение А) выписываем ряд

подач S1 = 19 S2 = 236 S3 = 30 S4 = 375 S5 = 475 S6 = 60 S7 = 75

S8 = 95 S9 = 118 S10 = 150 S11 = 190 S12 = 236 S13= 300 S14 = 375 S15

= 475 S16 = 600 S17 = 750 S18 = 950 обмин

Принимаем в качестве прототипа станок мод 6Н82 имеющий шаг винта

продольной подачи стола t = 6 мм

По принятым величинам подач определяем частоты вращения винта в

обмин по формуле n = S t Полученные значения частот вращения сразу

округляем до значений указанных в нормали HII ndash I для = 126

1536

191 n 4

6

6232 n 5

6

303 n и тд

(см рис 23 частоты вращения на XI валу)

Принимаем структурную формулу коробки подач привода

Z 3 3 2 183 1 9

Далее кинематический расчет производится по методике изложенной

в п21

Принятой структурной формуле соответствует график частот вращения

(см рис23) и кинематическая схема привода подач на рис24

3 ПРОЧНОСТНОЙ (СИЛОВОЙ) РАСЧЕТ ПРИВОДОВ ПОДАЧ

После того как построен график частот вращения валов привода подач

вычерчена кинематическая схема и определены числа зубьев колес

выполняется силовой расчет отдельных элементов привода

В этом разделе параллельно с изложением общей методики приводится

пример численного расчета коробки подач зависимого привода

рассматриваемого ранее в п 21

Методика прочностного расчета может быть использована и для расчета приводов

главного движения

15

Рис23 График частот вращения валов независимого

привода подач с винтовой передачей (гори ndash

зонтально - фрезерный станок)

16

Ри

с24

К

ин

емат

ичес

кая

схем

а п

ри

вод

а п

од

ач г

ори

зон

тальн

о ndash

фрез

ерн

ого

ста

нка

17

Исходные данные для прочностного расчѐта описываемого примера

расчетное число часов работы привода Т = 20000 ч тяговое усилие

развиваемое исполнительным органом Q = 11000 Н

31 Определение недостающих параметров

для прочностного расчета

Прочностной расчет привода подач должен быть выполнен таким

образом чтобы все его звенья могли выдержать нагрузки возникающие при

черновых режимах работы В соответствии с этим необходимо предварительно

определить расчетные величины частот вращения валов мощностей крутящих

моментов и других параметров действующих при силовом резании Однако

несмотря на то что все типы приводов подач должны рассчитываться для

черновой обработки между ними существует отличие в определении

указанных расчѐтных величин

311 Определение расчетных частот вращения

валов привода

Расчѐтная частота вращения i - го вала привода n n n nI II III i ndash опре ndash

деляется по графику частот вращения с помощью расчетной ветви

обозначаемой на графике утолщенной линией (см рис 21 и 23)

Положение расчѐтной линии для коробок скоростей определяется

расчѐтной частотой вращения шпинделя

4

min

max

minn

nnnшп (31)

где nmin и nmax ndash соответственно минимальная и максимальная частоты

вращения шпинделя (задаются или определяются по базовому станку)

В нашем случае для станка мод 16К20 при minn = 16 обмин

maxn = 2000 обмин ndash шпn = 535 обмин Корректируя по станку имеем

шпn = 63 обмин

Положение расчетной ветви на графике в приводах подач независимого

типа определяется расчетной частотой вращения последнего вала привода

(см рис23)

3

max

minmax

n

nnn прн

(32)

18

где nmin и nmax ndash минимальная и максимальная частоты вращения последнего

вала привода подач

Положение расчетной ветви для зависимых приводов подач определяется

верхней линией на графике (см рис 21) Однако расчетные значения in

берутся здесь не прямо с графика а находятся путем умножения частот

вращения верхней линии на величину шпn определяемой по формуле 31

Для нашего примера 6311 шпnn обмин

456341

1IIn 53163

2

1IIIn 52263

82

1IVn 531Vn

97638

1IVn 252063

250

1VIIn

312 Определение потребной величины мощности

подачи исполнительного органа станка

Мощность расходуемая непосредственно исполнительным органом

станка на осуществление подач относительно невелика и может быть

приблизительно определена по мощности электродвигателя привода главного

движения В этом случае она обычно принимается для токарных и

револьверных станков равной 1 ndash 4 сверлильных 4 ndash 5 и фрезерных

15 ndash 20 от мощности главного привода Более точно потребную величину

мощности подачи исполнительного органа станка в кВт можно определить по

формуле

10200060

МИНSQ

N (33)

где Q ndash тяговая сила необходимая для перемещения исполнительного органа

станка при резании Н

МИНS ndash величина минутной подачи при черновой обработке мммин

Величину тяговой силы если она не задана можно рассчитать по

формулам приведенных в работах [6811]

Подача МИНS при расчете независимого привода определяется следующим

образом

ПРНМИН ntS или ПРНМИН nzmS

При расчете зависимого привода величина МИНS определяется

произведением

шпnSSМИН

где S ndash максимальная подача за 1 оборот шпинделя ммоб

19

В нашем примере 4263600 МИНS мммин Q = 11000 Н

соответственно

N

11000 42

60 1020000 075 кВт

Если привод подач независим т е движение подачи осуществляется от

отдельного электродвигателя то необходимая мощность двигателя

определяется отношением

эN =n

N

где n ndash КПД цепи подач приближенно принимаемой при расчете двигателя

n = 015 divide 02

Найденная величина эN уточняется при выборе типа электродвигателя по

справочным данным

313 Определение величины мощности и крутящих

моментов на валах привода

Мощность на i - м валу независимого привода подач и коробок скоростей

определяется произведением

iэi NN

где i ndash КПД участка кинематической цепи до i ndash вала подсчитываемый как

произведение КПД отдельных элементов (см табл 33) начиная с вала

электродвигателя ( IIIIIIi )

Мощность на i - м валу зависимого привода определяется следующим

образом

ii

NN

где i ndash КПД участка кинематической цепи до i - го вала подсчитываемый как

произведение КПД отдельных элементов (см табл 33) начиная с вала

тягового устройства

В нашем примере 0760990

0750

i

NNVII

кВт

NVI

0 076

0 8 0 9950 096

2

кВт NV

0 096

0 99 0 9950 098

2

кВт

20

N IV 0100 кВт N III 0102 кВт N II 0104 кВт N I 0106 кВт

Крутящий момент на i - м валу любого привода определяется по фор ndash

муле

i

ii n

NM 974000 Н∙см

В рассматриваемом приводе подач

164063

1060974000974000

I

II n

NM Н∙см

2250IIM Н∙см 3150IIIM Н∙см 4330IVM Н∙см

3030VM Н∙см 11830VIM Н∙см 293740VIIM Н∙см

32 Расчет зубчатых передач

Расчет цилиндрических зубчатых колес (шестерен) заключается в

определении требуемого модуля Для стальных прямозубых колес модуль

определяется по следующим двум формулам

1) из условия изгибной прочности зубьев

3

19500000

nm

uвu

KKKN

Н

НРДП

2) из условия контактной прочности (усталости) поверхностных слоѐв

зубьев

3

210700001

nzi

im НРДП KKKN

квк

Порядок выбора исходных данных с указанием их размерностей приведен

в п 321

Из двух рассчитываемых модулей выбирается большее значение и

округляется до стандартного m = 1 15 2 25 3 4 5 6 8 10hellip(мм)

321 Определение исходных данных для расчета зубчатых колес

Выбор исходных величин необходимых для расчета модулей зубчатых

колес производится с помощью указаний табл 31 В ней же приведены

числовые величины рассматриваемого примера

21

Таблица 31

Исходные данные для определения модулей зубчатых колес

Исходные данные и

определяемые

величины

Обозначе ndash

ния и раз ndash

мерность

Расчетные

формулы

Указания

по выбору

см hellip

Числовые

величины

(см

пример)

1 2 3 4 5

Степень точности

зубчатых передач

(67 или 8)

ndash

ndash

По ГОСТ

1643-81

7

Марка стали и

термообработка

1 ndash 40Х нормализация

2 ndash 12ХН3А цементация

и закалка

3 ndash 40ХФА

азотирование

Табл 32

[14]

ndash

Мощность на валах

привода

ndash для коробок подач с

независимым

приводом и коробок

скоростей

ndash для коробок подач с

зависимым приводом

iN кВт

iN кВт

iэi NN

ii NN

п 313

п 313

ndash

IN =0106

IIN =0104

IIIN =0102

IVN =0100

VN =0098

Число зубьев

шестерен (зубчатое

колесо с меньшим

числом зубьев)

Z

ndash

Из кинемаndash

тического

расчета

рис 22

1 ndash 18

5 ndash 24

7 ndash 30

11 ndash 44

15 ndash 20

Расчетная частота

вращения вала

(шестерни)

n обмин

ndash

п 311 In =63

IIn =45

IIIn =315

VIn =225

Vn =315

22

Продолжение табл 31

1 2 3 4 5

Передаточное число

зубчатой пары

i

Определяется

отношением числа

зубьев большего колеса

к меньшему (т е i ge 1)

1i =139

2i =138

3i =14

4i =138

5i =4

Отношение ширины

зубчатого венца (acirc) к

модулю (m)

в

mвв

147 в

10

Коэффициенты

перегрузки

динамичности

неравномерности

распределения

нагрузки

формы зуба

ПK

ДK

НРK

НУ

ndash

ndash

ndash

ndash

Табл34

Табл35

(в короб ndash

ках подач

ДK =1)

Табл36

Рис31

при =0

12

1

1 ndash 17

5 ndash 11

7 ndash 105

11 ndash 11

15 ndash 12

1 ndash 037

5 ndash 042

7 ndash 050

11 ndash 049

15 ndash 040

Общая

продолжительность

работы механизма за

расчетный срок

службы

МТ ч

ndash

Из задания

20000

Суммарное число

циклов нагружения

зуба за TM

CN CN

MTn 60

ndash

7 6 107

5 4 107

38 107

2 7 107

38 107

23

Окончание табл 31

1 2 3 4 5

Коэффициент

переменности режима

нагрузок для расчета

модуля на изгиб

Kи реж

ndash

Рис 32

для сред ndash

него ре ndash

жима при

среднем

значении

NC 4 7 107

113

Длительный предел

выносливости зуба

при работе на изгиб

(для трех сталей)

σи пр МПа

ndash

Табл 32

[14]

1 ndash 180

2 ndash 460

3 ndash 300

Допускаемое

напряжение на изгиб

[σи] МПа [σи] =

= σи пр Kи реж

1 ndash 2029

2 ndash 5200

3 ndash 3389

Коэффициент

переменности режима

нагрузок для расчета

модуля на контакт ndash

ную прочность

Kк реж

ndash

Рис33

для сред ndash

него ре ndash

жима при

среднем

значении

NC

108

Длительный предел

контактной

выносливости (для

трех сталей)

σКД МПа

ndash

Табл33

[14]

1 ndash 500

2 ndash 1200

3 ndash 1050

Допускаемое

напряжение при

расчете на контакт ndash

ную прочность

[σк] МПа [σк] =

= σКД Kк реж

1 ndash 580

2 ndash 1300

3 ndash 1130

24

Таблица 32

Предел выносливости зубьев для цилиндрических колес

при расчете на изгиб ndash σи пр и контактную прочность ndash σКД

Марка стали

Вид термообработки

σи пр МПа

σКД МПа

40Х

40Х

40Х

50ХН

20Х

18ХГТ

20ХНМ

12ХН3А

25Х2ГНТА

25ХГТ

40Х

40ХФА

Нормализация

Улучшение

Закалка с нагревом ТВЧ

Закалка объемная

Цементация и закалка

То же

raquo

raquo

raquo

raquo

Азотирование (газовое)

То же

180

220

240

260

440

300

440

460

440

400

240

300

500

600

950

980

1150

1150

1200

1200

1200

1100

950

1050

Таблица 33

Значения КПД элементов передач

Элементы передач

КПД

Зубчатая передача

цилиндрическая со шлифованными зубьями

коническая

Червяная передача

Ременная передача

Цепная передача роликовой цепью

Передача винт-гайка

однозаходный винт

двухзаходный винт

Подшипник качения

Подшипник скольжения

099

097

07 ndash 09

095 ndash 098

096

045

065

0995

098 ndash 0985

25

Таблица 34

Коэффициент перегрузки ПK

Характеристика

привода условия

пуска и торможения

Характер процесса резания

равномерный

припуск

неравномерный

припуск

фрезерование

удары

Плавный пуск и

торможение с

помощью

фрикционных муфт

или наличие упругих

и демпфирующих

элементов или

наличие ременной

передачи

10

11 ndash 13

14

Резкий пуск и

торможение

непосредственно от

асинхронного эл

двигателя или

возможность частого

соударения зубьев

при переключении

на ходу

11 ndash 17

12 ndash 17

17

Таблица 35

Коэффициент динамичности ndash ДK для стальных

прямозубых цилиндрических колес

Степень

точности

передачи

Окружная скорость колеса мс

1 ndash 3 3 ndash 6 6 ndash 9 9 ndash 12

6 10 ndash 105 105 ndash 11 11 ndash 115 115 ndash 125

7 105 11 ndash 115 115 ndash 125 12 ndash 135

8 105 ndash 11 115 ndash 12 12 ndash 135 ndash

26

Таблица 36

Средние значения коэффициента неравномерности распределения

нагрузки НРK для стальных прямозубых цилиндрических колес

Отношение

z

в

Расположение зубчатого колеса

симметрично

относительно

опор

вблизи одной

опоры

(вал жесткий)

вблизи одной

опоры

(вал средней

жесткости)

на

консоли

02 10 10 11 12

04 105 11 12 14

06 11 115 13 17

08 115 12 145 20

12 125 14 17 ndash

16 14 16 ndash ndash

20 16 ndash ndash ndash

Рис31 Зависимость коэффициента формы зуба УН от числа

зубьев Z и коэффициента смещения ξ (для некор ndash

регированных колес ξ = 0)

27

Ри

с32

З

ави

сим

ост

ь к

оэф

фи

ци

ента

пер

емен

ност

и р

ежи

ма

наг

рузо

к К

и р

еж

о

т чи

сла

ци

клов н

агруж

ени

я N

c

__________

цем

ента

ци

я

_ _

_ _

_ _

_ у

луч

шен

ие

норм

али

зац

ия за

кал

ка

азо

тирован

ие

1 ndash

сред

нел

егки

й р

ежи

м р

аботы

2 ndash

сред

ни

й р

ежи

м р

аботы

3 ndash

сред

нет

яж

елы

й р

ежи

м р

аботы

28

Ри

с32

З

ави

сим

ост

ь к

оэф

фи

ци

ента

пер

емен

ност

и р

ежи

ма

наг

рузо

к К

и р

еж

о

т чи

сла

ци

клов н

агруж

ени

я N

c

__________

цем

ента

ци

я

_ _

_ _

_ _

_ у

луч

шен

ие

норм

али

зац

ия за

кал

ка

азо

тирован

ие

1 ndash

сред

нел

егки

й р

ежи

м р

аботы

2 ndash

сред

ни

й р

ежи

м р

аботы

3 ndash

сред

нет

яж

елы

й р

ежи

м р

аботы

29

Для каждой зубчатой передачи следует провести два ndash три расчета

используя материалы с разными прочностными характеристиками В

результате будут получены два ndash три разных модуля Это позволит например

сконструировать коробку подач меньших габаритов и веса применив для

колес более прочный и дорогой материал С другой стороны можно

изготовить коробку с зубчатыми передачами имеющими один модуль путем

подбора материалов с разными прочностными свойствами Окончательное же

решение по обоснованному выбору марок сталей следует производить на

основе технико-экономических расчетов

При изложении материала в пояснительной записке по п321 следует

придерживаться порядка приведенного в табл 31

В случае использования справочных данных выраженных во

внесистемных единицах измерения для перевода их размерностей в единицы

СИ необходимо руководствоваться справочником [22]

322 Указания по расчету зубчатых колес на ЭВМ

Расчет модулей зубчатых колес из различных материалов производится на

ЭВМ по программе laquoШестерняraquo [20] Исходные данные для расчета колес по

программе laquoШестерняraquo вводятся в режиме диалога с машиной

В приложении Б представлены распечатки ввода исходных данных и

результаты расчѐта модулей колес в рассматриваемом примере Эти

распечатки вклеиваются в записку Для перевода символов языка машины в

принятые обозначения формул следует руководствоваться табл 37

Анализируем результаты расчета и принимаем в качестве материала

зубчатых колес сталь 40Х нормализованную В этом случае расчетные

значения laquoизгибногоraquo модуля составят соответственно иm = 17 142 137

137 175 мм Принимаем для всех колес коробки модуль равный 2 мм

Следует отметить что модули колес меньше 15 мм в коробке подач

рассматриваемых станков применять не рекомендуется

33 Расчет валов привода

Расчет валов привода подач заключается в определении их диаметров из

условия прочности и содержит целый ряд промежуточных этапов

Необходимо отметить что данный расчет является проектировочным т е

служит для предварительного определения диаметров вала которые в

дальнейшем уточняются при выборе подшипников зубчатых колес расчете

шпонок шлицев и др

331 Разработка компоновочной схемы

Для расчета вала необходимо располагать расчетной схемой его

30

Таблица 37

Соответствие символов в программе laquoШестерняraquo

обозначениям в расчетных формулах

Символ в

программе

Обозначение

в

формулах

Размерность Наименование параметров

1 2 3 4

A Ni кВт Мощность передаваемая i - м валом ( i = 1+У)

C Kn ndash

Коэффициент перегрузки

L KDi ndash

Коэффициент

динамичности

R

KHPi

ndash

Коэффициент

неравномерности

распределения нагрузки

Y НiУ ndash

Коэффициент формы зуба

Z Zi ndash

Число зубьев i - й

шестерни

G вi

ndash

Коэффициент ширины

зубчатого венца

F ni обмин Частота вращения

U ii ndash

Передаточное число

зубчатой пары

W [ ]u ij МПа Допускаемое напряжение

на изгиб

S [ ]K ij МПа Допускаемое напряжение

контактное

M1 muij мм Модуль laquoизгибнойraquo

M2 кijm мм Модуль laquoконтактныйraquo

31

нагружения которая выполняется на основе предварительно разработанной

компоновочной схемы коробки подач Компоновочная схема или эскизная

компоновка выполняется в виде развертки по валам и свертки определяющей

пространственное расположение валов (см рис 34) Эта схема вычерчивается

в произвольном масштабе и в обязательном порядке помещается в записку

При ее разработке следует использовать чертежи привода подач базового

станка чтобы осуществить по возможности наиболее близкую компоновку

разрабатываемой коробки к имеющейся Кроме того необходимо пользоваться

рекомендациями работ [31517] по выбору конструктивных параметров

зубчатых колѐс и других элементов привода

На рис 34 изображена компоновочная схема коробки подач

рассматриваемого примера Там же приведены некоторые рекомендации по

выбору конструктивных параметров В зацеплении показываются те зубчатые

колеса которые соответствуют расчѐтной ветви на графике подач

(см рис 21) С помощью этой схемы могут быть определены все

необходимые расстояния между опорами шестернями а также направления

тангенциальных и радиальных усилий

При вычерчивании компоновочной схемы необходимо

ndash обеспечить достаточные осевые перемещения зубчатых колес муфт

переключающих устройств

ndash исключить одновременное включение зубчатых колес с двумя

смежными неподвижными колесами

ndash обеспечить доступную и быструю сборку и разборку легкую

регулировку опор зубчатых зацеплений Кроме того обеспечить хороший

доступ для осмотра деталей коробки и ремонта

ndash конструкцию корпуса выполнять удобной простой и технологичной

обеспечивающей простоту монтажа и демонтажа деталей и узлов коробок

ndash возможно большее число центров валов располагать по одним и тем же

вертикалям и горизонталям что обеспечивает наибольшую простоту

настройки станков при обработке посадочных отверстий в корпусах

ndash обеспечить наибольшую жесткость валов и опор для чего следует

расстояние между зубчатыми колѐсами и другими деталями принимать

наименьшими из допустимых

332 Составление расчетной схемы нагружения вала

Расчет валов в настоящих методических указаниях производится на ЭВМ

Программа расчета составлена для унифицированной схемы нагружения

двухопорного вала (рис35) двумя силами в пролете P0 и P1 и силами P2 и P3

приложенными на консольных участках Эти силы возникают в зубчатых

зацеплениях при передаче крутящего момента К такой схеме нагружения

можно привести большое число валов приняв для отсутствующих шестерен

силы равными нулю Расстояния между опорами валов и закрепленными на

32

Ри

с3

4 К

ом

пон

овочн

ая с

хем

а короб

ки

под

ач

а-раз

вер

тка

б-с

вер

тка

(од

ин

из

возм

ож

ны

х в

ари

анто

в)

33

Рис35 Расчетная унифицированная схема нагружения вала к программе ldquoВалrdquo

Рис36 Расчетная схема нагружения II вала в рассматриваемом примере

34

нем шестернями а также направление тангенциальных ( iT ) и радиальных ( iR )

усилий определяется с помощью компоновочной схемы При этом радиальные

усилия всегда направлены к центру рассчитываемого вала а тангенциальные

совпадают с направлением вращения ведущего колеса Все линейные размеры

( g l l 0 1 ) отсчитываются от II опоры причем для отсутствующих шестерен

они задаются равными 0 Углы i и i определяющие направления

радиальных iR и тангенциальных iT сил должны отсчитываться против

часовой стрелки от положительного направления оси Х выбранного так как

показано на схеме Для отсутствующих шестерен принимается 0i

571i рад (900 ) Начальные диаметры отсутствующих шестерен (Д = Д0

Д1hellip) принимаются равными бесконечности а практически ndash большой

величине например Д = 10000000 см При этом окружная и радиальная силы

получаются близкими к 0

На рис 36 показана расчетная схема нагружения II вала для нашего

примера

333 Порядок расчета вала с помощью унифицированных формул

Расчет стального сплошного вала на двух опорах из условия прочности

заключается в определении его диаметров в сечениях I 0 1 II (см рис35)

Последовательность расчета выполняемого по унифицированным

формулам программ следующая

1) Определение действующих в зацеплении сил

ii

Д

МT КР2 R T tgi i

o 20

2) Определение проекций сил на оси X и Y

X T Ri i i i i cos cos Y T Ri i i i i sin sin

3) Определение опорных реакций в плоскостях X ndash горизонтальная и

Y ndash вертикальная соответственно в опоре I и II

g

lxlxlxlxR

IX33221100

R x x x x RX XII I 0 1 2 3

g

lylylylyR

IY33221100

R y y y y RY YII I 0 1 2 3

Силы направленные на вал при принятом расположении осей координат

имеют знак laquo + raquo а от вала laquo ndash raquo Для реакций правило знаков противоположно

35

4) Определение изгибающих моментов в сечениях

над левой опорой (сечение I)

M x l gX I 2 2( ) M y l gYI

2 2( )

над правой опорой (сечение II)

M x lX II 3 3 M y lYII

3 3

под силой P0 (сечение 0)

)()( 00220

lgRllxMI

XX )()( 00220

lgRllyMI

YY

под силой P1 (сечение 1)

M x l l R lX XI II 3 1 3 1( ) M y l l R lY YI II

3 1 3 1( )

5) Определение суммарных изгибающих моментов

M M MI X YI I 2 2 M M MII X YII II 2 2

M M MX Y 02 2

0 0 M M MX Y1

2 2

1 1

6) Определение приведенных моментов ПРМ

Приведенные моменты определяются в каждом из 4-х сечений в

отдельности по формуле

22750 КРMMM iпрi где i = 0 1 I II

7) Определение диаметра вала в каждом из сечений производится по

зависимости

3

10 и

прii

Md

где ПРМ Н∙см [ и ] ndash допускаемое напряжение на изгиб МПа

334 Определение исходных данных для расчета валов

Указания по определению исходных данных для расчета валов приведены

в табл38 В ней же даны численные значения исходных параметров

36

Таблица 38

Исходные данные для расчета диаметров вала

Исходные

данные и

определя ndash

емые

величины

Обозна ndash

ения и

раз ndash

мерность

Расчетные

формулы

Указания по

выбору

Числовые

величины

(см пример)

Крутящий

момент на

рассчиты ndash

ваемом валу

MKP

Н∙м

MKP =

= 974000 N

n

п 313 2250

Марка

стали и

термообра ndash

ботка

Сталь 45

нормализованная

Табл39

[3 13 14]

ndash

Допускаемое

напряжение

на изгиб

[ ]u

МПа

ndash Рис37 и

табл39

[3 13 14]

775

Начальные

диаметры

колес

Д0 Д1 Д2 Д3

в расчетной

схеме

Д см Д = z m z ndash из

кинематичес ndash

кого расчета

mndash в п322

диаметры

отсутствую ndash

щих шестерен

Д = 10000000

Д0 =10000000

Д1 = 48

Д2 = 50

Д3 = 107

Расстояния

g l0 l1

l2 l3

в расчетной

схеме

g l

см

ndash п332 рис 35

(числовые

величины

см рис 36)

g0 = 102

l0 = 0

l1= 24

l2 = 135

l3 = 0

Углы

действия сил

i для iT

i для iR

i i

рад

ii0

0180

ii0

0180

где 0

i 0

i

ndash углы

измеренные

в градусах

п332 рис 35

(числовые

величины

см рис 36)

0 = 0

0 = 157

1 = 0

1 = 157

2 = 0785

2 = 2355

3 = 0

3 = 157

37

Таблица 39

Допускаемые напряжения на изгиб [ и ] для стальных валов (в МПа)

Источник

концентрации

напряжения

Диаметр

вала мм

Марка стали и термообработка

45

норм

45

улучш

40Х

улучш

40Х

закал

Насаженная на вал

деталь

(шестерня шкив)

с острыми кромками

15 775 850 900 950

30 750 825 875 925

45 725 800 850 900

60 700 775 825 875

75 675 750 800 850

90 650 725 775 825

Рис37 Номограмма для ориентированного определения

диаметров валов по крутящему моменту

38

необходимые для расчета II вала привода подач в рассматриваемом примере

При расчете валов на ЭВМ углы вводятся в программу в радианах

Если на участке вала действует только крутящий момент то при

составлении исходных данных следует задавать расстояние до шестерни

обусловливающей приложение этого момента величиной 01 см При этом

изгибающий момент от действия радиальной силы будет близок к 0

Например при расчете V вала рассматриваемой коробки подач

(см рис35 и 36) следует принять расстояние l3 = 01 см до шестерни

Д3 = zm = 02 ∙ 20 = 4 см соответственно приняв 3 = 0 и 3 = 157 рад

335 Указания по расчету валов на ЭВМ

Расчет диаметров валов в опасных сечениях I 0 1 II (рис35)

производится на ЭВМ по программе laquoВАЛraquo [20] исходные данные для

расчета по программе laquoВАЛraquo вводятся в режиме диалога с машиной При

расчете нескольких валов каждому файлу необходимо давать новое название

например PETROV1 PETROV2 PETROV3

В приложении В представлены распечатки ввода исходных данных и

результаты расчета диаметров II вала в рассматриваемом примере

Для перевода языка машины в принятые обозначения формул следует

руководствоваться табл 310

В целях удобства программирования di рассматриваются для всех

сечений по приведенному моменту Для сечений в которых не действует MKP

диаметр определяется по iM (без машины) Из всех полученных диаметров

выбирается наибольший и округляется до стандартного ряда

Для нашего примера принимаем d = 18 мм учитывая что этот диаметр

вала не окончательный и может измениться при окончательной

конструктивной проработке привода О выборе геометрических параметров

шлицевых валов сказано ниже в п 34

В курсовом проекте с помощью ЭВМ должны быть рассчитаны все валы

коробки подач В записке приводятся расчетные схемы валов и результаты

расчета (распечатки) по каждому валу

34 Выбор подшипников качения и прочих элементов привода

Выбор подшипников качения ведется по динамической грузоподъемности

C определяемой по формуле

P

CL

где L ndash число миллионов оборотов за расчетный срок службы подшипника

качения

39

Таблица 310

Соответствие символов в программе laquoВАЛraquo

обозначениям в расчетных формулах

Символ в

программе

Обозначение

в формулах

Размерность Наименование параметров

1 2 3 4

C MKp Н∙см Крутящий момент на

рассчитываемом валу

Q g см Расстояние между опорами

B [u ] МПа Допускаемое напряжение

на изгиб

M(I)

Di

см

Делительный диаметр i - го

колеса в точке приложения

силы Pi

F1(I) i рад Угол действия силы Ti

F2(I) i рад Угол действия силы Ri

T(I)

Ti

Н

Тангенциальная сила

действующая в точке

приложения силы Pi

R(I) Ri Н Радиальная сила в той же точке

X(I) X i Н Проекция сил на ось Х в точке

приложения силы Pi

Y(I) Yi Н Проекция сил на ось Y в той же

точке

G(0) RxI Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре I

G(1) RxII Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре II

B1(0) RyI Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

B1(1) RyII Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре II

L(0)

MxI

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре I

L(1) MxII Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре II

U(0) M yI Н∙см Изгибающий момент в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

40

Окончание табл 310

1 2 3 4

L(I) li см Расстояние между опорой II и

точкой приложения силы Pi

М1(0)

M X 0

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquo0raquo

М1(1) M X1 Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquoIraquo

М2(0)

MY0

Н∙см

Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIIraquo

М2(1) MY1 Н∙см Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIraquo

S(0) M I Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре I

S(1)

M II Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре II

S(2) M 0 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquo0raquo

S(3)

M1 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquoIraquo

P(0)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре I

P(1)

IIпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре II

P(2) 0прМ Н∙см Приведѐнный момент

в сечении laquo0raquo

P(3)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в

сечении laquoIraquo

A(0)

d I см Диаметр вала в опоре I

A(1)

d II см Диаметр вала в опоре II

A(2)

d0 см Диаметр вала в сечении laquo0raquo

A(3)

d1 см Диаметр вала в сечении laquoIraquo

41

P ndash расчетная нагрузка подшипника Н

C ndash динамическая грузоподъемность подшипника указанная в катало ndash

ге Н

ndash коэффициент (для шарикоподшипников = 3 для роликоподшип ndash

ников = 333)

Данная формула справедлива при n ge 10 обмин При n = 1 divide 10 обмин

расчет ведут по n = 10 обмин При n lt 1 обмин действующую нагрузку

рассматривают как статическую

Расчетный срок службы подшипника в часах выражается зависимостью

LL

nh

10

60

6

Задавшись Lh (для металлорежущих станков обычно Lh = 12000divide20000 ч)

из данной формулы определяют L затем вычислив P (см ниже) и зная

находят C После того ориентируясь на желаемые габариты и прежде всего на

диаметр шейки вала где должен быть установлен подшипник подбирают по

каталогу 21 наиболее близкий по величине C типоразмер подшипника

Расчетную нагрузку подшипника определяют по формуле

P X V F Y F K Kr a T ( )

где Fr ndash радиальная нагрузка Н

Fa ndash осевая нагрузка Н

X ndash безразмерный коэффициент радиальной нагрузки

Y ndash безразмерный коэффициент вращения (при вращении внутреннего

кольца V = 1 при вращении наружного ndash V = 12)

K ndash безразмерный коэффициент безопасности (для токарных станков

K = 1 ndash 12 для фрезерных ndash K = 13 ndash 18)

KT ndash безразмерный температурный коэффициент (при работе до 1250С

KT = 105)

В коробках подач обычно используют прямозубые колеса поэтому

формула для определения расчетной нагрузки без учета осевых сил примет

вид (при Fa = 0 X =1)

P V F K Kr T

Величина радиальной нагрузки подсчитывается по формуле

F R Rr Xi Yi 2 2

где RXi RYi ndash наибольшие по величине опорные реакции определяемые при

расчете вала (см приложение 3 соответственно G(0) B1(0) или G(1) B1(1))

42

Проведем подбор подшипников для II вала привода в рассматриваемом

примере Из распечатки результатов расчета вала выписываем наибольшие

опорные реакции G(0) = 7566 Н B1(0) = 12285 Н и определяем

Fr 757 6 1228 5 1443 32 2 Н

Для определения расчетной нагрузки принимаем V =1 K = 12 KT = 105

тогда P = 1∙14433∙12∙105 = 18188 Н Определяем L при известной частоте

вращения n = 45 обмин (см табл 31) и задавшись hL = 2000 ч

5410

456020000

10

6066

nhL

L млн оборотов

Динамическая грузоподъемность 868735461818 3 LPC Н

По расчетному значению C приняв диаметр шейки вала шd = 17 мм

(см приложение Б) выбираем по каталогу [21] подшипник 203 с

динамической грузоподъемностью C = 7520 Н

Выбор геометрических характеристик шлицевых валов [17 18 21 и др]

можно производить по ранее рассчитываемому на ЭВМ наибольшему

диаметру сплошного вала Желательно затем произвести проверочный расчет

шлицевого соединения по напряжениям смятия [14 21 и др]

При выборе и расчете шпоночных соединений следует использовать

работы [13 divide 15 21 и др] Сечение шпонки подбирают по диаметру вала

длину ndash обычно на 5 ndash 10 мм короче ступицы закрепляемой детали соедине ndash

ние проверяют на смятие

43

ПРИЛОЖЕНИЕ А

Нормальный ряд чисел в станкостроении (нормаль HII - I) со

знаменателем =106

1 ndash 106 ndash 112 ndash 118 ndash 125 ndash 132 ndash 14 ndash 15 ndash 16 ndash 17 ndash 18 ndash 19 ndash 2 ndash 212 ndash

225 ndash 235 ndash 25 ndash 265 ndash 28 ndash 3 ndash 315 ndash 335 ndash 355 ndash 375 ndash 4 ndash 425 ndash 45 ndash 475

ndash 5 ndash 53 ndash 56 ndash 6 ndash 63 ndash 67 ndash 71 ndash 75 ndash 8 ndash 85 ndash 9 ndash 95 ndash 10

Примечания

1 Числа высшего порядка получаются умножением или делением чисел нор-

мального ряда на 10 100 1000hellip

Например

01 ndash 0106 ndash 0112 hellip 10 ndash 106 ndash 112 hellip 100 ndash 106 ndash 112 hellip

2 Числа геометрического ряда с gt 106 образуются из ряда с = 106 по

зависимости вида

U i106

112 1062 141 1066 178 10610

126 1064 158 1068 2 10612

3 Образование нормального ряда чисел с заданным = 106 производится

путем выписывания каждого (i + 1) числа из которых с = 106 начиная с

минимального ndash заданного

Например

126 1064 при minn = 112

hellip112 ndash 14 ndash 18 ndash 225 ndash hellip ndash 9 ndash 95 ndash 10 ndash 106 hellip

6061411 при minn = 132

hellip132 ndash 19 ndash 265 ndash 375 ndash hellipndash 53 ndash 75 ndash 106 ndash 15 hellip

8061581 при minn = 125

hellip125 ndash 2 ndash 315 ndash 5 ndash hellip ndash 8 ndash 125 ndash 20 ndash 315 hellip

44

ПРИЛОЖЕНИЕ Б

Распечатка исходных данных и результатов расчета

шестерен коробки подач

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ1 BSV

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y=037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 20289 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 170

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 164

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 124

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 096

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 143

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 105

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ2 BSV

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 142

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 131

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 104

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 076

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 3389 S = 1130

45

Продолжение приложения Б

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 120

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 084

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ3 BSV

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 123

А= 0102 С = 120 L = 1

R= 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 072

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБ НОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 079

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ4 BSV

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 108

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 063

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

46

Окончание приложения Б

G = 10 F = 225 U = 138

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 069

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ5 BSV

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 175

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 106

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 128

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 061

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U= 4

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 147

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 067

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

47

ПРИЛОЖЕНИЕ В

Распечатка исходных данных и результатов расчета II вала коробки подач

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

С = 2250 Q = 102 В = 775

М (0) = 10000000 L (0) = 0 Fl (0) = 0 F2 (0) = 157

М (1) = 48 L (1) = 24 Fl (1) = 0 F2 (1) = 157

М (2) = 5 L (2) = 135 Fl (2) = 0785 F2 (2) = 2355

М (3) = 10000000 L (3) = 0 Fl (3) = 0 F2 (3) = 157

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЁТА

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

VAL2 BSS

G (0) = 75761 В1 (0) = 122849

L1 (0) = -133882 М1 (0) = 225065

U (0) = -286321 М2 (0) = 81749

G (1) = 58586 В1 (1) = -2023

L1 (1)=0 М1 (1) = 140606

U (1) = 0 М2 (1) = -4855

S (0) = 316076 Р (0) = 37131 А (0) = 168

S (1) = 0 Р (1) = 194855 А(1) = 135

S (2) = 239451 Р (2) = 308716 А (2) = 158

S (3) = 140690 Р (3) = 240338 А (3) = 145

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

48

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1 Киреев Г И Комплексный расчет коробок скоростей металлорежущих

станков на ЕС ndash ЭВМ методические указания по курсовому и дипломному

проектированию для студентов специальности 0501 Часть 1 Г И Киреев ndash

Ульяновск УлПИ 1984 ndash 43 с

2 Металлорежущие станки и автоматы учебник для машинострои ndash

тельных втузов под ред А С Проникова ndash М Машиностроение 1981 ndash

479 с

3 Тарзиманов Г А Проектирование металлорежущих станков ГА

Тарзиманов ndash М Машиностроение 1980 ndash 288 с

4 Тепинкичиев В К Металлорежущие станки В К Тепинкичиев ndash М

Машиностроение 1973 ndash 472 с

5 Металлорежущие станки учебник для машиностроительных вузов

под ред В Э Пуша ndash М Машиностроение 1985 ndash 575 с

6 Металлорежущие системы машиностроительных производств учебное

пособие для студентов техн вузов О В Таратынов Г Г Земсков И М

Таратынова ndash М Высш шк 1988 ndash 464 с

7 Кузнецов М М Проектирование автоматизированного производствен ndash

ного оборудования учебное пособие для вузов М М Кузнецов В А Усов

К С Стародубов ndash М Машиностроение 1987 ndash 288 с

8 Орликов М Л Металлорежущие станки курсовое и дипломное

проектирование М Л Орликов И Г Федоренко В Н Шишкин ndash Киев

Высш шк1987 ndash 152 с

9 ГОСТ 2701 ndash 76 Схемы Виды и типы Общие требования к

выполнению ndash М Изд ndash во стандартов 1976 ndash 12 с

10 ГОСТ 2703 ndash 88 Правила выполнения кинематических схем ndash М

Изд ndash во стандартов 1988 ndash 7 с

11 Пуш В Э Конструирование металлорежущих станков В Э Пуш ndash

М Машиностроение 1977 ndash 380 с

12 Каминская В В Станины и корпусные детали металлорежущих

станков В В Каминская З М Левиеа Д Н Решетов ndash М Машгиз 1960 ndash

362 с

13 Курсовое проектирование деталей машин справочное пособие часть I

и II А В Кузьмин И Н Макейчик Ф В Калачѐв и др ndash Минск Высш шк

1982 ndash 584 с

14 Анурьев В И Справочник конструктора ndash машиностроителя Т2

В И Анурьев ndash М Машиностроение 1982 ndash 584 с

15 Чернин И М Расчѐты деталей машин справочник И М Чернин

А В Кузьмин Г М Ицкевич ndash Минск Высш шк 1978 ndash 592 с

16 Детали и механизмы металлорежущих станков Т2 под общ ред

Д Н Решетова ndash М Машиностроение 1972 ndash 405 с

49

17 Серенсен С В Валы и оси Конструирование и расчет С В Серенсен

и др ndash М Машиностроение 1970 ndash 312 с

18 СТ СЭВ 185 ndash 75 Геометрические характеристики шлицевых

прямозубых соединений ndash М Изд ndash во стандартов 1975

19 СТ СЭВ 189 ndash 76 и СТ СЭВ 189 ndash 77 Размеры призматических

шпонок ndash М Изд ndash во стандартов 1976

20 Зубенко В Л Методические разработки к курсовому проектированию

по металлорежущим станкам В Л Зубенко М Я Цлаф ndash Куйбышев КПтИ

1978 ndash 32 с

21 Справочник металлиста В 5 т Т1 под общ ред С А Чернавского и

В Ф Рещикова ndash М Машиностроение 1976 ndash 768 с

22 Сена Л А Единицы физических величин и их размерности учебно-

справочное руководство ЛА Сена ndash 3-е изд перераб и доп ndash М Наука

Гл ред физ-мат лит 1988 ndash 432 с

23 Кочергин А И Конструирование и расчет металлорежущих станков и

станочных комплексов Курсовое проектирование учебное пособие для вузов

А И Кочергин ndash Минск Высш шк 1991 ndash 382 с

Учебное издание

РАСЧЕТ ПРИВОДОВ ПОДАЧ

МЕТАЛЛОРЕЖУЩИХ СТАНКОВ

Методические указания по курсовому

и дипломному проектированию

Составители Шестернинов Александр Владимирович

Горшков Геннадий Михайлович

Редактор НАЕвдокимова

Подписано в печать 30082007 Формат 60times8416 Услпечл302

Тираж 150 экз Заказ

Ульяновский государственный технический университет

432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Типография УлГТУ 432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Page 2: Расчет приводов подач металлорежущих станков. Методичка

3

ОГЛАВЛЕНИЕ

1 ОСОБЕННОСТИ КИНЕМАТИЧЕСКОГО РАСЧЕТА ПРИВОДА ПОДАЧ4

11 Классификация приводов подачhelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip4

12 Расчетные перемещения в приводах подачhelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip4

13 Допустимые передаточные отношения передач цепи подачhelliphelliphelliphelliphellip5

14 Особенности построения графика частот вращения валов

привода подачhelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip5

2 ПРИМЕРЫ КИНЕМАТИЧЕСКОГО РАСЧЕТА ПРИВОДОВ ПОДАЧhelliphelliphellip7

21 Кинематический расчет зависимого привода подач

с реечной шестернейhelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip7

22 Кинематический расчет независимого привода подач

с винтовой передачейhelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip12

3 ПРОЧНОСТНОЙ (СИЛОВОЙ) РАСЧЕТ ПРИВОДОВ ПОДАЧhelliphelliphelliphelliphellip14

31 Определение недостающих параметров для

прочностного расчетаhelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip17

32 Расчет зубчатых передачhelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip20

33 Расчет валов

приводаhelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip29

34 Выбор подшипников качения и прочих элементов приводаhelliphelliphelliphelliphellip38

ПРИЛОЖЕНИЕ А Нормальный ряд чисел в станкостроенииhelliphelliphelliphellip43

ПРИЛОЖЕНИЕ Б Расчет исходных данных и результат

расчета шестерен коробки подачhelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip44

ПРИЛОЖЕНИЕ В Расчет исходных данных и результат

расчета II вала коробки подачhelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip47

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОКhelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip48

4

1ОСОБЕННОСТИ КИНЕМАТИЧЕСКОГО РАСЧЕТА

ПРИВОДОВ ПОДАЧ

11Классификация приводов подач

Привода подач бывают резьбового и нерезьбового типов Нерезьбовые

коробки подач встречаются у большинства металлорежущих станков

рассмотрению которых и посвящены настоящие методические указания

Важнейшей отличительной особенностью привода подач является

большая редукция и тихоходность передач привода поэтому в них помимо

коробки подач являющейся множительным механизмом обеспечивающим

получение нужного числа подач имеется ряд понижающих одиночных

передач в том числе и червячная

Привод подач может получать движение от шпинделя станка (токарные

сверлильные др станки) или от отдельного электродвигателя (фрезерные

шлифовальные станки) Привод подач в котором источником движения

является шпиндель называется ЗАВИСИМЫМ а если движение

осуществляется от отдельного электродвигателя - НЕЗАВИСИМЫМ

В конце кинематической цепи подач применяются тяговые устройства

преобразующие вращательное движение в поступательное а именно винт ndash

гайка реечное колесо ndash рейка

Таким образом кинематические цепи подач станков различного типа

состоят из трех частей

1) передач соединяющих источник движения с коробкой подач

2) коробки подач или механизма ее заменяющего (сменные зубчатые

колеса и др)

3) передач связывающих коробку подач с тяговым устройством

обеспечивающим перемещение рабочего органа станка

Основным механизмом определяющим структуру привода подач

является коробка подач В металлорежущих станках применяются следующие

типы коробок подач

1) с передвижными блоками зубчатых колес

2) со встречными зубчатыми конусами

3) с механизмом laquoНортонаraquo

4) с механизмом типа laquoМеандрraquo

5) со сменными зубчатыми колесами

12 Расчетные перемещения в приводах подач

В зависимости от типа привода подач возможны два варианта расчетных

перемещений

5

ПЕРВЫЙ ВАРИАНТ ndash разрабатывается зависимый привод подач в

котором конечными звеньями кинематической цепи могут быть

а) шпиндель станка ndash вал реечной шестерни

б) шпиндель станка ndash ходовой винт

В этих случаях величина подачи измеряется в мм об шпинделя

ВТОРОЙ ВАРИАНТ ndash разрабатывается независимый привод подач в

котором конечными звеньями цепи подач являются

а) вал электродвигателя привода подач ndash вал реечной шестерни

б) вал электродвигателя ndash ходовой винт

Здесь подача измеряется в мм мин

13 Допустимые передаточные отношения передач цепи подач

Передаточные отношения зубчатых передач в кинематических цепях

приводов подач (в том числе и передач самой коробки) принимаются в

пределах отличающихся от пределов установленных для приводов главного

движения Предельные значения передаточных отношений передач

1

5 le i le 28

те для понижающих mini ge 1

5 и для повышающих maxi le 28

Следовательно наибольший диапазон регулирования групповой передачи

между двумя валами minmax iiRГР = 28 ∙ 5 = 14 Наибольшая же характе ndash

ристика ГРХ (число интервалов на графике частот вращения между крайними

точками двух лучей исходящих из одной точки) такой передачи будет

lg14lgГРХ тк ГРХ = 14 где ndash знаменатель геометрической

прогрессии

При построении графика частот вращения при известном необходимо

выполнять вышеизложенные условия те между точками лучей условно

обозначающих передачу число интервалов не должно превышать значений

указанных в табл 11

14 Особенности построения графика частот

вращения валов привода подач

Особенностью кинематического расчета приводов подач является то что

при построении графиков частот вращения используют не сами величины

известного ряда подач а частоты вращения вала последнего звена

кинематической цепи (обороты вала реечной шестерни или ходового винта)

Таблица 11

6

Допускаемое число интервалов перекрываемое

лучами групповой передачи на графике частот

вращения валов коробок подач

Передача

106

112

126

141

158

178

2

Понижающие

27

14

7

4

3

2

2

Повышающие

17

9

4

3

2

1

1

Максимальное

расхождение

крайних лучей

44

23

11

7

5

3

3

Рассмотрим методику определения этих частот вращения на примере

зависимого привода подач

Подача осуществляется реечной передачей Допустим что задан

геометрический ряд подач ZSSS 21 в ммоб шпинделя и пусть задано или

принято (по базовому станку) число зубьев реечного колеса ndash PZ и его модуль

ndash Pm в мм Тогда частоты вращения реечного колеса отнесѐнные к одному

обороту шпинделя (обоб шп) определяются

PP Z

S

mn

11

PP Z

S

mn

22 hellip

PP

ZZ

Z

S

mn

Частоты вращения от min1 nn до max1 nn также как и заданный ряд

подач образуют геометрическую прогрессию

Подача осуществляется ходовым винтом Допустим по-прежнему

что задан геометрический ряд подач и известен шаг ходового винта t в мм

Частоты вращения ходового винта отнесѐнные к одному обороту

шпинделя (обобшп) и составляющие геометрическую прогрессию

определяются

tn

S11

tn

S22 hellip

tn Z

Z

S

где как и ранее min1 nn max1 nn

7

При расчетах независимого привода подач частоту вращения последнего

вала (реечной шестерни или ходового винта) определяют подобно

вышеизложенному

Отличием при этом является лишь то что величины подач заданы в

мммин а определяемые частоты вращения измеряются в обмин Дальнейший

кинематический расчет выполняется аналогично расчету коробок скоростей

2 ПРИМЕРЫ КИНЕМАТИЧЕСКОГО РАСЧЕТА ПРИВОДОВ ПОДАЧ

21 Кинематический расчет зависимого привода

подач с реечной шестерней

Исходные данные проект привода подач к токарному станку

060min S ммоб 560max S ммоб = 141

Предварительно определим недостающие параметры необходимые для

кинематического расчета

Диапазон регулирования minmax SSRZ = 056 006 = 93 Обозначив

1min SS ZSS max можно записать 11

ZZ SS тогда 1

1 Z

ZZ SSR

Отсюда число ступеней подач

8411lg

39lg1

lg

lg1

ZR

S

По нормали станкостроения HII-I (см приложение А) выписываем

нормальный ряд подач в мм об S1= 006 S2 = 0085 S3 = 0118 S4 = 017 S5

= 0236 S6= 0335 S7= 0475 S8 = 067

211 Построение графика частот вращения валов

На основании анализа существующих станков выбирается базовая модель

станка (если она не задана) привод подач которого аналогичен

проектируемому

Для нашего примера в качестве прототипа используем станок мод 16К20

Принимаем коробку подач с передвижными блоками зубчатых колес и

структурную формулу для нее 8222 421 Z Здесь индексы при

сомножителях определяют характеристики групповых передач

ГРX = 1 2 4

По выбранному ряду подач S S S1 2 8 и принятым по базовому станку

параметрам реечной шестерни Pm = 3 и PZ = 18 определим частоты вращения

8

реечного колеса за один оборот шпинделя

2827

1

183143

06011

PP Z

S

mn

обобшп

2120

12 n

1542

13 n

1060

14 n

771

15 n

547

16 n

385

17 n

273

18 n

Для построения графика частот вращения реечного колеса необходимо

определить количество интервалов (те количество горизонтальных линий)

и число валов привода (вертикальных линий)

Представим наибольший перепад частот вращения maxU от шпинделя до

вала реечной шестерни в виде

28271max ПРXnnU шп

Отсюда характеристика всего привода ПРХ (те количество интервалов

между шпn = 1 и 1n = 12827 обобшп на графике частот вращения)

определяется отношением

1323411lg2827lglglg max UX ПР

или округлив ПРХ = 23

Следовательно весь привод подач имеет 23 интервала lg и поэтому для

построения графика частот вращения следует провести 23 + 1 = 24 горизон ndash

тальные линии Против этих линий (рис21) начиная с минимальной частоты

вращения и до единицы выписываются скорректированные по нормали HII-I

частоты вращения реечного колеса в обобшп

231

1

2800

1

n

222

1

2000

1

n

213

1

1400

1

n hellip

321

1

82

1

n

222

1

2

1

n

1

41

123 n

Затем рядом с соответствующими частотами выписываем величины подач

от 1S до 8S в ммоб

Следует отметить что величины частот вращения полученные

непосредственным возведением знаменателя в указанную степень будут

отличаться от стандартного ряда частот вращения Например

9

Рис 21 График частот вращения валов зависимого

привода подач с реечной передачей

10

270414111 231 n 191714111 22

2 n и тд Такая погрешность

закономерна и приниматься во внимание на данном этапе кинематического

расчѐта не должна

Для определения числа валов в приводе необходимо общее передаточное

отношение 231 1 шпобщ nni распределить между отдельными

передаточными отношениями зубчатых передач входящих в механизм подач

При этом необходимо соблюсти условия приведенные в табл11

Разбивку общего передаточного отношения лучше всего начинать с

предпоследнего звена цепи подачкоторым в зависимых приводах большинства

станков является червячная передача Передаточное отношение червячной

передачи обычно принимается в пределах 4i = 16 + 164 Примем 10

4 1321 i тогда можно записать

131023

111

общi

Передаточное отношение приходящееся на долю зубчатых пар учитывая

рекомендации табл11 представим в таком виде

4332133

111111

i

Из условия получения наименьших габаритных размеров коробок подач

необходимо стремиться к тому чтобы передаточные отношения отдельных

понижающих зубчатых передач плавно убывали от шпинделя к тяговому

устройству В этом случае нижняя ветвь графика (см рис21) представляет

собой плавную выпуклую линию

Таким образом количество валов привода подач определяется

количеством сомножителей входящих в общi плюс 1 (вал ndash шпиндель) В

нашем случае привод подач будет иметь 6 + 1 = 7 валов которые представля ndash

ются на графике частот вращения в виде вертикальных линий и обозначаются

римскими цифрами

Далее на основании структурной формулы 8222 421 Z и принятой

разбивки передаточного отношения между передачами строится график частот

вращения механизма подач

212 Определение чисел зубьев передач

Минимальное число зубьев шестерен в коробках подач можно принимать

minшZ = 15 и даже меньше [8] но из условия отсутствия подрезания ножки

11

зуба целесообразно назначать minшZ ge 18

Приняв 1шZ = 18 для первой одиночной передачи (между валами I и II) и

имея 11 i определим число зубьев колеса 111

iшZZK = 18 ∙ 141 = 25

При определении чисел зубьев групповой передачи между II и III валами

необходимо не только выдержать имеющиеся передаточные отношения 2

2 1i и 13 i но и обеспечить постоянную сумму зубьев в пределах

этой передачи constZZZZZ КК шш 3322

Приняв 2

шZ = 19

определим число зубьев колеса 3819 22

22 iшZZK Суммарное число

зубьев sum Z = 19 + 38 = 57 Числа зубьев других передач в группе находим по

формулам

1

i

i ZZш и шZZZK

Имея 13 i и Z = 57 получим 3

шZ asymp 24 и 3

KZ = 33 Аналогично

определяются значения Z остальных передач Результаты расчета

представлены в табл 21

Таблица 21

Значения i Z и sum Z групповых передач привода подач

i KZZш sum Z i KZZш sum Z

11 i

18 25

43

3

6 1i

7i

20 56

44 32

76

76

22 1i

13 i

19 38

24 33

57

57

48 1i

20 80

100

34 1i

15 i

19 53

30 42

72

72

10

9 1i

1 32

ndash

213 Проверка отклонений действительных величин

подач от нормального ряда

Отклонение действительных величин подач от установленных нормалью

HII ndash I не должно превышать plusmn 10 ( ndash 1) В нашем случае максимально

возможное отклонение подачи может быть ΔS = plusmn 10 (141 ndash 1) = 41

12

Действительные величины подач ДS находим из уравнений кинематического

баланса

61018332

1

80

20

56

20

53

19

38

19

25

1811 ДS

71100060

0600610100

1

111

S

SSS

Д

Подобным образом проводится проверка всех 8 значений подач Если

отклонение действительной величины подачи превышает допустимое

значение то изменяют числа зубьев колеса и шестерни отдельных передач

сохранив их сумму при этом неизменной

214 Разработка кинематической схемы коробки подач

Кинематический расчет завершается вычерчиванием кинематической

схемы коробки подач В качестве исходных данных используется график

частот вращения и кинематическая схема базового станка На схеме (рис22)

указывается номера валов характеристика электродвигателя (для

независимого привода) числа зубьев колес Кинематическая схема должна

вычерчиваться с соблюдением требований ГОСТ [910]

При наличии в коробке подач подвижных тройных блоков необходимо

учитывать следующее При перемещении подвижного блока его крайние

колеса (правое и левое) проходят мимо среднего колеса неподвижного блока

Чтобы зубья этих колес не зацеплялись для некоррегированных колес должно

быть соблюдено условие

Z Z ZCP KP 4 где Z

CP ndash число зубьев среднего колеса неподвижного

блока ZKP

ndash число зубьев крайнего колеса неподвижного блока Z ndash

суммарное число зубьев средних колес подвижного и неподвижного блоков

22 Кинематический расчет независимого привода

подач с винтовой передачей

Кинематический расчет независимых приводов подач имеет много общего

с кинематическим расчетом приводов главного движения [1 2 3 и др]

Основное отличие заключается лишь в определении величин расчетных

перемещений ndash величин подач Для кинематического расчета здесь в

большинстве случаев задаются шагом винта подачи и величинами минутных

подач S мммин Описание приводимого ниже примера методически схоже с

предыдущим (см п21) и поэтому дано в более сокращенном варианте

Исходные данные проект привода продольной подачи к универсальному

13

Ри

с22

К

ин

емат

ичес

кая

схем

а за

ви

сим

ого

при

вод

а п

од

ач с

рее

чн

ой

пер

едач

ей

14

горизонтально ndash фрезерному станку Smin= 19 мммин Smax = 950 мммин

количество подач Z = 18 Эn = 1450 обмин Диапазон регулирования

5019950minmax SSRZ знаменатель ряда

26150171 ZZR

По нормали станкостроения HII ndash I (см приложение А) выписываем ряд

подач S1 = 19 S2 = 236 S3 = 30 S4 = 375 S5 = 475 S6 = 60 S7 = 75

S8 = 95 S9 = 118 S10 = 150 S11 = 190 S12 = 236 S13= 300 S14 = 375 S15

= 475 S16 = 600 S17 = 750 S18 = 950 обмин

Принимаем в качестве прототипа станок мод 6Н82 имеющий шаг винта

продольной подачи стола t = 6 мм

По принятым величинам подач определяем частоты вращения винта в

обмин по формуле n = S t Полученные значения частот вращения сразу

округляем до значений указанных в нормали HII ndash I для = 126

1536

191 n 4

6

6232 n 5

6

303 n и тд

(см рис 23 частоты вращения на XI валу)

Принимаем структурную формулу коробки подач привода

Z 3 3 2 183 1 9

Далее кинематический расчет производится по методике изложенной

в п21

Принятой структурной формуле соответствует график частот вращения

(см рис23) и кинематическая схема привода подач на рис24

3 ПРОЧНОСТНОЙ (СИЛОВОЙ) РАСЧЕТ ПРИВОДОВ ПОДАЧ

После того как построен график частот вращения валов привода подач

вычерчена кинематическая схема и определены числа зубьев колес

выполняется силовой расчет отдельных элементов привода

В этом разделе параллельно с изложением общей методики приводится

пример численного расчета коробки подач зависимого привода

рассматриваемого ранее в п 21

Методика прочностного расчета может быть использована и для расчета приводов

главного движения

15

Рис23 График частот вращения валов независимого

привода подач с винтовой передачей (гори ndash

зонтально - фрезерный станок)

16

Ри

с24

К

ин

емат

ичес

кая

схем

а п

ри

вод

а п

од

ач г

ори

зон

тальн

о ndash

фрез

ерн

ого

ста

нка

17

Исходные данные для прочностного расчѐта описываемого примера

расчетное число часов работы привода Т = 20000 ч тяговое усилие

развиваемое исполнительным органом Q = 11000 Н

31 Определение недостающих параметров

для прочностного расчета

Прочностной расчет привода подач должен быть выполнен таким

образом чтобы все его звенья могли выдержать нагрузки возникающие при

черновых режимах работы В соответствии с этим необходимо предварительно

определить расчетные величины частот вращения валов мощностей крутящих

моментов и других параметров действующих при силовом резании Однако

несмотря на то что все типы приводов подач должны рассчитываться для

черновой обработки между ними существует отличие в определении

указанных расчѐтных величин

311 Определение расчетных частот вращения

валов привода

Расчѐтная частота вращения i - го вала привода n n n nI II III i ndash опре ndash

деляется по графику частот вращения с помощью расчетной ветви

обозначаемой на графике утолщенной линией (см рис 21 и 23)

Положение расчѐтной линии для коробок скоростей определяется

расчѐтной частотой вращения шпинделя

4

min

max

minn

nnnшп (31)

где nmin и nmax ndash соответственно минимальная и максимальная частоты

вращения шпинделя (задаются или определяются по базовому станку)

В нашем случае для станка мод 16К20 при minn = 16 обмин

maxn = 2000 обмин ndash шпn = 535 обмин Корректируя по станку имеем

шпn = 63 обмин

Положение расчетной ветви на графике в приводах подач независимого

типа определяется расчетной частотой вращения последнего вала привода

(см рис23)

3

max

minmax

n

nnn прн

(32)

18

где nmin и nmax ndash минимальная и максимальная частоты вращения последнего

вала привода подач

Положение расчетной ветви для зависимых приводов подач определяется

верхней линией на графике (см рис 21) Однако расчетные значения in

берутся здесь не прямо с графика а находятся путем умножения частот

вращения верхней линии на величину шпn определяемой по формуле 31

Для нашего примера 6311 шпnn обмин

456341

1IIn 53163

2

1IIIn 52263

82

1IVn 531Vn

97638

1IVn 252063

250

1VIIn

312 Определение потребной величины мощности

подачи исполнительного органа станка

Мощность расходуемая непосредственно исполнительным органом

станка на осуществление подач относительно невелика и может быть

приблизительно определена по мощности электродвигателя привода главного

движения В этом случае она обычно принимается для токарных и

револьверных станков равной 1 ndash 4 сверлильных 4 ndash 5 и фрезерных

15 ndash 20 от мощности главного привода Более точно потребную величину

мощности подачи исполнительного органа станка в кВт можно определить по

формуле

10200060

МИНSQ

N (33)

где Q ndash тяговая сила необходимая для перемещения исполнительного органа

станка при резании Н

МИНS ndash величина минутной подачи при черновой обработке мммин

Величину тяговой силы если она не задана можно рассчитать по

формулам приведенных в работах [6811]

Подача МИНS при расчете независимого привода определяется следующим

образом

ПРНМИН ntS или ПРНМИН nzmS

При расчете зависимого привода величина МИНS определяется

произведением

шпnSSМИН

где S ndash максимальная подача за 1 оборот шпинделя ммоб

19

В нашем примере 4263600 МИНS мммин Q = 11000 Н

соответственно

N

11000 42

60 1020000 075 кВт

Если привод подач независим т е движение подачи осуществляется от

отдельного электродвигателя то необходимая мощность двигателя

определяется отношением

эN =n

N

где n ndash КПД цепи подач приближенно принимаемой при расчете двигателя

n = 015 divide 02

Найденная величина эN уточняется при выборе типа электродвигателя по

справочным данным

313 Определение величины мощности и крутящих

моментов на валах привода

Мощность на i - м валу независимого привода подач и коробок скоростей

определяется произведением

iэi NN

где i ndash КПД участка кинематической цепи до i ndash вала подсчитываемый как

произведение КПД отдельных элементов (см табл 33) начиная с вала

электродвигателя ( IIIIIIi )

Мощность на i - м валу зависимого привода определяется следующим

образом

ii

NN

где i ndash КПД участка кинематической цепи до i - го вала подсчитываемый как

произведение КПД отдельных элементов (см табл 33) начиная с вала

тягового устройства

В нашем примере 0760990

0750

i

NNVII

кВт

NVI

0 076

0 8 0 9950 096

2

кВт NV

0 096

0 99 0 9950 098

2

кВт

20

N IV 0100 кВт N III 0102 кВт N II 0104 кВт N I 0106 кВт

Крутящий момент на i - м валу любого привода определяется по фор ndash

муле

i

ii n

NM 974000 Н∙см

В рассматриваемом приводе подач

164063

1060974000974000

I

II n

NM Н∙см

2250IIM Н∙см 3150IIIM Н∙см 4330IVM Н∙см

3030VM Н∙см 11830VIM Н∙см 293740VIIM Н∙см

32 Расчет зубчатых передач

Расчет цилиндрических зубчатых колес (шестерен) заключается в

определении требуемого модуля Для стальных прямозубых колес модуль

определяется по следующим двум формулам

1) из условия изгибной прочности зубьев

3

19500000

nm

uвu

KKKN

Н

НРДП

2) из условия контактной прочности (усталости) поверхностных слоѐв

зубьев

3

210700001

nzi

im НРДП KKKN

квк

Порядок выбора исходных данных с указанием их размерностей приведен

в п 321

Из двух рассчитываемых модулей выбирается большее значение и

округляется до стандартного m = 1 15 2 25 3 4 5 6 8 10hellip(мм)

321 Определение исходных данных для расчета зубчатых колес

Выбор исходных величин необходимых для расчета модулей зубчатых

колес производится с помощью указаний табл 31 В ней же приведены

числовые величины рассматриваемого примера

21

Таблица 31

Исходные данные для определения модулей зубчатых колес

Исходные данные и

определяемые

величины

Обозначе ndash

ния и раз ndash

мерность

Расчетные

формулы

Указания

по выбору

см hellip

Числовые

величины

(см

пример)

1 2 3 4 5

Степень точности

зубчатых передач

(67 или 8)

ndash

ndash

По ГОСТ

1643-81

7

Марка стали и

термообработка

1 ndash 40Х нормализация

2 ndash 12ХН3А цементация

и закалка

3 ndash 40ХФА

азотирование

Табл 32

[14]

ndash

Мощность на валах

привода

ndash для коробок подач с

независимым

приводом и коробок

скоростей

ndash для коробок подач с

зависимым приводом

iN кВт

iN кВт

iэi NN

ii NN

п 313

п 313

ndash

IN =0106

IIN =0104

IIIN =0102

IVN =0100

VN =0098

Число зубьев

шестерен (зубчатое

колесо с меньшим

числом зубьев)

Z

ndash

Из кинемаndash

тического

расчета

рис 22

1 ndash 18

5 ndash 24

7 ndash 30

11 ndash 44

15 ndash 20

Расчетная частота

вращения вала

(шестерни)

n обмин

ndash

п 311 In =63

IIn =45

IIIn =315

VIn =225

Vn =315

22

Продолжение табл 31

1 2 3 4 5

Передаточное число

зубчатой пары

i

Определяется

отношением числа

зубьев большего колеса

к меньшему (т е i ge 1)

1i =139

2i =138

3i =14

4i =138

5i =4

Отношение ширины

зубчатого венца (acirc) к

модулю (m)

в

mвв

147 в

10

Коэффициенты

перегрузки

динамичности

неравномерности

распределения

нагрузки

формы зуба

ПK

ДK

НРK

НУ

ndash

ndash

ndash

ndash

Табл34

Табл35

(в короб ndash

ках подач

ДK =1)

Табл36

Рис31

при =0

12

1

1 ndash 17

5 ndash 11

7 ndash 105

11 ndash 11

15 ndash 12

1 ndash 037

5 ndash 042

7 ndash 050

11 ndash 049

15 ndash 040

Общая

продолжительность

работы механизма за

расчетный срок

службы

МТ ч

ndash

Из задания

20000

Суммарное число

циклов нагружения

зуба за TM

CN CN

MTn 60

ndash

7 6 107

5 4 107

38 107

2 7 107

38 107

23

Окончание табл 31

1 2 3 4 5

Коэффициент

переменности режима

нагрузок для расчета

модуля на изгиб

Kи реж

ndash

Рис 32

для сред ndash

него ре ndash

жима при

среднем

значении

NC 4 7 107

113

Длительный предел

выносливости зуба

при работе на изгиб

(для трех сталей)

σи пр МПа

ndash

Табл 32

[14]

1 ndash 180

2 ndash 460

3 ndash 300

Допускаемое

напряжение на изгиб

[σи] МПа [σи] =

= σи пр Kи реж

1 ndash 2029

2 ndash 5200

3 ndash 3389

Коэффициент

переменности режима

нагрузок для расчета

модуля на контакт ndash

ную прочность

Kк реж

ndash

Рис33

для сред ndash

него ре ndash

жима при

среднем

значении

NC

108

Длительный предел

контактной

выносливости (для

трех сталей)

σКД МПа

ndash

Табл33

[14]

1 ndash 500

2 ndash 1200

3 ndash 1050

Допускаемое

напряжение при

расчете на контакт ndash

ную прочность

[σк] МПа [σк] =

= σКД Kк реж

1 ndash 580

2 ndash 1300

3 ndash 1130

24

Таблица 32

Предел выносливости зубьев для цилиндрических колес

при расчете на изгиб ndash σи пр и контактную прочность ndash σКД

Марка стали

Вид термообработки

σи пр МПа

σКД МПа

40Х

40Х

40Х

50ХН

20Х

18ХГТ

20ХНМ

12ХН3А

25Х2ГНТА

25ХГТ

40Х

40ХФА

Нормализация

Улучшение

Закалка с нагревом ТВЧ

Закалка объемная

Цементация и закалка

То же

raquo

raquo

raquo

raquo

Азотирование (газовое)

То же

180

220

240

260

440

300

440

460

440

400

240

300

500

600

950

980

1150

1150

1200

1200

1200

1100

950

1050

Таблица 33

Значения КПД элементов передач

Элементы передач

КПД

Зубчатая передача

цилиндрическая со шлифованными зубьями

коническая

Червяная передача

Ременная передача

Цепная передача роликовой цепью

Передача винт-гайка

однозаходный винт

двухзаходный винт

Подшипник качения

Подшипник скольжения

099

097

07 ndash 09

095 ndash 098

096

045

065

0995

098 ndash 0985

25

Таблица 34

Коэффициент перегрузки ПK

Характеристика

привода условия

пуска и торможения

Характер процесса резания

равномерный

припуск

неравномерный

припуск

фрезерование

удары

Плавный пуск и

торможение с

помощью

фрикционных муфт

или наличие упругих

и демпфирующих

элементов или

наличие ременной

передачи

10

11 ndash 13

14

Резкий пуск и

торможение

непосредственно от

асинхронного эл

двигателя или

возможность частого

соударения зубьев

при переключении

на ходу

11 ndash 17

12 ndash 17

17

Таблица 35

Коэффициент динамичности ndash ДK для стальных

прямозубых цилиндрических колес

Степень

точности

передачи

Окружная скорость колеса мс

1 ndash 3 3 ndash 6 6 ndash 9 9 ndash 12

6 10 ndash 105 105 ndash 11 11 ndash 115 115 ndash 125

7 105 11 ndash 115 115 ndash 125 12 ndash 135

8 105 ndash 11 115 ndash 12 12 ndash 135 ndash

26

Таблица 36

Средние значения коэффициента неравномерности распределения

нагрузки НРK для стальных прямозубых цилиндрических колес

Отношение

z

в

Расположение зубчатого колеса

симметрично

относительно

опор

вблизи одной

опоры

(вал жесткий)

вблизи одной

опоры

(вал средней

жесткости)

на

консоли

02 10 10 11 12

04 105 11 12 14

06 11 115 13 17

08 115 12 145 20

12 125 14 17 ndash

16 14 16 ndash ndash

20 16 ndash ndash ndash

Рис31 Зависимость коэффициента формы зуба УН от числа

зубьев Z и коэффициента смещения ξ (для некор ndash

регированных колес ξ = 0)

27

Ри

с32

З

ави

сим

ост

ь к

оэф

фи

ци

ента

пер

емен

ност

и р

ежи

ма

наг

рузо

к К

и р

еж

о

т чи

сла

ци

клов н

агруж

ени

я N

c

__________

цем

ента

ци

я

_ _

_ _

_ _

_ у

луч

шен

ие

норм

али

зац

ия за

кал

ка

азо

тирован

ие

1 ndash

сред

нел

егки

й р

ежи

м р

аботы

2 ndash

сред

ни

й р

ежи

м р

аботы

3 ndash

сред

нет

яж

елы

й р

ежи

м р

аботы

28

Ри

с32

З

ави

сим

ост

ь к

оэф

фи

ци

ента

пер

емен

ност

и р

ежи

ма

наг

рузо

к К

и р

еж

о

т чи

сла

ци

клов н

агруж

ени

я N

c

__________

цем

ента

ци

я

_ _

_ _

_ _

_ у

луч

шен

ие

норм

али

зац

ия за

кал

ка

азо

тирован

ие

1 ndash

сред

нел

егки

й р

ежи

м р

аботы

2 ndash

сред

ни

й р

ежи

м р

аботы

3 ndash

сред

нет

яж

елы

й р

ежи

м р

аботы

29

Для каждой зубчатой передачи следует провести два ndash три расчета

используя материалы с разными прочностными характеристиками В

результате будут получены два ndash три разных модуля Это позволит например

сконструировать коробку подач меньших габаритов и веса применив для

колес более прочный и дорогой материал С другой стороны можно

изготовить коробку с зубчатыми передачами имеющими один модуль путем

подбора материалов с разными прочностными свойствами Окончательное же

решение по обоснованному выбору марок сталей следует производить на

основе технико-экономических расчетов

При изложении материала в пояснительной записке по п321 следует

придерживаться порядка приведенного в табл 31

В случае использования справочных данных выраженных во

внесистемных единицах измерения для перевода их размерностей в единицы

СИ необходимо руководствоваться справочником [22]

322 Указания по расчету зубчатых колес на ЭВМ

Расчет модулей зубчатых колес из различных материалов производится на

ЭВМ по программе laquoШестерняraquo [20] Исходные данные для расчета колес по

программе laquoШестерняraquo вводятся в режиме диалога с машиной

В приложении Б представлены распечатки ввода исходных данных и

результаты расчѐта модулей колес в рассматриваемом примере Эти

распечатки вклеиваются в записку Для перевода символов языка машины в

принятые обозначения формул следует руководствоваться табл 37

Анализируем результаты расчета и принимаем в качестве материала

зубчатых колес сталь 40Х нормализованную В этом случае расчетные

значения laquoизгибногоraquo модуля составят соответственно иm = 17 142 137

137 175 мм Принимаем для всех колес коробки модуль равный 2 мм

Следует отметить что модули колес меньше 15 мм в коробке подач

рассматриваемых станков применять не рекомендуется

33 Расчет валов привода

Расчет валов привода подач заключается в определении их диаметров из

условия прочности и содержит целый ряд промежуточных этапов

Необходимо отметить что данный расчет является проектировочным т е

служит для предварительного определения диаметров вала которые в

дальнейшем уточняются при выборе подшипников зубчатых колес расчете

шпонок шлицев и др

331 Разработка компоновочной схемы

Для расчета вала необходимо располагать расчетной схемой его

30

Таблица 37

Соответствие символов в программе laquoШестерняraquo

обозначениям в расчетных формулах

Символ в

программе

Обозначение

в

формулах

Размерность Наименование параметров

1 2 3 4

A Ni кВт Мощность передаваемая i - м валом ( i = 1+У)

C Kn ndash

Коэффициент перегрузки

L KDi ndash

Коэффициент

динамичности

R

KHPi

ndash

Коэффициент

неравномерности

распределения нагрузки

Y НiУ ndash

Коэффициент формы зуба

Z Zi ndash

Число зубьев i - й

шестерни

G вi

ndash

Коэффициент ширины

зубчатого венца

F ni обмин Частота вращения

U ii ndash

Передаточное число

зубчатой пары

W [ ]u ij МПа Допускаемое напряжение

на изгиб

S [ ]K ij МПа Допускаемое напряжение

контактное

M1 muij мм Модуль laquoизгибнойraquo

M2 кijm мм Модуль laquoконтактныйraquo

31

нагружения которая выполняется на основе предварительно разработанной

компоновочной схемы коробки подач Компоновочная схема или эскизная

компоновка выполняется в виде развертки по валам и свертки определяющей

пространственное расположение валов (см рис 34) Эта схема вычерчивается

в произвольном масштабе и в обязательном порядке помещается в записку

При ее разработке следует использовать чертежи привода подач базового

станка чтобы осуществить по возможности наиболее близкую компоновку

разрабатываемой коробки к имеющейся Кроме того необходимо пользоваться

рекомендациями работ [31517] по выбору конструктивных параметров

зубчатых колѐс и других элементов привода

На рис 34 изображена компоновочная схема коробки подач

рассматриваемого примера Там же приведены некоторые рекомендации по

выбору конструктивных параметров В зацеплении показываются те зубчатые

колеса которые соответствуют расчѐтной ветви на графике подач

(см рис 21) С помощью этой схемы могут быть определены все

необходимые расстояния между опорами шестернями а также направления

тангенциальных и радиальных усилий

При вычерчивании компоновочной схемы необходимо

ndash обеспечить достаточные осевые перемещения зубчатых колес муфт

переключающих устройств

ndash исключить одновременное включение зубчатых колес с двумя

смежными неподвижными колесами

ndash обеспечить доступную и быструю сборку и разборку легкую

регулировку опор зубчатых зацеплений Кроме того обеспечить хороший

доступ для осмотра деталей коробки и ремонта

ndash конструкцию корпуса выполнять удобной простой и технологичной

обеспечивающей простоту монтажа и демонтажа деталей и узлов коробок

ndash возможно большее число центров валов располагать по одним и тем же

вертикалям и горизонталям что обеспечивает наибольшую простоту

настройки станков при обработке посадочных отверстий в корпусах

ndash обеспечить наибольшую жесткость валов и опор для чего следует

расстояние между зубчатыми колѐсами и другими деталями принимать

наименьшими из допустимых

332 Составление расчетной схемы нагружения вала

Расчет валов в настоящих методических указаниях производится на ЭВМ

Программа расчета составлена для унифицированной схемы нагружения

двухопорного вала (рис35) двумя силами в пролете P0 и P1 и силами P2 и P3

приложенными на консольных участках Эти силы возникают в зубчатых

зацеплениях при передаче крутящего момента К такой схеме нагружения

можно привести большое число валов приняв для отсутствующих шестерен

силы равными нулю Расстояния между опорами валов и закрепленными на

32

Ри

с3

4 К

ом

пон

овочн

ая с

хем

а короб

ки

под

ач

а-раз

вер

тка

б-с

вер

тка

(од

ин

из

возм

ож

ны

х в

ари

анто

в)

33

Рис35 Расчетная унифицированная схема нагружения вала к программе ldquoВалrdquo

Рис36 Расчетная схема нагружения II вала в рассматриваемом примере

34

нем шестернями а также направление тангенциальных ( iT ) и радиальных ( iR )

усилий определяется с помощью компоновочной схемы При этом радиальные

усилия всегда направлены к центру рассчитываемого вала а тангенциальные

совпадают с направлением вращения ведущего колеса Все линейные размеры

( g l l 0 1 ) отсчитываются от II опоры причем для отсутствующих шестерен

они задаются равными 0 Углы i и i определяющие направления

радиальных iR и тангенциальных iT сил должны отсчитываться против

часовой стрелки от положительного направления оси Х выбранного так как

показано на схеме Для отсутствующих шестерен принимается 0i

571i рад (900 ) Начальные диаметры отсутствующих шестерен (Д = Д0

Д1hellip) принимаются равными бесконечности а практически ndash большой

величине например Д = 10000000 см При этом окружная и радиальная силы

получаются близкими к 0

На рис 36 показана расчетная схема нагружения II вала для нашего

примера

333 Порядок расчета вала с помощью унифицированных формул

Расчет стального сплошного вала на двух опорах из условия прочности

заключается в определении его диаметров в сечениях I 0 1 II (см рис35)

Последовательность расчета выполняемого по унифицированным

формулам программ следующая

1) Определение действующих в зацеплении сил

ii

Д

МT КР2 R T tgi i

o 20

2) Определение проекций сил на оси X и Y

X T Ri i i i i cos cos Y T Ri i i i i sin sin

3) Определение опорных реакций в плоскостях X ndash горизонтальная и

Y ndash вертикальная соответственно в опоре I и II

g

lxlxlxlxR

IX33221100

R x x x x RX XII I 0 1 2 3

g

lylylylyR

IY33221100

R y y y y RY YII I 0 1 2 3

Силы направленные на вал при принятом расположении осей координат

имеют знак laquo + raquo а от вала laquo ndash raquo Для реакций правило знаков противоположно

35

4) Определение изгибающих моментов в сечениях

над левой опорой (сечение I)

M x l gX I 2 2( ) M y l gYI

2 2( )

над правой опорой (сечение II)

M x lX II 3 3 M y lYII

3 3

под силой P0 (сечение 0)

)()( 00220

lgRllxMI

XX )()( 00220

lgRllyMI

YY

под силой P1 (сечение 1)

M x l l R lX XI II 3 1 3 1( ) M y l l R lY YI II

3 1 3 1( )

5) Определение суммарных изгибающих моментов

M M MI X YI I 2 2 M M MII X YII II 2 2

M M MX Y 02 2

0 0 M M MX Y1

2 2

1 1

6) Определение приведенных моментов ПРМ

Приведенные моменты определяются в каждом из 4-х сечений в

отдельности по формуле

22750 КРMMM iпрi где i = 0 1 I II

7) Определение диаметра вала в каждом из сечений производится по

зависимости

3

10 и

прii

Md

где ПРМ Н∙см [ и ] ndash допускаемое напряжение на изгиб МПа

334 Определение исходных данных для расчета валов

Указания по определению исходных данных для расчета валов приведены

в табл38 В ней же даны численные значения исходных параметров

36

Таблица 38

Исходные данные для расчета диаметров вала

Исходные

данные и

определя ndash

емые

величины

Обозна ndash

ения и

раз ndash

мерность

Расчетные

формулы

Указания по

выбору

Числовые

величины

(см пример)

Крутящий

момент на

рассчиты ndash

ваемом валу

MKP

Н∙м

MKP =

= 974000 N

n

п 313 2250

Марка

стали и

термообра ndash

ботка

Сталь 45

нормализованная

Табл39

[3 13 14]

ndash

Допускаемое

напряжение

на изгиб

[ ]u

МПа

ndash Рис37 и

табл39

[3 13 14]

775

Начальные

диаметры

колес

Д0 Д1 Д2 Д3

в расчетной

схеме

Д см Д = z m z ndash из

кинематичес ndash

кого расчета

mndash в п322

диаметры

отсутствую ndash

щих шестерен

Д = 10000000

Д0 =10000000

Д1 = 48

Д2 = 50

Д3 = 107

Расстояния

g l0 l1

l2 l3

в расчетной

схеме

g l

см

ndash п332 рис 35

(числовые

величины

см рис 36)

g0 = 102

l0 = 0

l1= 24

l2 = 135

l3 = 0

Углы

действия сил

i для iT

i для iR

i i

рад

ii0

0180

ii0

0180

где 0

i 0

i

ndash углы

измеренные

в градусах

п332 рис 35

(числовые

величины

см рис 36)

0 = 0

0 = 157

1 = 0

1 = 157

2 = 0785

2 = 2355

3 = 0

3 = 157

37

Таблица 39

Допускаемые напряжения на изгиб [ и ] для стальных валов (в МПа)

Источник

концентрации

напряжения

Диаметр

вала мм

Марка стали и термообработка

45

норм

45

улучш

40Х

улучш

40Х

закал

Насаженная на вал

деталь

(шестерня шкив)

с острыми кромками

15 775 850 900 950

30 750 825 875 925

45 725 800 850 900

60 700 775 825 875

75 675 750 800 850

90 650 725 775 825

Рис37 Номограмма для ориентированного определения

диаметров валов по крутящему моменту

38

необходимые для расчета II вала привода подач в рассматриваемом примере

При расчете валов на ЭВМ углы вводятся в программу в радианах

Если на участке вала действует только крутящий момент то при

составлении исходных данных следует задавать расстояние до шестерни

обусловливающей приложение этого момента величиной 01 см При этом

изгибающий момент от действия радиальной силы будет близок к 0

Например при расчете V вала рассматриваемой коробки подач

(см рис35 и 36) следует принять расстояние l3 = 01 см до шестерни

Д3 = zm = 02 ∙ 20 = 4 см соответственно приняв 3 = 0 и 3 = 157 рад

335 Указания по расчету валов на ЭВМ

Расчет диаметров валов в опасных сечениях I 0 1 II (рис35)

производится на ЭВМ по программе laquoВАЛraquo [20] исходные данные для

расчета по программе laquoВАЛraquo вводятся в режиме диалога с машиной При

расчете нескольких валов каждому файлу необходимо давать новое название

например PETROV1 PETROV2 PETROV3

В приложении В представлены распечатки ввода исходных данных и

результаты расчета диаметров II вала в рассматриваемом примере

Для перевода языка машины в принятые обозначения формул следует

руководствоваться табл 310

В целях удобства программирования di рассматриваются для всех

сечений по приведенному моменту Для сечений в которых не действует MKP

диаметр определяется по iM (без машины) Из всех полученных диаметров

выбирается наибольший и округляется до стандартного ряда

Для нашего примера принимаем d = 18 мм учитывая что этот диаметр

вала не окончательный и может измениться при окончательной

конструктивной проработке привода О выборе геометрических параметров

шлицевых валов сказано ниже в п 34

В курсовом проекте с помощью ЭВМ должны быть рассчитаны все валы

коробки подач В записке приводятся расчетные схемы валов и результаты

расчета (распечатки) по каждому валу

34 Выбор подшипников качения и прочих элементов привода

Выбор подшипников качения ведется по динамической грузоподъемности

C определяемой по формуле

P

CL

где L ndash число миллионов оборотов за расчетный срок службы подшипника

качения

39

Таблица 310

Соответствие символов в программе laquoВАЛraquo

обозначениям в расчетных формулах

Символ в

программе

Обозначение

в формулах

Размерность Наименование параметров

1 2 3 4

C MKp Н∙см Крутящий момент на

рассчитываемом валу

Q g см Расстояние между опорами

B [u ] МПа Допускаемое напряжение

на изгиб

M(I)

Di

см

Делительный диаметр i - го

колеса в точке приложения

силы Pi

F1(I) i рад Угол действия силы Ti

F2(I) i рад Угол действия силы Ri

T(I)

Ti

Н

Тангенциальная сила

действующая в точке

приложения силы Pi

R(I) Ri Н Радиальная сила в той же точке

X(I) X i Н Проекция сил на ось Х в точке

приложения силы Pi

Y(I) Yi Н Проекция сил на ось Y в той же

точке

G(0) RxI Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре I

G(1) RxII Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре II

B1(0) RyI Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

B1(1) RyII Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре II

L(0)

MxI

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре I

L(1) MxII Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре II

U(0) M yI Н∙см Изгибающий момент в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

40

Окончание табл 310

1 2 3 4

L(I) li см Расстояние между опорой II и

точкой приложения силы Pi

М1(0)

M X 0

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquo0raquo

М1(1) M X1 Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquoIraquo

М2(0)

MY0

Н∙см

Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIIraquo

М2(1) MY1 Н∙см Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIraquo

S(0) M I Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре I

S(1)

M II Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре II

S(2) M 0 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquo0raquo

S(3)

M1 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquoIraquo

P(0)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре I

P(1)

IIпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре II

P(2) 0прМ Н∙см Приведѐнный момент

в сечении laquo0raquo

P(3)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в

сечении laquoIraquo

A(0)

d I см Диаметр вала в опоре I

A(1)

d II см Диаметр вала в опоре II

A(2)

d0 см Диаметр вала в сечении laquo0raquo

A(3)

d1 см Диаметр вала в сечении laquoIraquo

41

P ndash расчетная нагрузка подшипника Н

C ndash динамическая грузоподъемность подшипника указанная в катало ndash

ге Н

ndash коэффициент (для шарикоподшипников = 3 для роликоподшип ndash

ников = 333)

Данная формула справедлива при n ge 10 обмин При n = 1 divide 10 обмин

расчет ведут по n = 10 обмин При n lt 1 обмин действующую нагрузку

рассматривают как статическую

Расчетный срок службы подшипника в часах выражается зависимостью

LL

nh

10

60

6

Задавшись Lh (для металлорежущих станков обычно Lh = 12000divide20000 ч)

из данной формулы определяют L затем вычислив P (см ниже) и зная

находят C После того ориентируясь на желаемые габариты и прежде всего на

диаметр шейки вала где должен быть установлен подшипник подбирают по

каталогу 21 наиболее близкий по величине C типоразмер подшипника

Расчетную нагрузку подшипника определяют по формуле

P X V F Y F K Kr a T ( )

где Fr ndash радиальная нагрузка Н

Fa ndash осевая нагрузка Н

X ndash безразмерный коэффициент радиальной нагрузки

Y ndash безразмерный коэффициент вращения (при вращении внутреннего

кольца V = 1 при вращении наружного ndash V = 12)

K ndash безразмерный коэффициент безопасности (для токарных станков

K = 1 ndash 12 для фрезерных ndash K = 13 ndash 18)

KT ndash безразмерный температурный коэффициент (при работе до 1250С

KT = 105)

В коробках подач обычно используют прямозубые колеса поэтому

формула для определения расчетной нагрузки без учета осевых сил примет

вид (при Fa = 0 X =1)

P V F K Kr T

Величина радиальной нагрузки подсчитывается по формуле

F R Rr Xi Yi 2 2

где RXi RYi ndash наибольшие по величине опорные реакции определяемые при

расчете вала (см приложение 3 соответственно G(0) B1(0) или G(1) B1(1))

42

Проведем подбор подшипников для II вала привода в рассматриваемом

примере Из распечатки результатов расчета вала выписываем наибольшие

опорные реакции G(0) = 7566 Н B1(0) = 12285 Н и определяем

Fr 757 6 1228 5 1443 32 2 Н

Для определения расчетной нагрузки принимаем V =1 K = 12 KT = 105

тогда P = 1∙14433∙12∙105 = 18188 Н Определяем L при известной частоте

вращения n = 45 обмин (см табл 31) и задавшись hL = 2000 ч

5410

456020000

10

6066

nhL

L млн оборотов

Динамическая грузоподъемность 868735461818 3 LPC Н

По расчетному значению C приняв диаметр шейки вала шd = 17 мм

(см приложение Б) выбираем по каталогу [21] подшипник 203 с

динамической грузоподъемностью C = 7520 Н

Выбор геометрических характеристик шлицевых валов [17 18 21 и др]

можно производить по ранее рассчитываемому на ЭВМ наибольшему

диаметру сплошного вала Желательно затем произвести проверочный расчет

шлицевого соединения по напряжениям смятия [14 21 и др]

При выборе и расчете шпоночных соединений следует использовать

работы [13 divide 15 21 и др] Сечение шпонки подбирают по диаметру вала

длину ndash обычно на 5 ndash 10 мм короче ступицы закрепляемой детали соедине ndash

ние проверяют на смятие

43

ПРИЛОЖЕНИЕ А

Нормальный ряд чисел в станкостроении (нормаль HII - I) со

знаменателем =106

1 ndash 106 ndash 112 ndash 118 ndash 125 ndash 132 ndash 14 ndash 15 ndash 16 ndash 17 ndash 18 ndash 19 ndash 2 ndash 212 ndash

225 ndash 235 ndash 25 ndash 265 ndash 28 ndash 3 ndash 315 ndash 335 ndash 355 ndash 375 ndash 4 ndash 425 ndash 45 ndash 475

ndash 5 ndash 53 ndash 56 ndash 6 ndash 63 ndash 67 ndash 71 ndash 75 ndash 8 ndash 85 ndash 9 ndash 95 ndash 10

Примечания

1 Числа высшего порядка получаются умножением или делением чисел нор-

мального ряда на 10 100 1000hellip

Например

01 ndash 0106 ndash 0112 hellip 10 ndash 106 ndash 112 hellip 100 ndash 106 ndash 112 hellip

2 Числа геометрического ряда с gt 106 образуются из ряда с = 106 по

зависимости вида

U i106

112 1062 141 1066 178 10610

126 1064 158 1068 2 10612

3 Образование нормального ряда чисел с заданным = 106 производится

путем выписывания каждого (i + 1) числа из которых с = 106 начиная с

минимального ndash заданного

Например

126 1064 при minn = 112

hellip112 ndash 14 ndash 18 ndash 225 ndash hellip ndash 9 ndash 95 ndash 10 ndash 106 hellip

6061411 при minn = 132

hellip132 ndash 19 ndash 265 ndash 375 ndash hellipndash 53 ndash 75 ndash 106 ndash 15 hellip

8061581 при minn = 125

hellip125 ndash 2 ndash 315 ndash 5 ndash hellip ndash 8 ndash 125 ndash 20 ndash 315 hellip

44

ПРИЛОЖЕНИЕ Б

Распечатка исходных данных и результатов расчета

шестерен коробки подач

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ1 BSV

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y=037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 20289 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 170

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 164

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 124

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 096

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 143

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 105

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ2 BSV

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 142

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 131

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 104

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 076

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 3389 S = 1130

45

Продолжение приложения Б

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 120

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 084

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ3 BSV

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 123

А= 0102 С = 120 L = 1

R= 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 072

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБ НОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 079

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ4 BSV

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 108

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 063

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

46

Окончание приложения Б

G = 10 F = 225 U = 138

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 069

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ5 BSV

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 175

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 106

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 128

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 061

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U= 4

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 147

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 067

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

47

ПРИЛОЖЕНИЕ В

Распечатка исходных данных и результатов расчета II вала коробки подач

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

С = 2250 Q = 102 В = 775

М (0) = 10000000 L (0) = 0 Fl (0) = 0 F2 (0) = 157

М (1) = 48 L (1) = 24 Fl (1) = 0 F2 (1) = 157

М (2) = 5 L (2) = 135 Fl (2) = 0785 F2 (2) = 2355

М (3) = 10000000 L (3) = 0 Fl (3) = 0 F2 (3) = 157

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЁТА

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

VAL2 BSS

G (0) = 75761 В1 (0) = 122849

L1 (0) = -133882 М1 (0) = 225065

U (0) = -286321 М2 (0) = 81749

G (1) = 58586 В1 (1) = -2023

L1 (1)=0 М1 (1) = 140606

U (1) = 0 М2 (1) = -4855

S (0) = 316076 Р (0) = 37131 А (0) = 168

S (1) = 0 Р (1) = 194855 А(1) = 135

S (2) = 239451 Р (2) = 308716 А (2) = 158

S (3) = 140690 Р (3) = 240338 А (3) = 145

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

48

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1 Киреев Г И Комплексный расчет коробок скоростей металлорежущих

станков на ЕС ndash ЭВМ методические указания по курсовому и дипломному

проектированию для студентов специальности 0501 Часть 1 Г И Киреев ndash

Ульяновск УлПИ 1984 ndash 43 с

2 Металлорежущие станки и автоматы учебник для машинострои ndash

тельных втузов под ред А С Проникова ndash М Машиностроение 1981 ndash

479 с

3 Тарзиманов Г А Проектирование металлорежущих станков ГА

Тарзиманов ndash М Машиностроение 1980 ndash 288 с

4 Тепинкичиев В К Металлорежущие станки В К Тепинкичиев ndash М

Машиностроение 1973 ndash 472 с

5 Металлорежущие станки учебник для машиностроительных вузов

под ред В Э Пуша ndash М Машиностроение 1985 ndash 575 с

6 Металлорежущие системы машиностроительных производств учебное

пособие для студентов техн вузов О В Таратынов Г Г Земсков И М

Таратынова ndash М Высш шк 1988 ndash 464 с

7 Кузнецов М М Проектирование автоматизированного производствен ndash

ного оборудования учебное пособие для вузов М М Кузнецов В А Усов

К С Стародубов ndash М Машиностроение 1987 ndash 288 с

8 Орликов М Л Металлорежущие станки курсовое и дипломное

проектирование М Л Орликов И Г Федоренко В Н Шишкин ndash Киев

Высш шк1987 ndash 152 с

9 ГОСТ 2701 ndash 76 Схемы Виды и типы Общие требования к

выполнению ndash М Изд ndash во стандартов 1976 ndash 12 с

10 ГОСТ 2703 ndash 88 Правила выполнения кинематических схем ndash М

Изд ndash во стандартов 1988 ndash 7 с

11 Пуш В Э Конструирование металлорежущих станков В Э Пуш ndash

М Машиностроение 1977 ndash 380 с

12 Каминская В В Станины и корпусные детали металлорежущих

станков В В Каминская З М Левиеа Д Н Решетов ndash М Машгиз 1960 ndash

362 с

13 Курсовое проектирование деталей машин справочное пособие часть I

и II А В Кузьмин И Н Макейчик Ф В Калачѐв и др ndash Минск Высш шк

1982 ndash 584 с

14 Анурьев В И Справочник конструктора ndash машиностроителя Т2

В И Анурьев ndash М Машиностроение 1982 ndash 584 с

15 Чернин И М Расчѐты деталей машин справочник И М Чернин

А В Кузьмин Г М Ицкевич ndash Минск Высш шк 1978 ndash 592 с

16 Детали и механизмы металлорежущих станков Т2 под общ ред

Д Н Решетова ndash М Машиностроение 1972 ndash 405 с

49

17 Серенсен С В Валы и оси Конструирование и расчет С В Серенсен

и др ndash М Машиностроение 1970 ndash 312 с

18 СТ СЭВ 185 ndash 75 Геометрические характеристики шлицевых

прямозубых соединений ndash М Изд ndash во стандартов 1975

19 СТ СЭВ 189 ndash 76 и СТ СЭВ 189 ndash 77 Размеры призматических

шпонок ndash М Изд ndash во стандартов 1976

20 Зубенко В Л Методические разработки к курсовому проектированию

по металлорежущим станкам В Л Зубенко М Я Цлаф ndash Куйбышев КПтИ

1978 ndash 32 с

21 Справочник металлиста В 5 т Т1 под общ ред С А Чернавского и

В Ф Рещикова ndash М Машиностроение 1976 ndash 768 с

22 Сена Л А Единицы физических величин и их размерности учебно-

справочное руководство ЛА Сена ndash 3-е изд перераб и доп ndash М Наука

Гл ред физ-мат лит 1988 ndash 432 с

23 Кочергин А И Конструирование и расчет металлорежущих станков и

станочных комплексов Курсовое проектирование учебное пособие для вузов

А И Кочергин ndash Минск Высш шк 1991 ndash 382 с

Учебное издание

РАСЧЕТ ПРИВОДОВ ПОДАЧ

МЕТАЛЛОРЕЖУЩИХ СТАНКОВ

Методические указания по курсовому

и дипломному проектированию

Составители Шестернинов Александр Владимирович

Горшков Геннадий Михайлович

Редактор НАЕвдокимова

Подписано в печать 30082007 Формат 60times8416 Услпечл302

Тираж 150 экз Заказ

Ульяновский государственный технический университет

432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Типография УлГТУ 432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Page 3: Расчет приводов подач металлорежущих станков. Методичка

4

1ОСОБЕННОСТИ КИНЕМАТИЧЕСКОГО РАСЧЕТА

ПРИВОДОВ ПОДАЧ

11Классификация приводов подач

Привода подач бывают резьбового и нерезьбового типов Нерезьбовые

коробки подач встречаются у большинства металлорежущих станков

рассмотрению которых и посвящены настоящие методические указания

Важнейшей отличительной особенностью привода подач является

большая редукция и тихоходность передач привода поэтому в них помимо

коробки подач являющейся множительным механизмом обеспечивающим

получение нужного числа подач имеется ряд понижающих одиночных

передач в том числе и червячная

Привод подач может получать движение от шпинделя станка (токарные

сверлильные др станки) или от отдельного электродвигателя (фрезерные

шлифовальные станки) Привод подач в котором источником движения

является шпиндель называется ЗАВИСИМЫМ а если движение

осуществляется от отдельного электродвигателя - НЕЗАВИСИМЫМ

В конце кинематической цепи подач применяются тяговые устройства

преобразующие вращательное движение в поступательное а именно винт ndash

гайка реечное колесо ndash рейка

Таким образом кинематические цепи подач станков различного типа

состоят из трех частей

1) передач соединяющих источник движения с коробкой подач

2) коробки подач или механизма ее заменяющего (сменные зубчатые

колеса и др)

3) передач связывающих коробку подач с тяговым устройством

обеспечивающим перемещение рабочего органа станка

Основным механизмом определяющим структуру привода подач

является коробка подач В металлорежущих станках применяются следующие

типы коробок подач

1) с передвижными блоками зубчатых колес

2) со встречными зубчатыми конусами

3) с механизмом laquoНортонаraquo

4) с механизмом типа laquoМеандрraquo

5) со сменными зубчатыми колесами

12 Расчетные перемещения в приводах подач

В зависимости от типа привода подач возможны два варианта расчетных

перемещений

5

ПЕРВЫЙ ВАРИАНТ ndash разрабатывается зависимый привод подач в

котором конечными звеньями кинематической цепи могут быть

а) шпиндель станка ndash вал реечной шестерни

б) шпиндель станка ndash ходовой винт

В этих случаях величина подачи измеряется в мм об шпинделя

ВТОРОЙ ВАРИАНТ ndash разрабатывается независимый привод подач в

котором конечными звеньями цепи подач являются

а) вал электродвигателя привода подач ndash вал реечной шестерни

б) вал электродвигателя ndash ходовой винт

Здесь подача измеряется в мм мин

13 Допустимые передаточные отношения передач цепи подач

Передаточные отношения зубчатых передач в кинематических цепях

приводов подач (в том числе и передач самой коробки) принимаются в

пределах отличающихся от пределов установленных для приводов главного

движения Предельные значения передаточных отношений передач

1

5 le i le 28

те для понижающих mini ge 1

5 и для повышающих maxi le 28

Следовательно наибольший диапазон регулирования групповой передачи

между двумя валами minmax iiRГР = 28 ∙ 5 = 14 Наибольшая же характе ndash

ристика ГРХ (число интервалов на графике частот вращения между крайними

точками двух лучей исходящих из одной точки) такой передачи будет

lg14lgГРХ тк ГРХ = 14 где ndash знаменатель геометрической

прогрессии

При построении графика частот вращения при известном необходимо

выполнять вышеизложенные условия те между точками лучей условно

обозначающих передачу число интервалов не должно превышать значений

указанных в табл 11

14 Особенности построения графика частот

вращения валов привода подач

Особенностью кинематического расчета приводов подач является то что

при построении графиков частот вращения используют не сами величины

известного ряда подач а частоты вращения вала последнего звена

кинематической цепи (обороты вала реечной шестерни или ходового винта)

Таблица 11

6

Допускаемое число интервалов перекрываемое

лучами групповой передачи на графике частот

вращения валов коробок подач

Передача

106

112

126

141

158

178

2

Понижающие

27

14

7

4

3

2

2

Повышающие

17

9

4

3

2

1

1

Максимальное

расхождение

крайних лучей

44

23

11

7

5

3

3

Рассмотрим методику определения этих частот вращения на примере

зависимого привода подач

Подача осуществляется реечной передачей Допустим что задан

геометрический ряд подач ZSSS 21 в ммоб шпинделя и пусть задано или

принято (по базовому станку) число зубьев реечного колеса ndash PZ и его модуль

ndash Pm в мм Тогда частоты вращения реечного колеса отнесѐнные к одному

обороту шпинделя (обоб шп) определяются

PP Z

S

mn

11

PP Z

S

mn

22 hellip

PP

ZZ

Z

S

mn

Частоты вращения от min1 nn до max1 nn также как и заданный ряд

подач образуют геометрическую прогрессию

Подача осуществляется ходовым винтом Допустим по-прежнему

что задан геометрический ряд подач и известен шаг ходового винта t в мм

Частоты вращения ходового винта отнесѐнные к одному обороту

шпинделя (обобшп) и составляющие геометрическую прогрессию

определяются

tn

S11

tn

S22 hellip

tn Z

Z

S

где как и ранее min1 nn max1 nn

7

При расчетах независимого привода подач частоту вращения последнего

вала (реечной шестерни или ходового винта) определяют подобно

вышеизложенному

Отличием при этом является лишь то что величины подач заданы в

мммин а определяемые частоты вращения измеряются в обмин Дальнейший

кинематический расчет выполняется аналогично расчету коробок скоростей

2 ПРИМЕРЫ КИНЕМАТИЧЕСКОГО РАСЧЕТА ПРИВОДОВ ПОДАЧ

21 Кинематический расчет зависимого привода

подач с реечной шестерней

Исходные данные проект привода подач к токарному станку

060min S ммоб 560max S ммоб = 141

Предварительно определим недостающие параметры необходимые для

кинематического расчета

Диапазон регулирования minmax SSRZ = 056 006 = 93 Обозначив

1min SS ZSS max можно записать 11

ZZ SS тогда 1

1 Z

ZZ SSR

Отсюда число ступеней подач

8411lg

39lg1

lg

lg1

ZR

S

По нормали станкостроения HII-I (см приложение А) выписываем

нормальный ряд подач в мм об S1= 006 S2 = 0085 S3 = 0118 S4 = 017 S5

= 0236 S6= 0335 S7= 0475 S8 = 067

211 Построение графика частот вращения валов

На основании анализа существующих станков выбирается базовая модель

станка (если она не задана) привод подач которого аналогичен

проектируемому

Для нашего примера в качестве прототипа используем станок мод 16К20

Принимаем коробку подач с передвижными блоками зубчатых колес и

структурную формулу для нее 8222 421 Z Здесь индексы при

сомножителях определяют характеристики групповых передач

ГРX = 1 2 4

По выбранному ряду подач S S S1 2 8 и принятым по базовому станку

параметрам реечной шестерни Pm = 3 и PZ = 18 определим частоты вращения

8

реечного колеса за один оборот шпинделя

2827

1

183143

06011

PP Z

S

mn

обобшп

2120

12 n

1542

13 n

1060

14 n

771

15 n

547

16 n

385

17 n

273

18 n

Для построения графика частот вращения реечного колеса необходимо

определить количество интервалов (те количество горизонтальных линий)

и число валов привода (вертикальных линий)

Представим наибольший перепад частот вращения maxU от шпинделя до

вала реечной шестерни в виде

28271max ПРXnnU шп

Отсюда характеристика всего привода ПРХ (те количество интервалов

между шпn = 1 и 1n = 12827 обобшп на графике частот вращения)

определяется отношением

1323411lg2827lglglg max UX ПР

или округлив ПРХ = 23

Следовательно весь привод подач имеет 23 интервала lg и поэтому для

построения графика частот вращения следует провести 23 + 1 = 24 горизон ndash

тальные линии Против этих линий (рис21) начиная с минимальной частоты

вращения и до единицы выписываются скорректированные по нормали HII-I

частоты вращения реечного колеса в обобшп

231

1

2800

1

n

222

1

2000

1

n

213

1

1400

1

n hellip

321

1

82

1

n

222

1

2

1

n

1

41

123 n

Затем рядом с соответствующими частотами выписываем величины подач

от 1S до 8S в ммоб

Следует отметить что величины частот вращения полученные

непосредственным возведением знаменателя в указанную степень будут

отличаться от стандартного ряда частот вращения Например

9

Рис 21 График частот вращения валов зависимого

привода подач с реечной передачей

10

270414111 231 n 191714111 22

2 n и тд Такая погрешность

закономерна и приниматься во внимание на данном этапе кинематического

расчѐта не должна

Для определения числа валов в приводе необходимо общее передаточное

отношение 231 1 шпобщ nni распределить между отдельными

передаточными отношениями зубчатых передач входящих в механизм подач

При этом необходимо соблюсти условия приведенные в табл11

Разбивку общего передаточного отношения лучше всего начинать с

предпоследнего звена цепи подачкоторым в зависимых приводах большинства

станков является червячная передача Передаточное отношение червячной

передачи обычно принимается в пределах 4i = 16 + 164 Примем 10

4 1321 i тогда можно записать

131023

111

общi

Передаточное отношение приходящееся на долю зубчатых пар учитывая

рекомендации табл11 представим в таком виде

4332133

111111

i

Из условия получения наименьших габаритных размеров коробок подач

необходимо стремиться к тому чтобы передаточные отношения отдельных

понижающих зубчатых передач плавно убывали от шпинделя к тяговому

устройству В этом случае нижняя ветвь графика (см рис21) представляет

собой плавную выпуклую линию

Таким образом количество валов привода подач определяется

количеством сомножителей входящих в общi плюс 1 (вал ndash шпиндель) В

нашем случае привод подач будет иметь 6 + 1 = 7 валов которые представля ndash

ются на графике частот вращения в виде вертикальных линий и обозначаются

римскими цифрами

Далее на основании структурной формулы 8222 421 Z и принятой

разбивки передаточного отношения между передачами строится график частот

вращения механизма подач

212 Определение чисел зубьев передач

Минимальное число зубьев шестерен в коробках подач можно принимать

minшZ = 15 и даже меньше [8] но из условия отсутствия подрезания ножки

11

зуба целесообразно назначать minшZ ge 18

Приняв 1шZ = 18 для первой одиночной передачи (между валами I и II) и

имея 11 i определим число зубьев колеса 111

iшZZK = 18 ∙ 141 = 25

При определении чисел зубьев групповой передачи между II и III валами

необходимо не только выдержать имеющиеся передаточные отношения 2

2 1i и 13 i но и обеспечить постоянную сумму зубьев в пределах

этой передачи constZZZZZ КК шш 3322

Приняв 2

шZ = 19

определим число зубьев колеса 3819 22

22 iшZZK Суммарное число

зубьев sum Z = 19 + 38 = 57 Числа зубьев других передач в группе находим по

формулам

1

i

i ZZш и шZZZK

Имея 13 i и Z = 57 получим 3

шZ asymp 24 и 3

KZ = 33 Аналогично

определяются значения Z остальных передач Результаты расчета

представлены в табл 21

Таблица 21

Значения i Z и sum Z групповых передач привода подач

i KZZш sum Z i KZZш sum Z

11 i

18 25

43

3

6 1i

7i

20 56

44 32

76

76

22 1i

13 i

19 38

24 33

57

57

48 1i

20 80

100

34 1i

15 i

19 53

30 42

72

72

10

9 1i

1 32

ndash

213 Проверка отклонений действительных величин

подач от нормального ряда

Отклонение действительных величин подач от установленных нормалью

HII ndash I не должно превышать plusmn 10 ( ndash 1) В нашем случае максимально

возможное отклонение подачи может быть ΔS = plusmn 10 (141 ndash 1) = 41

12

Действительные величины подач ДS находим из уравнений кинематического

баланса

61018332

1

80

20

56

20

53

19

38

19

25

1811 ДS

71100060

0600610100

1

111

S

SSS

Д

Подобным образом проводится проверка всех 8 значений подач Если

отклонение действительной величины подачи превышает допустимое

значение то изменяют числа зубьев колеса и шестерни отдельных передач

сохранив их сумму при этом неизменной

214 Разработка кинематической схемы коробки подач

Кинематический расчет завершается вычерчиванием кинематической

схемы коробки подач В качестве исходных данных используется график

частот вращения и кинематическая схема базового станка На схеме (рис22)

указывается номера валов характеристика электродвигателя (для

независимого привода) числа зубьев колес Кинематическая схема должна

вычерчиваться с соблюдением требований ГОСТ [910]

При наличии в коробке подач подвижных тройных блоков необходимо

учитывать следующее При перемещении подвижного блока его крайние

колеса (правое и левое) проходят мимо среднего колеса неподвижного блока

Чтобы зубья этих колес не зацеплялись для некоррегированных колес должно

быть соблюдено условие

Z Z ZCP KP 4 где Z

CP ndash число зубьев среднего колеса неподвижного

блока ZKP

ndash число зубьев крайнего колеса неподвижного блока Z ndash

суммарное число зубьев средних колес подвижного и неподвижного блоков

22 Кинематический расчет независимого привода

подач с винтовой передачей

Кинематический расчет независимых приводов подач имеет много общего

с кинематическим расчетом приводов главного движения [1 2 3 и др]

Основное отличие заключается лишь в определении величин расчетных

перемещений ndash величин подач Для кинематического расчета здесь в

большинстве случаев задаются шагом винта подачи и величинами минутных

подач S мммин Описание приводимого ниже примера методически схоже с

предыдущим (см п21) и поэтому дано в более сокращенном варианте

Исходные данные проект привода продольной подачи к универсальному

13

Ри

с22

К

ин

емат

ичес

кая

схем

а за

ви

сим

ого

при

вод

а п

од

ач с

рее

чн

ой

пер

едач

ей

14

горизонтально ndash фрезерному станку Smin= 19 мммин Smax = 950 мммин

количество подач Z = 18 Эn = 1450 обмин Диапазон регулирования

5019950minmax SSRZ знаменатель ряда

26150171 ZZR

По нормали станкостроения HII ndash I (см приложение А) выписываем ряд

подач S1 = 19 S2 = 236 S3 = 30 S4 = 375 S5 = 475 S6 = 60 S7 = 75

S8 = 95 S9 = 118 S10 = 150 S11 = 190 S12 = 236 S13= 300 S14 = 375 S15

= 475 S16 = 600 S17 = 750 S18 = 950 обмин

Принимаем в качестве прототипа станок мод 6Н82 имеющий шаг винта

продольной подачи стола t = 6 мм

По принятым величинам подач определяем частоты вращения винта в

обмин по формуле n = S t Полученные значения частот вращения сразу

округляем до значений указанных в нормали HII ndash I для = 126

1536

191 n 4

6

6232 n 5

6

303 n и тд

(см рис 23 частоты вращения на XI валу)

Принимаем структурную формулу коробки подач привода

Z 3 3 2 183 1 9

Далее кинематический расчет производится по методике изложенной

в п21

Принятой структурной формуле соответствует график частот вращения

(см рис23) и кинематическая схема привода подач на рис24

3 ПРОЧНОСТНОЙ (СИЛОВОЙ) РАСЧЕТ ПРИВОДОВ ПОДАЧ

После того как построен график частот вращения валов привода подач

вычерчена кинематическая схема и определены числа зубьев колес

выполняется силовой расчет отдельных элементов привода

В этом разделе параллельно с изложением общей методики приводится

пример численного расчета коробки подач зависимого привода

рассматриваемого ранее в п 21

Методика прочностного расчета может быть использована и для расчета приводов

главного движения

15

Рис23 График частот вращения валов независимого

привода подач с винтовой передачей (гори ndash

зонтально - фрезерный станок)

16

Ри

с24

К

ин

емат

ичес

кая

схем

а п

ри

вод

а п

од

ач г

ори

зон

тальн

о ndash

фрез

ерн

ого

ста

нка

17

Исходные данные для прочностного расчѐта описываемого примера

расчетное число часов работы привода Т = 20000 ч тяговое усилие

развиваемое исполнительным органом Q = 11000 Н

31 Определение недостающих параметров

для прочностного расчета

Прочностной расчет привода подач должен быть выполнен таким

образом чтобы все его звенья могли выдержать нагрузки возникающие при

черновых режимах работы В соответствии с этим необходимо предварительно

определить расчетные величины частот вращения валов мощностей крутящих

моментов и других параметров действующих при силовом резании Однако

несмотря на то что все типы приводов подач должны рассчитываться для

черновой обработки между ними существует отличие в определении

указанных расчѐтных величин

311 Определение расчетных частот вращения

валов привода

Расчѐтная частота вращения i - го вала привода n n n nI II III i ndash опре ndash

деляется по графику частот вращения с помощью расчетной ветви

обозначаемой на графике утолщенной линией (см рис 21 и 23)

Положение расчѐтной линии для коробок скоростей определяется

расчѐтной частотой вращения шпинделя

4

min

max

minn

nnnшп (31)

где nmin и nmax ndash соответственно минимальная и максимальная частоты

вращения шпинделя (задаются или определяются по базовому станку)

В нашем случае для станка мод 16К20 при minn = 16 обмин

maxn = 2000 обмин ndash шпn = 535 обмин Корректируя по станку имеем

шпn = 63 обмин

Положение расчетной ветви на графике в приводах подач независимого

типа определяется расчетной частотой вращения последнего вала привода

(см рис23)

3

max

minmax

n

nnn прн

(32)

18

где nmin и nmax ndash минимальная и максимальная частоты вращения последнего

вала привода подач

Положение расчетной ветви для зависимых приводов подач определяется

верхней линией на графике (см рис 21) Однако расчетные значения in

берутся здесь не прямо с графика а находятся путем умножения частот

вращения верхней линии на величину шпn определяемой по формуле 31

Для нашего примера 6311 шпnn обмин

456341

1IIn 53163

2

1IIIn 52263

82

1IVn 531Vn

97638

1IVn 252063

250

1VIIn

312 Определение потребной величины мощности

подачи исполнительного органа станка

Мощность расходуемая непосредственно исполнительным органом

станка на осуществление подач относительно невелика и может быть

приблизительно определена по мощности электродвигателя привода главного

движения В этом случае она обычно принимается для токарных и

револьверных станков равной 1 ndash 4 сверлильных 4 ndash 5 и фрезерных

15 ndash 20 от мощности главного привода Более точно потребную величину

мощности подачи исполнительного органа станка в кВт можно определить по

формуле

10200060

МИНSQ

N (33)

где Q ndash тяговая сила необходимая для перемещения исполнительного органа

станка при резании Н

МИНS ndash величина минутной подачи при черновой обработке мммин

Величину тяговой силы если она не задана можно рассчитать по

формулам приведенных в работах [6811]

Подача МИНS при расчете независимого привода определяется следующим

образом

ПРНМИН ntS или ПРНМИН nzmS

При расчете зависимого привода величина МИНS определяется

произведением

шпnSSМИН

где S ndash максимальная подача за 1 оборот шпинделя ммоб

19

В нашем примере 4263600 МИНS мммин Q = 11000 Н

соответственно

N

11000 42

60 1020000 075 кВт

Если привод подач независим т е движение подачи осуществляется от

отдельного электродвигателя то необходимая мощность двигателя

определяется отношением

эN =n

N

где n ndash КПД цепи подач приближенно принимаемой при расчете двигателя

n = 015 divide 02

Найденная величина эN уточняется при выборе типа электродвигателя по

справочным данным

313 Определение величины мощности и крутящих

моментов на валах привода

Мощность на i - м валу независимого привода подач и коробок скоростей

определяется произведением

iэi NN

где i ndash КПД участка кинематической цепи до i ndash вала подсчитываемый как

произведение КПД отдельных элементов (см табл 33) начиная с вала

электродвигателя ( IIIIIIi )

Мощность на i - м валу зависимого привода определяется следующим

образом

ii

NN

где i ndash КПД участка кинематической цепи до i - го вала подсчитываемый как

произведение КПД отдельных элементов (см табл 33) начиная с вала

тягового устройства

В нашем примере 0760990

0750

i

NNVII

кВт

NVI

0 076

0 8 0 9950 096

2

кВт NV

0 096

0 99 0 9950 098

2

кВт

20

N IV 0100 кВт N III 0102 кВт N II 0104 кВт N I 0106 кВт

Крутящий момент на i - м валу любого привода определяется по фор ndash

муле

i

ii n

NM 974000 Н∙см

В рассматриваемом приводе подач

164063

1060974000974000

I

II n

NM Н∙см

2250IIM Н∙см 3150IIIM Н∙см 4330IVM Н∙см

3030VM Н∙см 11830VIM Н∙см 293740VIIM Н∙см

32 Расчет зубчатых передач

Расчет цилиндрических зубчатых колес (шестерен) заключается в

определении требуемого модуля Для стальных прямозубых колес модуль

определяется по следующим двум формулам

1) из условия изгибной прочности зубьев

3

19500000

nm

uвu

KKKN

Н

НРДП

2) из условия контактной прочности (усталости) поверхностных слоѐв

зубьев

3

210700001

nzi

im НРДП KKKN

квк

Порядок выбора исходных данных с указанием их размерностей приведен

в п 321

Из двух рассчитываемых модулей выбирается большее значение и

округляется до стандартного m = 1 15 2 25 3 4 5 6 8 10hellip(мм)

321 Определение исходных данных для расчета зубчатых колес

Выбор исходных величин необходимых для расчета модулей зубчатых

колес производится с помощью указаний табл 31 В ней же приведены

числовые величины рассматриваемого примера

21

Таблица 31

Исходные данные для определения модулей зубчатых колес

Исходные данные и

определяемые

величины

Обозначе ndash

ния и раз ndash

мерность

Расчетные

формулы

Указания

по выбору

см hellip

Числовые

величины

(см

пример)

1 2 3 4 5

Степень точности

зубчатых передач

(67 или 8)

ndash

ndash

По ГОСТ

1643-81

7

Марка стали и

термообработка

1 ndash 40Х нормализация

2 ndash 12ХН3А цементация

и закалка

3 ndash 40ХФА

азотирование

Табл 32

[14]

ndash

Мощность на валах

привода

ndash для коробок подач с

независимым

приводом и коробок

скоростей

ndash для коробок подач с

зависимым приводом

iN кВт

iN кВт

iэi NN

ii NN

п 313

п 313

ndash

IN =0106

IIN =0104

IIIN =0102

IVN =0100

VN =0098

Число зубьев

шестерен (зубчатое

колесо с меньшим

числом зубьев)

Z

ndash

Из кинемаndash

тического

расчета

рис 22

1 ndash 18

5 ndash 24

7 ndash 30

11 ndash 44

15 ndash 20

Расчетная частота

вращения вала

(шестерни)

n обмин

ndash

п 311 In =63

IIn =45

IIIn =315

VIn =225

Vn =315

22

Продолжение табл 31

1 2 3 4 5

Передаточное число

зубчатой пары

i

Определяется

отношением числа

зубьев большего колеса

к меньшему (т е i ge 1)

1i =139

2i =138

3i =14

4i =138

5i =4

Отношение ширины

зубчатого венца (acirc) к

модулю (m)

в

mвв

147 в

10

Коэффициенты

перегрузки

динамичности

неравномерности

распределения

нагрузки

формы зуба

ПK

ДK

НРK

НУ

ndash

ndash

ndash

ndash

Табл34

Табл35

(в короб ndash

ках подач

ДK =1)

Табл36

Рис31

при =0

12

1

1 ndash 17

5 ndash 11

7 ndash 105

11 ndash 11

15 ndash 12

1 ndash 037

5 ndash 042

7 ndash 050

11 ndash 049

15 ndash 040

Общая

продолжительность

работы механизма за

расчетный срок

службы

МТ ч

ndash

Из задания

20000

Суммарное число

циклов нагружения

зуба за TM

CN CN

MTn 60

ndash

7 6 107

5 4 107

38 107

2 7 107

38 107

23

Окончание табл 31

1 2 3 4 5

Коэффициент

переменности режима

нагрузок для расчета

модуля на изгиб

Kи реж

ndash

Рис 32

для сред ndash

него ре ndash

жима при

среднем

значении

NC 4 7 107

113

Длительный предел

выносливости зуба

при работе на изгиб

(для трех сталей)

σи пр МПа

ndash

Табл 32

[14]

1 ndash 180

2 ndash 460

3 ndash 300

Допускаемое

напряжение на изгиб

[σи] МПа [σи] =

= σи пр Kи реж

1 ndash 2029

2 ndash 5200

3 ndash 3389

Коэффициент

переменности режима

нагрузок для расчета

модуля на контакт ndash

ную прочность

Kк реж

ndash

Рис33

для сред ndash

него ре ndash

жима при

среднем

значении

NC

108

Длительный предел

контактной

выносливости (для

трех сталей)

σКД МПа

ndash

Табл33

[14]

1 ndash 500

2 ndash 1200

3 ndash 1050

Допускаемое

напряжение при

расчете на контакт ndash

ную прочность

[σк] МПа [σк] =

= σКД Kк реж

1 ndash 580

2 ndash 1300

3 ndash 1130

24

Таблица 32

Предел выносливости зубьев для цилиндрических колес

при расчете на изгиб ndash σи пр и контактную прочность ndash σКД

Марка стали

Вид термообработки

σи пр МПа

σКД МПа

40Х

40Х

40Х

50ХН

20Х

18ХГТ

20ХНМ

12ХН3А

25Х2ГНТА

25ХГТ

40Х

40ХФА

Нормализация

Улучшение

Закалка с нагревом ТВЧ

Закалка объемная

Цементация и закалка

То же

raquo

raquo

raquo

raquo

Азотирование (газовое)

То же

180

220

240

260

440

300

440

460

440

400

240

300

500

600

950

980

1150

1150

1200

1200

1200

1100

950

1050

Таблица 33

Значения КПД элементов передач

Элементы передач

КПД

Зубчатая передача

цилиндрическая со шлифованными зубьями

коническая

Червяная передача

Ременная передача

Цепная передача роликовой цепью

Передача винт-гайка

однозаходный винт

двухзаходный винт

Подшипник качения

Подшипник скольжения

099

097

07 ndash 09

095 ndash 098

096

045

065

0995

098 ndash 0985

25

Таблица 34

Коэффициент перегрузки ПK

Характеристика

привода условия

пуска и торможения

Характер процесса резания

равномерный

припуск

неравномерный

припуск

фрезерование

удары

Плавный пуск и

торможение с

помощью

фрикционных муфт

или наличие упругих

и демпфирующих

элементов или

наличие ременной

передачи

10

11 ndash 13

14

Резкий пуск и

торможение

непосредственно от

асинхронного эл

двигателя или

возможность частого

соударения зубьев

при переключении

на ходу

11 ndash 17

12 ndash 17

17

Таблица 35

Коэффициент динамичности ndash ДK для стальных

прямозубых цилиндрических колес

Степень

точности

передачи

Окружная скорость колеса мс

1 ndash 3 3 ndash 6 6 ndash 9 9 ndash 12

6 10 ndash 105 105 ndash 11 11 ndash 115 115 ndash 125

7 105 11 ndash 115 115 ndash 125 12 ndash 135

8 105 ndash 11 115 ndash 12 12 ndash 135 ndash

26

Таблица 36

Средние значения коэффициента неравномерности распределения

нагрузки НРK для стальных прямозубых цилиндрических колес

Отношение

z

в

Расположение зубчатого колеса

симметрично

относительно

опор

вблизи одной

опоры

(вал жесткий)

вблизи одной

опоры

(вал средней

жесткости)

на

консоли

02 10 10 11 12

04 105 11 12 14

06 11 115 13 17

08 115 12 145 20

12 125 14 17 ndash

16 14 16 ndash ndash

20 16 ndash ndash ndash

Рис31 Зависимость коэффициента формы зуба УН от числа

зубьев Z и коэффициента смещения ξ (для некор ndash

регированных колес ξ = 0)

27

Ри

с32

З

ави

сим

ост

ь к

оэф

фи

ци

ента

пер

емен

ност

и р

ежи

ма

наг

рузо

к К

и р

еж

о

т чи

сла

ци

клов н

агруж

ени

я N

c

__________

цем

ента

ци

я

_ _

_ _

_ _

_ у

луч

шен

ие

норм

али

зац

ия за

кал

ка

азо

тирован

ие

1 ndash

сред

нел

егки

й р

ежи

м р

аботы

2 ndash

сред

ни

й р

ежи

м р

аботы

3 ndash

сред

нет

яж

елы

й р

ежи

м р

аботы

28

Ри

с32

З

ави

сим

ост

ь к

оэф

фи

ци

ента

пер

емен

ност

и р

ежи

ма

наг

рузо

к К

и р

еж

о

т чи

сла

ци

клов н

агруж

ени

я N

c

__________

цем

ента

ци

я

_ _

_ _

_ _

_ у

луч

шен

ие

норм

али

зац

ия за

кал

ка

азо

тирован

ие

1 ndash

сред

нел

егки

й р

ежи

м р

аботы

2 ndash

сред

ни

й р

ежи

м р

аботы

3 ndash

сред

нет

яж

елы

й р

ежи

м р

аботы

29

Для каждой зубчатой передачи следует провести два ndash три расчета

используя материалы с разными прочностными характеристиками В

результате будут получены два ndash три разных модуля Это позволит например

сконструировать коробку подач меньших габаритов и веса применив для

колес более прочный и дорогой материал С другой стороны можно

изготовить коробку с зубчатыми передачами имеющими один модуль путем

подбора материалов с разными прочностными свойствами Окончательное же

решение по обоснованному выбору марок сталей следует производить на

основе технико-экономических расчетов

При изложении материала в пояснительной записке по п321 следует

придерживаться порядка приведенного в табл 31

В случае использования справочных данных выраженных во

внесистемных единицах измерения для перевода их размерностей в единицы

СИ необходимо руководствоваться справочником [22]

322 Указания по расчету зубчатых колес на ЭВМ

Расчет модулей зубчатых колес из различных материалов производится на

ЭВМ по программе laquoШестерняraquo [20] Исходные данные для расчета колес по

программе laquoШестерняraquo вводятся в режиме диалога с машиной

В приложении Б представлены распечатки ввода исходных данных и

результаты расчѐта модулей колес в рассматриваемом примере Эти

распечатки вклеиваются в записку Для перевода символов языка машины в

принятые обозначения формул следует руководствоваться табл 37

Анализируем результаты расчета и принимаем в качестве материала

зубчатых колес сталь 40Х нормализованную В этом случае расчетные

значения laquoизгибногоraquo модуля составят соответственно иm = 17 142 137

137 175 мм Принимаем для всех колес коробки модуль равный 2 мм

Следует отметить что модули колес меньше 15 мм в коробке подач

рассматриваемых станков применять не рекомендуется

33 Расчет валов привода

Расчет валов привода подач заключается в определении их диаметров из

условия прочности и содержит целый ряд промежуточных этапов

Необходимо отметить что данный расчет является проектировочным т е

служит для предварительного определения диаметров вала которые в

дальнейшем уточняются при выборе подшипников зубчатых колес расчете

шпонок шлицев и др

331 Разработка компоновочной схемы

Для расчета вала необходимо располагать расчетной схемой его

30

Таблица 37

Соответствие символов в программе laquoШестерняraquo

обозначениям в расчетных формулах

Символ в

программе

Обозначение

в

формулах

Размерность Наименование параметров

1 2 3 4

A Ni кВт Мощность передаваемая i - м валом ( i = 1+У)

C Kn ndash

Коэффициент перегрузки

L KDi ndash

Коэффициент

динамичности

R

KHPi

ndash

Коэффициент

неравномерности

распределения нагрузки

Y НiУ ndash

Коэффициент формы зуба

Z Zi ndash

Число зубьев i - й

шестерни

G вi

ndash

Коэффициент ширины

зубчатого венца

F ni обмин Частота вращения

U ii ndash

Передаточное число

зубчатой пары

W [ ]u ij МПа Допускаемое напряжение

на изгиб

S [ ]K ij МПа Допускаемое напряжение

контактное

M1 muij мм Модуль laquoизгибнойraquo

M2 кijm мм Модуль laquoконтактныйraquo

31

нагружения которая выполняется на основе предварительно разработанной

компоновочной схемы коробки подач Компоновочная схема или эскизная

компоновка выполняется в виде развертки по валам и свертки определяющей

пространственное расположение валов (см рис 34) Эта схема вычерчивается

в произвольном масштабе и в обязательном порядке помещается в записку

При ее разработке следует использовать чертежи привода подач базового

станка чтобы осуществить по возможности наиболее близкую компоновку

разрабатываемой коробки к имеющейся Кроме того необходимо пользоваться

рекомендациями работ [31517] по выбору конструктивных параметров

зубчатых колѐс и других элементов привода

На рис 34 изображена компоновочная схема коробки подач

рассматриваемого примера Там же приведены некоторые рекомендации по

выбору конструктивных параметров В зацеплении показываются те зубчатые

колеса которые соответствуют расчѐтной ветви на графике подач

(см рис 21) С помощью этой схемы могут быть определены все

необходимые расстояния между опорами шестернями а также направления

тангенциальных и радиальных усилий

При вычерчивании компоновочной схемы необходимо

ndash обеспечить достаточные осевые перемещения зубчатых колес муфт

переключающих устройств

ndash исключить одновременное включение зубчатых колес с двумя

смежными неподвижными колесами

ndash обеспечить доступную и быструю сборку и разборку легкую

регулировку опор зубчатых зацеплений Кроме того обеспечить хороший

доступ для осмотра деталей коробки и ремонта

ndash конструкцию корпуса выполнять удобной простой и технологичной

обеспечивающей простоту монтажа и демонтажа деталей и узлов коробок

ndash возможно большее число центров валов располагать по одним и тем же

вертикалям и горизонталям что обеспечивает наибольшую простоту

настройки станков при обработке посадочных отверстий в корпусах

ndash обеспечить наибольшую жесткость валов и опор для чего следует

расстояние между зубчатыми колѐсами и другими деталями принимать

наименьшими из допустимых

332 Составление расчетной схемы нагружения вала

Расчет валов в настоящих методических указаниях производится на ЭВМ

Программа расчета составлена для унифицированной схемы нагружения

двухопорного вала (рис35) двумя силами в пролете P0 и P1 и силами P2 и P3

приложенными на консольных участках Эти силы возникают в зубчатых

зацеплениях при передаче крутящего момента К такой схеме нагружения

можно привести большое число валов приняв для отсутствующих шестерен

силы равными нулю Расстояния между опорами валов и закрепленными на

32

Ри

с3

4 К

ом

пон

овочн

ая с

хем

а короб

ки

под

ач

а-раз

вер

тка

б-с

вер

тка

(од

ин

из

возм

ож

ны

х в

ари

анто

в)

33

Рис35 Расчетная унифицированная схема нагружения вала к программе ldquoВалrdquo

Рис36 Расчетная схема нагружения II вала в рассматриваемом примере

34

нем шестернями а также направление тангенциальных ( iT ) и радиальных ( iR )

усилий определяется с помощью компоновочной схемы При этом радиальные

усилия всегда направлены к центру рассчитываемого вала а тангенциальные

совпадают с направлением вращения ведущего колеса Все линейные размеры

( g l l 0 1 ) отсчитываются от II опоры причем для отсутствующих шестерен

они задаются равными 0 Углы i и i определяющие направления

радиальных iR и тангенциальных iT сил должны отсчитываться против

часовой стрелки от положительного направления оси Х выбранного так как

показано на схеме Для отсутствующих шестерен принимается 0i

571i рад (900 ) Начальные диаметры отсутствующих шестерен (Д = Д0

Д1hellip) принимаются равными бесконечности а практически ndash большой

величине например Д = 10000000 см При этом окружная и радиальная силы

получаются близкими к 0

На рис 36 показана расчетная схема нагружения II вала для нашего

примера

333 Порядок расчета вала с помощью унифицированных формул

Расчет стального сплошного вала на двух опорах из условия прочности

заключается в определении его диаметров в сечениях I 0 1 II (см рис35)

Последовательность расчета выполняемого по унифицированным

формулам программ следующая

1) Определение действующих в зацеплении сил

ii

Д

МT КР2 R T tgi i

o 20

2) Определение проекций сил на оси X и Y

X T Ri i i i i cos cos Y T Ri i i i i sin sin

3) Определение опорных реакций в плоскостях X ndash горизонтальная и

Y ndash вертикальная соответственно в опоре I и II

g

lxlxlxlxR

IX33221100

R x x x x RX XII I 0 1 2 3

g

lylylylyR

IY33221100

R y y y y RY YII I 0 1 2 3

Силы направленные на вал при принятом расположении осей координат

имеют знак laquo + raquo а от вала laquo ndash raquo Для реакций правило знаков противоположно

35

4) Определение изгибающих моментов в сечениях

над левой опорой (сечение I)

M x l gX I 2 2( ) M y l gYI

2 2( )

над правой опорой (сечение II)

M x lX II 3 3 M y lYII

3 3

под силой P0 (сечение 0)

)()( 00220

lgRllxMI

XX )()( 00220

lgRllyMI

YY

под силой P1 (сечение 1)

M x l l R lX XI II 3 1 3 1( ) M y l l R lY YI II

3 1 3 1( )

5) Определение суммарных изгибающих моментов

M M MI X YI I 2 2 M M MII X YII II 2 2

M M MX Y 02 2

0 0 M M MX Y1

2 2

1 1

6) Определение приведенных моментов ПРМ

Приведенные моменты определяются в каждом из 4-х сечений в

отдельности по формуле

22750 КРMMM iпрi где i = 0 1 I II

7) Определение диаметра вала в каждом из сечений производится по

зависимости

3

10 и

прii

Md

где ПРМ Н∙см [ и ] ndash допускаемое напряжение на изгиб МПа

334 Определение исходных данных для расчета валов

Указания по определению исходных данных для расчета валов приведены

в табл38 В ней же даны численные значения исходных параметров

36

Таблица 38

Исходные данные для расчета диаметров вала

Исходные

данные и

определя ndash

емые

величины

Обозна ndash

ения и

раз ndash

мерность

Расчетные

формулы

Указания по

выбору

Числовые

величины

(см пример)

Крутящий

момент на

рассчиты ndash

ваемом валу

MKP

Н∙м

MKP =

= 974000 N

n

п 313 2250

Марка

стали и

термообра ndash

ботка

Сталь 45

нормализованная

Табл39

[3 13 14]

ndash

Допускаемое

напряжение

на изгиб

[ ]u

МПа

ndash Рис37 и

табл39

[3 13 14]

775

Начальные

диаметры

колес

Д0 Д1 Д2 Д3

в расчетной

схеме

Д см Д = z m z ndash из

кинематичес ndash

кого расчета

mndash в п322

диаметры

отсутствую ndash

щих шестерен

Д = 10000000

Д0 =10000000

Д1 = 48

Д2 = 50

Д3 = 107

Расстояния

g l0 l1

l2 l3

в расчетной

схеме

g l

см

ndash п332 рис 35

(числовые

величины

см рис 36)

g0 = 102

l0 = 0

l1= 24

l2 = 135

l3 = 0

Углы

действия сил

i для iT

i для iR

i i

рад

ii0

0180

ii0

0180

где 0

i 0

i

ndash углы

измеренные

в градусах

п332 рис 35

(числовые

величины

см рис 36)

0 = 0

0 = 157

1 = 0

1 = 157

2 = 0785

2 = 2355

3 = 0

3 = 157

37

Таблица 39

Допускаемые напряжения на изгиб [ и ] для стальных валов (в МПа)

Источник

концентрации

напряжения

Диаметр

вала мм

Марка стали и термообработка

45

норм

45

улучш

40Х

улучш

40Х

закал

Насаженная на вал

деталь

(шестерня шкив)

с острыми кромками

15 775 850 900 950

30 750 825 875 925

45 725 800 850 900

60 700 775 825 875

75 675 750 800 850

90 650 725 775 825

Рис37 Номограмма для ориентированного определения

диаметров валов по крутящему моменту

38

необходимые для расчета II вала привода подач в рассматриваемом примере

При расчете валов на ЭВМ углы вводятся в программу в радианах

Если на участке вала действует только крутящий момент то при

составлении исходных данных следует задавать расстояние до шестерни

обусловливающей приложение этого момента величиной 01 см При этом

изгибающий момент от действия радиальной силы будет близок к 0

Например при расчете V вала рассматриваемой коробки подач

(см рис35 и 36) следует принять расстояние l3 = 01 см до шестерни

Д3 = zm = 02 ∙ 20 = 4 см соответственно приняв 3 = 0 и 3 = 157 рад

335 Указания по расчету валов на ЭВМ

Расчет диаметров валов в опасных сечениях I 0 1 II (рис35)

производится на ЭВМ по программе laquoВАЛraquo [20] исходные данные для

расчета по программе laquoВАЛraquo вводятся в режиме диалога с машиной При

расчете нескольких валов каждому файлу необходимо давать новое название

например PETROV1 PETROV2 PETROV3

В приложении В представлены распечатки ввода исходных данных и

результаты расчета диаметров II вала в рассматриваемом примере

Для перевода языка машины в принятые обозначения формул следует

руководствоваться табл 310

В целях удобства программирования di рассматриваются для всех

сечений по приведенному моменту Для сечений в которых не действует MKP

диаметр определяется по iM (без машины) Из всех полученных диаметров

выбирается наибольший и округляется до стандартного ряда

Для нашего примера принимаем d = 18 мм учитывая что этот диаметр

вала не окончательный и может измениться при окончательной

конструктивной проработке привода О выборе геометрических параметров

шлицевых валов сказано ниже в п 34

В курсовом проекте с помощью ЭВМ должны быть рассчитаны все валы

коробки подач В записке приводятся расчетные схемы валов и результаты

расчета (распечатки) по каждому валу

34 Выбор подшипников качения и прочих элементов привода

Выбор подшипников качения ведется по динамической грузоподъемности

C определяемой по формуле

P

CL

где L ndash число миллионов оборотов за расчетный срок службы подшипника

качения

39

Таблица 310

Соответствие символов в программе laquoВАЛraquo

обозначениям в расчетных формулах

Символ в

программе

Обозначение

в формулах

Размерность Наименование параметров

1 2 3 4

C MKp Н∙см Крутящий момент на

рассчитываемом валу

Q g см Расстояние между опорами

B [u ] МПа Допускаемое напряжение

на изгиб

M(I)

Di

см

Делительный диаметр i - го

колеса в точке приложения

силы Pi

F1(I) i рад Угол действия силы Ti

F2(I) i рад Угол действия силы Ri

T(I)

Ti

Н

Тангенциальная сила

действующая в точке

приложения силы Pi

R(I) Ri Н Радиальная сила в той же точке

X(I) X i Н Проекция сил на ось Х в точке

приложения силы Pi

Y(I) Yi Н Проекция сил на ось Y в той же

точке

G(0) RxI Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре I

G(1) RxII Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре II

B1(0) RyI Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

B1(1) RyII Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре II

L(0)

MxI

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре I

L(1) MxII Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре II

U(0) M yI Н∙см Изгибающий момент в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

40

Окончание табл 310

1 2 3 4

L(I) li см Расстояние между опорой II и

точкой приложения силы Pi

М1(0)

M X 0

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquo0raquo

М1(1) M X1 Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquoIraquo

М2(0)

MY0

Н∙см

Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIIraquo

М2(1) MY1 Н∙см Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIraquo

S(0) M I Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре I

S(1)

M II Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре II

S(2) M 0 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquo0raquo

S(3)

M1 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquoIraquo

P(0)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре I

P(1)

IIпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре II

P(2) 0прМ Н∙см Приведѐнный момент

в сечении laquo0raquo

P(3)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в

сечении laquoIraquo

A(0)

d I см Диаметр вала в опоре I

A(1)

d II см Диаметр вала в опоре II

A(2)

d0 см Диаметр вала в сечении laquo0raquo

A(3)

d1 см Диаметр вала в сечении laquoIraquo

41

P ndash расчетная нагрузка подшипника Н

C ndash динамическая грузоподъемность подшипника указанная в катало ndash

ге Н

ndash коэффициент (для шарикоподшипников = 3 для роликоподшип ndash

ников = 333)

Данная формула справедлива при n ge 10 обмин При n = 1 divide 10 обмин

расчет ведут по n = 10 обмин При n lt 1 обмин действующую нагрузку

рассматривают как статическую

Расчетный срок службы подшипника в часах выражается зависимостью

LL

nh

10

60

6

Задавшись Lh (для металлорежущих станков обычно Lh = 12000divide20000 ч)

из данной формулы определяют L затем вычислив P (см ниже) и зная

находят C После того ориентируясь на желаемые габариты и прежде всего на

диаметр шейки вала где должен быть установлен подшипник подбирают по

каталогу 21 наиболее близкий по величине C типоразмер подшипника

Расчетную нагрузку подшипника определяют по формуле

P X V F Y F K Kr a T ( )

где Fr ndash радиальная нагрузка Н

Fa ndash осевая нагрузка Н

X ndash безразмерный коэффициент радиальной нагрузки

Y ndash безразмерный коэффициент вращения (при вращении внутреннего

кольца V = 1 при вращении наружного ndash V = 12)

K ndash безразмерный коэффициент безопасности (для токарных станков

K = 1 ndash 12 для фрезерных ndash K = 13 ndash 18)

KT ndash безразмерный температурный коэффициент (при работе до 1250С

KT = 105)

В коробках подач обычно используют прямозубые колеса поэтому

формула для определения расчетной нагрузки без учета осевых сил примет

вид (при Fa = 0 X =1)

P V F K Kr T

Величина радиальной нагрузки подсчитывается по формуле

F R Rr Xi Yi 2 2

где RXi RYi ndash наибольшие по величине опорные реакции определяемые при

расчете вала (см приложение 3 соответственно G(0) B1(0) или G(1) B1(1))

42

Проведем подбор подшипников для II вала привода в рассматриваемом

примере Из распечатки результатов расчета вала выписываем наибольшие

опорные реакции G(0) = 7566 Н B1(0) = 12285 Н и определяем

Fr 757 6 1228 5 1443 32 2 Н

Для определения расчетной нагрузки принимаем V =1 K = 12 KT = 105

тогда P = 1∙14433∙12∙105 = 18188 Н Определяем L при известной частоте

вращения n = 45 обмин (см табл 31) и задавшись hL = 2000 ч

5410

456020000

10

6066

nhL

L млн оборотов

Динамическая грузоподъемность 868735461818 3 LPC Н

По расчетному значению C приняв диаметр шейки вала шd = 17 мм

(см приложение Б) выбираем по каталогу [21] подшипник 203 с

динамической грузоподъемностью C = 7520 Н

Выбор геометрических характеристик шлицевых валов [17 18 21 и др]

можно производить по ранее рассчитываемому на ЭВМ наибольшему

диаметру сплошного вала Желательно затем произвести проверочный расчет

шлицевого соединения по напряжениям смятия [14 21 и др]

При выборе и расчете шпоночных соединений следует использовать

работы [13 divide 15 21 и др] Сечение шпонки подбирают по диаметру вала

длину ndash обычно на 5 ndash 10 мм короче ступицы закрепляемой детали соедине ndash

ние проверяют на смятие

43

ПРИЛОЖЕНИЕ А

Нормальный ряд чисел в станкостроении (нормаль HII - I) со

знаменателем =106

1 ndash 106 ndash 112 ndash 118 ndash 125 ndash 132 ndash 14 ndash 15 ndash 16 ndash 17 ndash 18 ndash 19 ndash 2 ndash 212 ndash

225 ndash 235 ndash 25 ndash 265 ndash 28 ndash 3 ndash 315 ndash 335 ndash 355 ndash 375 ndash 4 ndash 425 ndash 45 ndash 475

ndash 5 ndash 53 ndash 56 ndash 6 ndash 63 ndash 67 ndash 71 ndash 75 ndash 8 ndash 85 ndash 9 ndash 95 ndash 10

Примечания

1 Числа высшего порядка получаются умножением или делением чисел нор-

мального ряда на 10 100 1000hellip

Например

01 ndash 0106 ndash 0112 hellip 10 ndash 106 ndash 112 hellip 100 ndash 106 ndash 112 hellip

2 Числа геометрического ряда с gt 106 образуются из ряда с = 106 по

зависимости вида

U i106

112 1062 141 1066 178 10610

126 1064 158 1068 2 10612

3 Образование нормального ряда чисел с заданным = 106 производится

путем выписывания каждого (i + 1) числа из которых с = 106 начиная с

минимального ndash заданного

Например

126 1064 при minn = 112

hellip112 ndash 14 ndash 18 ndash 225 ndash hellip ndash 9 ndash 95 ndash 10 ndash 106 hellip

6061411 при minn = 132

hellip132 ndash 19 ndash 265 ndash 375 ndash hellipndash 53 ndash 75 ndash 106 ndash 15 hellip

8061581 при minn = 125

hellip125 ndash 2 ndash 315 ndash 5 ndash hellip ndash 8 ndash 125 ndash 20 ndash 315 hellip

44

ПРИЛОЖЕНИЕ Б

Распечатка исходных данных и результатов расчета

шестерен коробки подач

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ1 BSV

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y=037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 20289 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 170

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 164

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 124

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 096

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 143

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 105

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ2 BSV

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 142

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 131

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 104

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 076

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 3389 S = 1130

45

Продолжение приложения Б

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 120

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 084

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ3 BSV

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 123

А= 0102 С = 120 L = 1

R= 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 072

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБ НОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 079

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ4 BSV

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 108

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 063

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

46

Окончание приложения Б

G = 10 F = 225 U = 138

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 069

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ5 BSV

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 175

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 106

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 128

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 061

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U= 4

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 147

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 067

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

47

ПРИЛОЖЕНИЕ В

Распечатка исходных данных и результатов расчета II вала коробки подач

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

С = 2250 Q = 102 В = 775

М (0) = 10000000 L (0) = 0 Fl (0) = 0 F2 (0) = 157

М (1) = 48 L (1) = 24 Fl (1) = 0 F2 (1) = 157

М (2) = 5 L (2) = 135 Fl (2) = 0785 F2 (2) = 2355

М (3) = 10000000 L (3) = 0 Fl (3) = 0 F2 (3) = 157

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЁТА

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

VAL2 BSS

G (0) = 75761 В1 (0) = 122849

L1 (0) = -133882 М1 (0) = 225065

U (0) = -286321 М2 (0) = 81749

G (1) = 58586 В1 (1) = -2023

L1 (1)=0 М1 (1) = 140606

U (1) = 0 М2 (1) = -4855

S (0) = 316076 Р (0) = 37131 А (0) = 168

S (1) = 0 Р (1) = 194855 А(1) = 135

S (2) = 239451 Р (2) = 308716 А (2) = 158

S (3) = 140690 Р (3) = 240338 А (3) = 145

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

48

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1 Киреев Г И Комплексный расчет коробок скоростей металлорежущих

станков на ЕС ndash ЭВМ методические указания по курсовому и дипломному

проектированию для студентов специальности 0501 Часть 1 Г И Киреев ndash

Ульяновск УлПИ 1984 ndash 43 с

2 Металлорежущие станки и автоматы учебник для машинострои ndash

тельных втузов под ред А С Проникова ndash М Машиностроение 1981 ndash

479 с

3 Тарзиманов Г А Проектирование металлорежущих станков ГА

Тарзиманов ndash М Машиностроение 1980 ndash 288 с

4 Тепинкичиев В К Металлорежущие станки В К Тепинкичиев ndash М

Машиностроение 1973 ndash 472 с

5 Металлорежущие станки учебник для машиностроительных вузов

под ред В Э Пуша ndash М Машиностроение 1985 ndash 575 с

6 Металлорежущие системы машиностроительных производств учебное

пособие для студентов техн вузов О В Таратынов Г Г Земсков И М

Таратынова ndash М Высш шк 1988 ndash 464 с

7 Кузнецов М М Проектирование автоматизированного производствен ndash

ного оборудования учебное пособие для вузов М М Кузнецов В А Усов

К С Стародубов ndash М Машиностроение 1987 ndash 288 с

8 Орликов М Л Металлорежущие станки курсовое и дипломное

проектирование М Л Орликов И Г Федоренко В Н Шишкин ndash Киев

Высш шк1987 ndash 152 с

9 ГОСТ 2701 ndash 76 Схемы Виды и типы Общие требования к

выполнению ndash М Изд ndash во стандартов 1976 ndash 12 с

10 ГОСТ 2703 ndash 88 Правила выполнения кинематических схем ndash М

Изд ndash во стандартов 1988 ndash 7 с

11 Пуш В Э Конструирование металлорежущих станков В Э Пуш ndash

М Машиностроение 1977 ndash 380 с

12 Каминская В В Станины и корпусные детали металлорежущих

станков В В Каминская З М Левиеа Д Н Решетов ndash М Машгиз 1960 ndash

362 с

13 Курсовое проектирование деталей машин справочное пособие часть I

и II А В Кузьмин И Н Макейчик Ф В Калачѐв и др ndash Минск Высш шк

1982 ndash 584 с

14 Анурьев В И Справочник конструктора ndash машиностроителя Т2

В И Анурьев ndash М Машиностроение 1982 ndash 584 с

15 Чернин И М Расчѐты деталей машин справочник И М Чернин

А В Кузьмин Г М Ицкевич ndash Минск Высш шк 1978 ndash 592 с

16 Детали и механизмы металлорежущих станков Т2 под общ ред

Д Н Решетова ndash М Машиностроение 1972 ndash 405 с

49

17 Серенсен С В Валы и оси Конструирование и расчет С В Серенсен

и др ndash М Машиностроение 1970 ndash 312 с

18 СТ СЭВ 185 ndash 75 Геометрические характеристики шлицевых

прямозубых соединений ndash М Изд ndash во стандартов 1975

19 СТ СЭВ 189 ndash 76 и СТ СЭВ 189 ndash 77 Размеры призматических

шпонок ndash М Изд ndash во стандартов 1976

20 Зубенко В Л Методические разработки к курсовому проектированию

по металлорежущим станкам В Л Зубенко М Я Цлаф ndash Куйбышев КПтИ

1978 ndash 32 с

21 Справочник металлиста В 5 т Т1 под общ ред С А Чернавского и

В Ф Рещикова ndash М Машиностроение 1976 ndash 768 с

22 Сена Л А Единицы физических величин и их размерности учебно-

справочное руководство ЛА Сена ndash 3-е изд перераб и доп ndash М Наука

Гл ред физ-мат лит 1988 ndash 432 с

23 Кочергин А И Конструирование и расчет металлорежущих станков и

станочных комплексов Курсовое проектирование учебное пособие для вузов

А И Кочергин ndash Минск Высш шк 1991 ndash 382 с

Учебное издание

РАСЧЕТ ПРИВОДОВ ПОДАЧ

МЕТАЛЛОРЕЖУЩИХ СТАНКОВ

Методические указания по курсовому

и дипломному проектированию

Составители Шестернинов Александр Владимирович

Горшков Геннадий Михайлович

Редактор НАЕвдокимова

Подписано в печать 30082007 Формат 60times8416 Услпечл302

Тираж 150 экз Заказ

Ульяновский государственный технический университет

432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Типография УлГТУ 432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Page 4: Расчет приводов подач металлорежущих станков. Методичка

5

ПЕРВЫЙ ВАРИАНТ ndash разрабатывается зависимый привод подач в

котором конечными звеньями кинематической цепи могут быть

а) шпиндель станка ndash вал реечной шестерни

б) шпиндель станка ndash ходовой винт

В этих случаях величина подачи измеряется в мм об шпинделя

ВТОРОЙ ВАРИАНТ ndash разрабатывается независимый привод подач в

котором конечными звеньями цепи подач являются

а) вал электродвигателя привода подач ndash вал реечной шестерни

б) вал электродвигателя ndash ходовой винт

Здесь подача измеряется в мм мин

13 Допустимые передаточные отношения передач цепи подач

Передаточные отношения зубчатых передач в кинематических цепях

приводов подач (в том числе и передач самой коробки) принимаются в

пределах отличающихся от пределов установленных для приводов главного

движения Предельные значения передаточных отношений передач

1

5 le i le 28

те для понижающих mini ge 1

5 и для повышающих maxi le 28

Следовательно наибольший диапазон регулирования групповой передачи

между двумя валами minmax iiRГР = 28 ∙ 5 = 14 Наибольшая же характе ndash

ристика ГРХ (число интервалов на графике частот вращения между крайними

точками двух лучей исходящих из одной точки) такой передачи будет

lg14lgГРХ тк ГРХ = 14 где ndash знаменатель геометрической

прогрессии

При построении графика частот вращения при известном необходимо

выполнять вышеизложенные условия те между точками лучей условно

обозначающих передачу число интервалов не должно превышать значений

указанных в табл 11

14 Особенности построения графика частот

вращения валов привода подач

Особенностью кинематического расчета приводов подач является то что

при построении графиков частот вращения используют не сами величины

известного ряда подач а частоты вращения вала последнего звена

кинематической цепи (обороты вала реечной шестерни или ходового винта)

Таблица 11

6

Допускаемое число интервалов перекрываемое

лучами групповой передачи на графике частот

вращения валов коробок подач

Передача

106

112

126

141

158

178

2

Понижающие

27

14

7

4

3

2

2

Повышающие

17

9

4

3

2

1

1

Максимальное

расхождение

крайних лучей

44

23

11

7

5

3

3

Рассмотрим методику определения этих частот вращения на примере

зависимого привода подач

Подача осуществляется реечной передачей Допустим что задан

геометрический ряд подач ZSSS 21 в ммоб шпинделя и пусть задано или

принято (по базовому станку) число зубьев реечного колеса ndash PZ и его модуль

ndash Pm в мм Тогда частоты вращения реечного колеса отнесѐнные к одному

обороту шпинделя (обоб шп) определяются

PP Z

S

mn

11

PP Z

S

mn

22 hellip

PP

ZZ

Z

S

mn

Частоты вращения от min1 nn до max1 nn также как и заданный ряд

подач образуют геометрическую прогрессию

Подача осуществляется ходовым винтом Допустим по-прежнему

что задан геометрический ряд подач и известен шаг ходового винта t в мм

Частоты вращения ходового винта отнесѐнные к одному обороту

шпинделя (обобшп) и составляющие геометрическую прогрессию

определяются

tn

S11

tn

S22 hellip

tn Z

Z

S

где как и ранее min1 nn max1 nn

7

При расчетах независимого привода подач частоту вращения последнего

вала (реечной шестерни или ходового винта) определяют подобно

вышеизложенному

Отличием при этом является лишь то что величины подач заданы в

мммин а определяемые частоты вращения измеряются в обмин Дальнейший

кинематический расчет выполняется аналогично расчету коробок скоростей

2 ПРИМЕРЫ КИНЕМАТИЧЕСКОГО РАСЧЕТА ПРИВОДОВ ПОДАЧ

21 Кинематический расчет зависимого привода

подач с реечной шестерней

Исходные данные проект привода подач к токарному станку

060min S ммоб 560max S ммоб = 141

Предварительно определим недостающие параметры необходимые для

кинематического расчета

Диапазон регулирования minmax SSRZ = 056 006 = 93 Обозначив

1min SS ZSS max можно записать 11

ZZ SS тогда 1

1 Z

ZZ SSR

Отсюда число ступеней подач

8411lg

39lg1

lg

lg1

ZR

S

По нормали станкостроения HII-I (см приложение А) выписываем

нормальный ряд подач в мм об S1= 006 S2 = 0085 S3 = 0118 S4 = 017 S5

= 0236 S6= 0335 S7= 0475 S8 = 067

211 Построение графика частот вращения валов

На основании анализа существующих станков выбирается базовая модель

станка (если она не задана) привод подач которого аналогичен

проектируемому

Для нашего примера в качестве прототипа используем станок мод 16К20

Принимаем коробку подач с передвижными блоками зубчатых колес и

структурную формулу для нее 8222 421 Z Здесь индексы при

сомножителях определяют характеристики групповых передач

ГРX = 1 2 4

По выбранному ряду подач S S S1 2 8 и принятым по базовому станку

параметрам реечной шестерни Pm = 3 и PZ = 18 определим частоты вращения

8

реечного колеса за один оборот шпинделя

2827

1

183143

06011

PP Z

S

mn

обобшп

2120

12 n

1542

13 n

1060

14 n

771

15 n

547

16 n

385

17 n

273

18 n

Для построения графика частот вращения реечного колеса необходимо

определить количество интервалов (те количество горизонтальных линий)

и число валов привода (вертикальных линий)

Представим наибольший перепад частот вращения maxU от шпинделя до

вала реечной шестерни в виде

28271max ПРXnnU шп

Отсюда характеристика всего привода ПРХ (те количество интервалов

между шпn = 1 и 1n = 12827 обобшп на графике частот вращения)

определяется отношением

1323411lg2827lglglg max UX ПР

или округлив ПРХ = 23

Следовательно весь привод подач имеет 23 интервала lg и поэтому для

построения графика частот вращения следует провести 23 + 1 = 24 горизон ndash

тальные линии Против этих линий (рис21) начиная с минимальной частоты

вращения и до единицы выписываются скорректированные по нормали HII-I

частоты вращения реечного колеса в обобшп

231

1

2800

1

n

222

1

2000

1

n

213

1

1400

1

n hellip

321

1

82

1

n

222

1

2

1

n

1

41

123 n

Затем рядом с соответствующими частотами выписываем величины подач

от 1S до 8S в ммоб

Следует отметить что величины частот вращения полученные

непосредственным возведением знаменателя в указанную степень будут

отличаться от стандартного ряда частот вращения Например

9

Рис 21 График частот вращения валов зависимого

привода подач с реечной передачей

10

270414111 231 n 191714111 22

2 n и тд Такая погрешность

закономерна и приниматься во внимание на данном этапе кинематического

расчѐта не должна

Для определения числа валов в приводе необходимо общее передаточное

отношение 231 1 шпобщ nni распределить между отдельными

передаточными отношениями зубчатых передач входящих в механизм подач

При этом необходимо соблюсти условия приведенные в табл11

Разбивку общего передаточного отношения лучше всего начинать с

предпоследнего звена цепи подачкоторым в зависимых приводах большинства

станков является червячная передача Передаточное отношение червячной

передачи обычно принимается в пределах 4i = 16 + 164 Примем 10

4 1321 i тогда можно записать

131023

111

общi

Передаточное отношение приходящееся на долю зубчатых пар учитывая

рекомендации табл11 представим в таком виде

4332133

111111

i

Из условия получения наименьших габаритных размеров коробок подач

необходимо стремиться к тому чтобы передаточные отношения отдельных

понижающих зубчатых передач плавно убывали от шпинделя к тяговому

устройству В этом случае нижняя ветвь графика (см рис21) представляет

собой плавную выпуклую линию

Таким образом количество валов привода подач определяется

количеством сомножителей входящих в общi плюс 1 (вал ndash шпиндель) В

нашем случае привод подач будет иметь 6 + 1 = 7 валов которые представля ndash

ются на графике частот вращения в виде вертикальных линий и обозначаются

римскими цифрами

Далее на основании структурной формулы 8222 421 Z и принятой

разбивки передаточного отношения между передачами строится график частот

вращения механизма подач

212 Определение чисел зубьев передач

Минимальное число зубьев шестерен в коробках подач можно принимать

minшZ = 15 и даже меньше [8] но из условия отсутствия подрезания ножки

11

зуба целесообразно назначать minшZ ge 18

Приняв 1шZ = 18 для первой одиночной передачи (между валами I и II) и

имея 11 i определим число зубьев колеса 111

iшZZK = 18 ∙ 141 = 25

При определении чисел зубьев групповой передачи между II и III валами

необходимо не только выдержать имеющиеся передаточные отношения 2

2 1i и 13 i но и обеспечить постоянную сумму зубьев в пределах

этой передачи constZZZZZ КК шш 3322

Приняв 2

шZ = 19

определим число зубьев колеса 3819 22

22 iшZZK Суммарное число

зубьев sum Z = 19 + 38 = 57 Числа зубьев других передач в группе находим по

формулам

1

i

i ZZш и шZZZK

Имея 13 i и Z = 57 получим 3

шZ asymp 24 и 3

KZ = 33 Аналогично

определяются значения Z остальных передач Результаты расчета

представлены в табл 21

Таблица 21

Значения i Z и sum Z групповых передач привода подач

i KZZш sum Z i KZZш sum Z

11 i

18 25

43

3

6 1i

7i

20 56

44 32

76

76

22 1i

13 i

19 38

24 33

57

57

48 1i

20 80

100

34 1i

15 i

19 53

30 42

72

72

10

9 1i

1 32

ndash

213 Проверка отклонений действительных величин

подач от нормального ряда

Отклонение действительных величин подач от установленных нормалью

HII ndash I не должно превышать plusmn 10 ( ndash 1) В нашем случае максимально

возможное отклонение подачи может быть ΔS = plusmn 10 (141 ndash 1) = 41

12

Действительные величины подач ДS находим из уравнений кинематического

баланса

61018332

1

80

20

56

20

53

19

38

19

25

1811 ДS

71100060

0600610100

1

111

S

SSS

Д

Подобным образом проводится проверка всех 8 значений подач Если

отклонение действительной величины подачи превышает допустимое

значение то изменяют числа зубьев колеса и шестерни отдельных передач

сохранив их сумму при этом неизменной

214 Разработка кинематической схемы коробки подач

Кинематический расчет завершается вычерчиванием кинематической

схемы коробки подач В качестве исходных данных используется график

частот вращения и кинематическая схема базового станка На схеме (рис22)

указывается номера валов характеристика электродвигателя (для

независимого привода) числа зубьев колес Кинематическая схема должна

вычерчиваться с соблюдением требований ГОСТ [910]

При наличии в коробке подач подвижных тройных блоков необходимо

учитывать следующее При перемещении подвижного блока его крайние

колеса (правое и левое) проходят мимо среднего колеса неподвижного блока

Чтобы зубья этих колес не зацеплялись для некоррегированных колес должно

быть соблюдено условие

Z Z ZCP KP 4 где Z

CP ndash число зубьев среднего колеса неподвижного

блока ZKP

ndash число зубьев крайнего колеса неподвижного блока Z ndash

суммарное число зубьев средних колес подвижного и неподвижного блоков

22 Кинематический расчет независимого привода

подач с винтовой передачей

Кинематический расчет независимых приводов подач имеет много общего

с кинематическим расчетом приводов главного движения [1 2 3 и др]

Основное отличие заключается лишь в определении величин расчетных

перемещений ndash величин подач Для кинематического расчета здесь в

большинстве случаев задаются шагом винта подачи и величинами минутных

подач S мммин Описание приводимого ниже примера методически схоже с

предыдущим (см п21) и поэтому дано в более сокращенном варианте

Исходные данные проект привода продольной подачи к универсальному

13

Ри

с22

К

ин

емат

ичес

кая

схем

а за

ви

сим

ого

при

вод

а п

од

ач с

рее

чн

ой

пер

едач

ей

14

горизонтально ndash фрезерному станку Smin= 19 мммин Smax = 950 мммин

количество подач Z = 18 Эn = 1450 обмин Диапазон регулирования

5019950minmax SSRZ знаменатель ряда

26150171 ZZR

По нормали станкостроения HII ndash I (см приложение А) выписываем ряд

подач S1 = 19 S2 = 236 S3 = 30 S4 = 375 S5 = 475 S6 = 60 S7 = 75

S8 = 95 S9 = 118 S10 = 150 S11 = 190 S12 = 236 S13= 300 S14 = 375 S15

= 475 S16 = 600 S17 = 750 S18 = 950 обмин

Принимаем в качестве прототипа станок мод 6Н82 имеющий шаг винта

продольной подачи стола t = 6 мм

По принятым величинам подач определяем частоты вращения винта в

обмин по формуле n = S t Полученные значения частот вращения сразу

округляем до значений указанных в нормали HII ndash I для = 126

1536

191 n 4

6

6232 n 5

6

303 n и тд

(см рис 23 частоты вращения на XI валу)

Принимаем структурную формулу коробки подач привода

Z 3 3 2 183 1 9

Далее кинематический расчет производится по методике изложенной

в п21

Принятой структурной формуле соответствует график частот вращения

(см рис23) и кинематическая схема привода подач на рис24

3 ПРОЧНОСТНОЙ (СИЛОВОЙ) РАСЧЕТ ПРИВОДОВ ПОДАЧ

После того как построен график частот вращения валов привода подач

вычерчена кинематическая схема и определены числа зубьев колес

выполняется силовой расчет отдельных элементов привода

В этом разделе параллельно с изложением общей методики приводится

пример численного расчета коробки подач зависимого привода

рассматриваемого ранее в п 21

Методика прочностного расчета может быть использована и для расчета приводов

главного движения

15

Рис23 График частот вращения валов независимого

привода подач с винтовой передачей (гори ndash

зонтально - фрезерный станок)

16

Ри

с24

К

ин

емат

ичес

кая

схем

а п

ри

вод

а п

од

ач г

ори

зон

тальн

о ndash

фрез

ерн

ого

ста

нка

17

Исходные данные для прочностного расчѐта описываемого примера

расчетное число часов работы привода Т = 20000 ч тяговое усилие

развиваемое исполнительным органом Q = 11000 Н

31 Определение недостающих параметров

для прочностного расчета

Прочностной расчет привода подач должен быть выполнен таким

образом чтобы все его звенья могли выдержать нагрузки возникающие при

черновых режимах работы В соответствии с этим необходимо предварительно

определить расчетные величины частот вращения валов мощностей крутящих

моментов и других параметров действующих при силовом резании Однако

несмотря на то что все типы приводов подач должны рассчитываться для

черновой обработки между ними существует отличие в определении

указанных расчѐтных величин

311 Определение расчетных частот вращения

валов привода

Расчѐтная частота вращения i - го вала привода n n n nI II III i ndash опре ndash

деляется по графику частот вращения с помощью расчетной ветви

обозначаемой на графике утолщенной линией (см рис 21 и 23)

Положение расчѐтной линии для коробок скоростей определяется

расчѐтной частотой вращения шпинделя

4

min

max

minn

nnnшп (31)

где nmin и nmax ndash соответственно минимальная и максимальная частоты

вращения шпинделя (задаются или определяются по базовому станку)

В нашем случае для станка мод 16К20 при minn = 16 обмин

maxn = 2000 обмин ndash шпn = 535 обмин Корректируя по станку имеем

шпn = 63 обмин

Положение расчетной ветви на графике в приводах подач независимого

типа определяется расчетной частотой вращения последнего вала привода

(см рис23)

3

max

minmax

n

nnn прн

(32)

18

где nmin и nmax ndash минимальная и максимальная частоты вращения последнего

вала привода подач

Положение расчетной ветви для зависимых приводов подач определяется

верхней линией на графике (см рис 21) Однако расчетные значения in

берутся здесь не прямо с графика а находятся путем умножения частот

вращения верхней линии на величину шпn определяемой по формуле 31

Для нашего примера 6311 шпnn обмин

456341

1IIn 53163

2

1IIIn 52263

82

1IVn 531Vn

97638

1IVn 252063

250

1VIIn

312 Определение потребной величины мощности

подачи исполнительного органа станка

Мощность расходуемая непосредственно исполнительным органом

станка на осуществление подач относительно невелика и может быть

приблизительно определена по мощности электродвигателя привода главного

движения В этом случае она обычно принимается для токарных и

револьверных станков равной 1 ndash 4 сверлильных 4 ndash 5 и фрезерных

15 ndash 20 от мощности главного привода Более точно потребную величину

мощности подачи исполнительного органа станка в кВт можно определить по

формуле

10200060

МИНSQ

N (33)

где Q ndash тяговая сила необходимая для перемещения исполнительного органа

станка при резании Н

МИНS ndash величина минутной подачи при черновой обработке мммин

Величину тяговой силы если она не задана можно рассчитать по

формулам приведенных в работах [6811]

Подача МИНS при расчете независимого привода определяется следующим

образом

ПРНМИН ntS или ПРНМИН nzmS

При расчете зависимого привода величина МИНS определяется

произведением

шпnSSМИН

где S ndash максимальная подача за 1 оборот шпинделя ммоб

19

В нашем примере 4263600 МИНS мммин Q = 11000 Н

соответственно

N

11000 42

60 1020000 075 кВт

Если привод подач независим т е движение подачи осуществляется от

отдельного электродвигателя то необходимая мощность двигателя

определяется отношением

эN =n

N

где n ndash КПД цепи подач приближенно принимаемой при расчете двигателя

n = 015 divide 02

Найденная величина эN уточняется при выборе типа электродвигателя по

справочным данным

313 Определение величины мощности и крутящих

моментов на валах привода

Мощность на i - м валу независимого привода подач и коробок скоростей

определяется произведением

iэi NN

где i ndash КПД участка кинематической цепи до i ndash вала подсчитываемый как

произведение КПД отдельных элементов (см табл 33) начиная с вала

электродвигателя ( IIIIIIi )

Мощность на i - м валу зависимого привода определяется следующим

образом

ii

NN

где i ndash КПД участка кинематической цепи до i - го вала подсчитываемый как

произведение КПД отдельных элементов (см табл 33) начиная с вала

тягового устройства

В нашем примере 0760990

0750

i

NNVII

кВт

NVI

0 076

0 8 0 9950 096

2

кВт NV

0 096

0 99 0 9950 098

2

кВт

20

N IV 0100 кВт N III 0102 кВт N II 0104 кВт N I 0106 кВт

Крутящий момент на i - м валу любого привода определяется по фор ndash

муле

i

ii n

NM 974000 Н∙см

В рассматриваемом приводе подач

164063

1060974000974000

I

II n

NM Н∙см

2250IIM Н∙см 3150IIIM Н∙см 4330IVM Н∙см

3030VM Н∙см 11830VIM Н∙см 293740VIIM Н∙см

32 Расчет зубчатых передач

Расчет цилиндрических зубчатых колес (шестерен) заключается в

определении требуемого модуля Для стальных прямозубых колес модуль

определяется по следующим двум формулам

1) из условия изгибной прочности зубьев

3

19500000

nm

uвu

KKKN

Н

НРДП

2) из условия контактной прочности (усталости) поверхностных слоѐв

зубьев

3

210700001

nzi

im НРДП KKKN

квк

Порядок выбора исходных данных с указанием их размерностей приведен

в п 321

Из двух рассчитываемых модулей выбирается большее значение и

округляется до стандартного m = 1 15 2 25 3 4 5 6 8 10hellip(мм)

321 Определение исходных данных для расчета зубчатых колес

Выбор исходных величин необходимых для расчета модулей зубчатых

колес производится с помощью указаний табл 31 В ней же приведены

числовые величины рассматриваемого примера

21

Таблица 31

Исходные данные для определения модулей зубчатых колес

Исходные данные и

определяемые

величины

Обозначе ndash

ния и раз ndash

мерность

Расчетные

формулы

Указания

по выбору

см hellip

Числовые

величины

(см

пример)

1 2 3 4 5

Степень точности

зубчатых передач

(67 или 8)

ndash

ndash

По ГОСТ

1643-81

7

Марка стали и

термообработка

1 ndash 40Х нормализация

2 ndash 12ХН3А цементация

и закалка

3 ndash 40ХФА

азотирование

Табл 32

[14]

ndash

Мощность на валах

привода

ndash для коробок подач с

независимым

приводом и коробок

скоростей

ndash для коробок подач с

зависимым приводом

iN кВт

iN кВт

iэi NN

ii NN

п 313

п 313

ndash

IN =0106

IIN =0104

IIIN =0102

IVN =0100

VN =0098

Число зубьев

шестерен (зубчатое

колесо с меньшим

числом зубьев)

Z

ndash

Из кинемаndash

тического

расчета

рис 22

1 ndash 18

5 ndash 24

7 ndash 30

11 ndash 44

15 ndash 20

Расчетная частота

вращения вала

(шестерни)

n обмин

ndash

п 311 In =63

IIn =45

IIIn =315

VIn =225

Vn =315

22

Продолжение табл 31

1 2 3 4 5

Передаточное число

зубчатой пары

i

Определяется

отношением числа

зубьев большего колеса

к меньшему (т е i ge 1)

1i =139

2i =138

3i =14

4i =138

5i =4

Отношение ширины

зубчатого венца (acirc) к

модулю (m)

в

mвв

147 в

10

Коэффициенты

перегрузки

динамичности

неравномерности

распределения

нагрузки

формы зуба

ПK

ДK

НРK

НУ

ndash

ndash

ndash

ndash

Табл34

Табл35

(в короб ndash

ках подач

ДK =1)

Табл36

Рис31

при =0

12

1

1 ndash 17

5 ndash 11

7 ndash 105

11 ndash 11

15 ndash 12

1 ndash 037

5 ndash 042

7 ndash 050

11 ndash 049

15 ndash 040

Общая

продолжительность

работы механизма за

расчетный срок

службы

МТ ч

ndash

Из задания

20000

Суммарное число

циклов нагружения

зуба за TM

CN CN

MTn 60

ndash

7 6 107

5 4 107

38 107

2 7 107

38 107

23

Окончание табл 31

1 2 3 4 5

Коэффициент

переменности режима

нагрузок для расчета

модуля на изгиб

Kи реж

ndash

Рис 32

для сред ndash

него ре ndash

жима при

среднем

значении

NC 4 7 107

113

Длительный предел

выносливости зуба

при работе на изгиб

(для трех сталей)

σи пр МПа

ndash

Табл 32

[14]

1 ndash 180

2 ndash 460

3 ndash 300

Допускаемое

напряжение на изгиб

[σи] МПа [σи] =

= σи пр Kи реж

1 ndash 2029

2 ndash 5200

3 ndash 3389

Коэффициент

переменности режима

нагрузок для расчета

модуля на контакт ndash

ную прочность

Kк реж

ndash

Рис33

для сред ndash

него ре ndash

жима при

среднем

значении

NC

108

Длительный предел

контактной

выносливости (для

трех сталей)

σКД МПа

ndash

Табл33

[14]

1 ndash 500

2 ndash 1200

3 ndash 1050

Допускаемое

напряжение при

расчете на контакт ndash

ную прочность

[σк] МПа [σк] =

= σКД Kк реж

1 ndash 580

2 ndash 1300

3 ndash 1130

24

Таблица 32

Предел выносливости зубьев для цилиндрических колес

при расчете на изгиб ndash σи пр и контактную прочность ndash σКД

Марка стали

Вид термообработки

σи пр МПа

σКД МПа

40Х

40Х

40Х

50ХН

20Х

18ХГТ

20ХНМ

12ХН3А

25Х2ГНТА

25ХГТ

40Х

40ХФА

Нормализация

Улучшение

Закалка с нагревом ТВЧ

Закалка объемная

Цементация и закалка

То же

raquo

raquo

raquo

raquo

Азотирование (газовое)

То же

180

220

240

260

440

300

440

460

440

400

240

300

500

600

950

980

1150

1150

1200

1200

1200

1100

950

1050

Таблица 33

Значения КПД элементов передач

Элементы передач

КПД

Зубчатая передача

цилиндрическая со шлифованными зубьями

коническая

Червяная передача

Ременная передача

Цепная передача роликовой цепью

Передача винт-гайка

однозаходный винт

двухзаходный винт

Подшипник качения

Подшипник скольжения

099

097

07 ndash 09

095 ndash 098

096

045

065

0995

098 ndash 0985

25

Таблица 34

Коэффициент перегрузки ПK

Характеристика

привода условия

пуска и торможения

Характер процесса резания

равномерный

припуск

неравномерный

припуск

фрезерование

удары

Плавный пуск и

торможение с

помощью

фрикционных муфт

или наличие упругих

и демпфирующих

элементов или

наличие ременной

передачи

10

11 ndash 13

14

Резкий пуск и

торможение

непосредственно от

асинхронного эл

двигателя или

возможность частого

соударения зубьев

при переключении

на ходу

11 ndash 17

12 ndash 17

17

Таблица 35

Коэффициент динамичности ndash ДK для стальных

прямозубых цилиндрических колес

Степень

точности

передачи

Окружная скорость колеса мс

1 ndash 3 3 ndash 6 6 ndash 9 9 ndash 12

6 10 ndash 105 105 ndash 11 11 ndash 115 115 ndash 125

7 105 11 ndash 115 115 ndash 125 12 ndash 135

8 105 ndash 11 115 ndash 12 12 ndash 135 ndash

26

Таблица 36

Средние значения коэффициента неравномерности распределения

нагрузки НРK для стальных прямозубых цилиндрических колес

Отношение

z

в

Расположение зубчатого колеса

симметрично

относительно

опор

вблизи одной

опоры

(вал жесткий)

вблизи одной

опоры

(вал средней

жесткости)

на

консоли

02 10 10 11 12

04 105 11 12 14

06 11 115 13 17

08 115 12 145 20

12 125 14 17 ndash

16 14 16 ndash ndash

20 16 ndash ndash ndash

Рис31 Зависимость коэффициента формы зуба УН от числа

зубьев Z и коэффициента смещения ξ (для некор ndash

регированных колес ξ = 0)

27

Ри

с32

З

ави

сим

ост

ь к

оэф

фи

ци

ента

пер

емен

ност

и р

ежи

ма

наг

рузо

к К

и р

еж

о

т чи

сла

ци

клов н

агруж

ени

я N

c

__________

цем

ента

ци

я

_ _

_ _

_ _

_ у

луч

шен

ие

норм

али

зац

ия за

кал

ка

азо

тирован

ие

1 ndash

сред

нел

егки

й р

ежи

м р

аботы

2 ndash

сред

ни

й р

ежи

м р

аботы

3 ndash

сред

нет

яж

елы

й р

ежи

м р

аботы

28

Ри

с32

З

ави

сим

ост

ь к

оэф

фи

ци

ента

пер

емен

ност

и р

ежи

ма

наг

рузо

к К

и р

еж

о

т чи

сла

ци

клов н

агруж

ени

я N

c

__________

цем

ента

ци

я

_ _

_ _

_ _

_ у

луч

шен

ие

норм

али

зац

ия за

кал

ка

азо

тирован

ие

1 ndash

сред

нел

егки

й р

ежи

м р

аботы

2 ndash

сред

ни

й р

ежи

м р

аботы

3 ndash

сред

нет

яж

елы

й р

ежи

м р

аботы

29

Для каждой зубчатой передачи следует провести два ndash три расчета

используя материалы с разными прочностными характеристиками В

результате будут получены два ndash три разных модуля Это позволит например

сконструировать коробку подач меньших габаритов и веса применив для

колес более прочный и дорогой материал С другой стороны можно

изготовить коробку с зубчатыми передачами имеющими один модуль путем

подбора материалов с разными прочностными свойствами Окончательное же

решение по обоснованному выбору марок сталей следует производить на

основе технико-экономических расчетов

При изложении материала в пояснительной записке по п321 следует

придерживаться порядка приведенного в табл 31

В случае использования справочных данных выраженных во

внесистемных единицах измерения для перевода их размерностей в единицы

СИ необходимо руководствоваться справочником [22]

322 Указания по расчету зубчатых колес на ЭВМ

Расчет модулей зубчатых колес из различных материалов производится на

ЭВМ по программе laquoШестерняraquo [20] Исходные данные для расчета колес по

программе laquoШестерняraquo вводятся в режиме диалога с машиной

В приложении Б представлены распечатки ввода исходных данных и

результаты расчѐта модулей колес в рассматриваемом примере Эти

распечатки вклеиваются в записку Для перевода символов языка машины в

принятые обозначения формул следует руководствоваться табл 37

Анализируем результаты расчета и принимаем в качестве материала

зубчатых колес сталь 40Х нормализованную В этом случае расчетные

значения laquoизгибногоraquo модуля составят соответственно иm = 17 142 137

137 175 мм Принимаем для всех колес коробки модуль равный 2 мм

Следует отметить что модули колес меньше 15 мм в коробке подач

рассматриваемых станков применять не рекомендуется

33 Расчет валов привода

Расчет валов привода подач заключается в определении их диаметров из

условия прочности и содержит целый ряд промежуточных этапов

Необходимо отметить что данный расчет является проектировочным т е

служит для предварительного определения диаметров вала которые в

дальнейшем уточняются при выборе подшипников зубчатых колес расчете

шпонок шлицев и др

331 Разработка компоновочной схемы

Для расчета вала необходимо располагать расчетной схемой его

30

Таблица 37

Соответствие символов в программе laquoШестерняraquo

обозначениям в расчетных формулах

Символ в

программе

Обозначение

в

формулах

Размерность Наименование параметров

1 2 3 4

A Ni кВт Мощность передаваемая i - м валом ( i = 1+У)

C Kn ndash

Коэффициент перегрузки

L KDi ndash

Коэффициент

динамичности

R

KHPi

ndash

Коэффициент

неравномерности

распределения нагрузки

Y НiУ ndash

Коэффициент формы зуба

Z Zi ndash

Число зубьев i - й

шестерни

G вi

ndash

Коэффициент ширины

зубчатого венца

F ni обмин Частота вращения

U ii ndash

Передаточное число

зубчатой пары

W [ ]u ij МПа Допускаемое напряжение

на изгиб

S [ ]K ij МПа Допускаемое напряжение

контактное

M1 muij мм Модуль laquoизгибнойraquo

M2 кijm мм Модуль laquoконтактныйraquo

31

нагружения которая выполняется на основе предварительно разработанной

компоновочной схемы коробки подач Компоновочная схема или эскизная

компоновка выполняется в виде развертки по валам и свертки определяющей

пространственное расположение валов (см рис 34) Эта схема вычерчивается

в произвольном масштабе и в обязательном порядке помещается в записку

При ее разработке следует использовать чертежи привода подач базового

станка чтобы осуществить по возможности наиболее близкую компоновку

разрабатываемой коробки к имеющейся Кроме того необходимо пользоваться

рекомендациями работ [31517] по выбору конструктивных параметров

зубчатых колѐс и других элементов привода

На рис 34 изображена компоновочная схема коробки подач

рассматриваемого примера Там же приведены некоторые рекомендации по

выбору конструктивных параметров В зацеплении показываются те зубчатые

колеса которые соответствуют расчѐтной ветви на графике подач

(см рис 21) С помощью этой схемы могут быть определены все

необходимые расстояния между опорами шестернями а также направления

тангенциальных и радиальных усилий

При вычерчивании компоновочной схемы необходимо

ndash обеспечить достаточные осевые перемещения зубчатых колес муфт

переключающих устройств

ndash исключить одновременное включение зубчатых колес с двумя

смежными неподвижными колесами

ndash обеспечить доступную и быструю сборку и разборку легкую

регулировку опор зубчатых зацеплений Кроме того обеспечить хороший

доступ для осмотра деталей коробки и ремонта

ndash конструкцию корпуса выполнять удобной простой и технологичной

обеспечивающей простоту монтажа и демонтажа деталей и узлов коробок

ndash возможно большее число центров валов располагать по одним и тем же

вертикалям и горизонталям что обеспечивает наибольшую простоту

настройки станков при обработке посадочных отверстий в корпусах

ndash обеспечить наибольшую жесткость валов и опор для чего следует

расстояние между зубчатыми колѐсами и другими деталями принимать

наименьшими из допустимых

332 Составление расчетной схемы нагружения вала

Расчет валов в настоящих методических указаниях производится на ЭВМ

Программа расчета составлена для унифицированной схемы нагружения

двухопорного вала (рис35) двумя силами в пролете P0 и P1 и силами P2 и P3

приложенными на консольных участках Эти силы возникают в зубчатых

зацеплениях при передаче крутящего момента К такой схеме нагружения

можно привести большое число валов приняв для отсутствующих шестерен

силы равными нулю Расстояния между опорами валов и закрепленными на

32

Ри

с3

4 К

ом

пон

овочн

ая с

хем

а короб

ки

под

ач

а-раз

вер

тка

б-с

вер

тка

(од

ин

из

возм

ож

ны

х в

ари

анто

в)

33

Рис35 Расчетная унифицированная схема нагружения вала к программе ldquoВалrdquo

Рис36 Расчетная схема нагружения II вала в рассматриваемом примере

34

нем шестернями а также направление тангенциальных ( iT ) и радиальных ( iR )

усилий определяется с помощью компоновочной схемы При этом радиальные

усилия всегда направлены к центру рассчитываемого вала а тангенциальные

совпадают с направлением вращения ведущего колеса Все линейные размеры

( g l l 0 1 ) отсчитываются от II опоры причем для отсутствующих шестерен

они задаются равными 0 Углы i и i определяющие направления

радиальных iR и тангенциальных iT сил должны отсчитываться против

часовой стрелки от положительного направления оси Х выбранного так как

показано на схеме Для отсутствующих шестерен принимается 0i

571i рад (900 ) Начальные диаметры отсутствующих шестерен (Д = Д0

Д1hellip) принимаются равными бесконечности а практически ndash большой

величине например Д = 10000000 см При этом окружная и радиальная силы

получаются близкими к 0

На рис 36 показана расчетная схема нагружения II вала для нашего

примера

333 Порядок расчета вала с помощью унифицированных формул

Расчет стального сплошного вала на двух опорах из условия прочности

заключается в определении его диаметров в сечениях I 0 1 II (см рис35)

Последовательность расчета выполняемого по унифицированным

формулам программ следующая

1) Определение действующих в зацеплении сил

ii

Д

МT КР2 R T tgi i

o 20

2) Определение проекций сил на оси X и Y

X T Ri i i i i cos cos Y T Ri i i i i sin sin

3) Определение опорных реакций в плоскостях X ndash горизонтальная и

Y ndash вертикальная соответственно в опоре I и II

g

lxlxlxlxR

IX33221100

R x x x x RX XII I 0 1 2 3

g

lylylylyR

IY33221100

R y y y y RY YII I 0 1 2 3

Силы направленные на вал при принятом расположении осей координат

имеют знак laquo + raquo а от вала laquo ndash raquo Для реакций правило знаков противоположно

35

4) Определение изгибающих моментов в сечениях

над левой опорой (сечение I)

M x l gX I 2 2( ) M y l gYI

2 2( )

над правой опорой (сечение II)

M x lX II 3 3 M y lYII

3 3

под силой P0 (сечение 0)

)()( 00220

lgRllxMI

XX )()( 00220

lgRllyMI

YY

под силой P1 (сечение 1)

M x l l R lX XI II 3 1 3 1( ) M y l l R lY YI II

3 1 3 1( )

5) Определение суммарных изгибающих моментов

M M MI X YI I 2 2 M M MII X YII II 2 2

M M MX Y 02 2

0 0 M M MX Y1

2 2

1 1

6) Определение приведенных моментов ПРМ

Приведенные моменты определяются в каждом из 4-х сечений в

отдельности по формуле

22750 КРMMM iпрi где i = 0 1 I II

7) Определение диаметра вала в каждом из сечений производится по

зависимости

3

10 и

прii

Md

где ПРМ Н∙см [ и ] ndash допускаемое напряжение на изгиб МПа

334 Определение исходных данных для расчета валов

Указания по определению исходных данных для расчета валов приведены

в табл38 В ней же даны численные значения исходных параметров

36

Таблица 38

Исходные данные для расчета диаметров вала

Исходные

данные и

определя ndash

емые

величины

Обозна ndash

ения и

раз ndash

мерность

Расчетные

формулы

Указания по

выбору

Числовые

величины

(см пример)

Крутящий

момент на

рассчиты ndash

ваемом валу

MKP

Н∙м

MKP =

= 974000 N

n

п 313 2250

Марка

стали и

термообра ndash

ботка

Сталь 45

нормализованная

Табл39

[3 13 14]

ndash

Допускаемое

напряжение

на изгиб

[ ]u

МПа

ndash Рис37 и

табл39

[3 13 14]

775

Начальные

диаметры

колес

Д0 Д1 Д2 Д3

в расчетной

схеме

Д см Д = z m z ndash из

кинематичес ndash

кого расчета

mndash в п322

диаметры

отсутствую ndash

щих шестерен

Д = 10000000

Д0 =10000000

Д1 = 48

Д2 = 50

Д3 = 107

Расстояния

g l0 l1

l2 l3

в расчетной

схеме

g l

см

ndash п332 рис 35

(числовые

величины

см рис 36)

g0 = 102

l0 = 0

l1= 24

l2 = 135

l3 = 0

Углы

действия сил

i для iT

i для iR

i i

рад

ii0

0180

ii0

0180

где 0

i 0

i

ndash углы

измеренные

в градусах

п332 рис 35

(числовые

величины

см рис 36)

0 = 0

0 = 157

1 = 0

1 = 157

2 = 0785

2 = 2355

3 = 0

3 = 157

37

Таблица 39

Допускаемые напряжения на изгиб [ и ] для стальных валов (в МПа)

Источник

концентрации

напряжения

Диаметр

вала мм

Марка стали и термообработка

45

норм

45

улучш

40Х

улучш

40Х

закал

Насаженная на вал

деталь

(шестерня шкив)

с острыми кромками

15 775 850 900 950

30 750 825 875 925

45 725 800 850 900

60 700 775 825 875

75 675 750 800 850

90 650 725 775 825

Рис37 Номограмма для ориентированного определения

диаметров валов по крутящему моменту

38

необходимые для расчета II вала привода подач в рассматриваемом примере

При расчете валов на ЭВМ углы вводятся в программу в радианах

Если на участке вала действует только крутящий момент то при

составлении исходных данных следует задавать расстояние до шестерни

обусловливающей приложение этого момента величиной 01 см При этом

изгибающий момент от действия радиальной силы будет близок к 0

Например при расчете V вала рассматриваемой коробки подач

(см рис35 и 36) следует принять расстояние l3 = 01 см до шестерни

Д3 = zm = 02 ∙ 20 = 4 см соответственно приняв 3 = 0 и 3 = 157 рад

335 Указания по расчету валов на ЭВМ

Расчет диаметров валов в опасных сечениях I 0 1 II (рис35)

производится на ЭВМ по программе laquoВАЛraquo [20] исходные данные для

расчета по программе laquoВАЛraquo вводятся в режиме диалога с машиной При

расчете нескольких валов каждому файлу необходимо давать новое название

например PETROV1 PETROV2 PETROV3

В приложении В представлены распечатки ввода исходных данных и

результаты расчета диаметров II вала в рассматриваемом примере

Для перевода языка машины в принятые обозначения формул следует

руководствоваться табл 310

В целях удобства программирования di рассматриваются для всех

сечений по приведенному моменту Для сечений в которых не действует MKP

диаметр определяется по iM (без машины) Из всех полученных диаметров

выбирается наибольший и округляется до стандартного ряда

Для нашего примера принимаем d = 18 мм учитывая что этот диаметр

вала не окончательный и может измениться при окончательной

конструктивной проработке привода О выборе геометрических параметров

шлицевых валов сказано ниже в п 34

В курсовом проекте с помощью ЭВМ должны быть рассчитаны все валы

коробки подач В записке приводятся расчетные схемы валов и результаты

расчета (распечатки) по каждому валу

34 Выбор подшипников качения и прочих элементов привода

Выбор подшипников качения ведется по динамической грузоподъемности

C определяемой по формуле

P

CL

где L ndash число миллионов оборотов за расчетный срок службы подшипника

качения

39

Таблица 310

Соответствие символов в программе laquoВАЛraquo

обозначениям в расчетных формулах

Символ в

программе

Обозначение

в формулах

Размерность Наименование параметров

1 2 3 4

C MKp Н∙см Крутящий момент на

рассчитываемом валу

Q g см Расстояние между опорами

B [u ] МПа Допускаемое напряжение

на изгиб

M(I)

Di

см

Делительный диаметр i - го

колеса в точке приложения

силы Pi

F1(I) i рад Угол действия силы Ti

F2(I) i рад Угол действия силы Ri

T(I)

Ti

Н

Тангенциальная сила

действующая в точке

приложения силы Pi

R(I) Ri Н Радиальная сила в той же точке

X(I) X i Н Проекция сил на ось Х в точке

приложения силы Pi

Y(I) Yi Н Проекция сил на ось Y в той же

точке

G(0) RxI Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре I

G(1) RxII Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре II

B1(0) RyI Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

B1(1) RyII Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре II

L(0)

MxI

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре I

L(1) MxII Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре II

U(0) M yI Н∙см Изгибающий момент в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

40

Окончание табл 310

1 2 3 4

L(I) li см Расстояние между опорой II и

точкой приложения силы Pi

М1(0)

M X 0

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquo0raquo

М1(1) M X1 Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquoIraquo

М2(0)

MY0

Н∙см

Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIIraquo

М2(1) MY1 Н∙см Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIraquo

S(0) M I Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре I

S(1)

M II Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре II

S(2) M 0 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquo0raquo

S(3)

M1 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquoIraquo

P(0)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре I

P(1)

IIпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре II

P(2) 0прМ Н∙см Приведѐнный момент

в сечении laquo0raquo

P(3)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в

сечении laquoIraquo

A(0)

d I см Диаметр вала в опоре I

A(1)

d II см Диаметр вала в опоре II

A(2)

d0 см Диаметр вала в сечении laquo0raquo

A(3)

d1 см Диаметр вала в сечении laquoIraquo

41

P ndash расчетная нагрузка подшипника Н

C ndash динамическая грузоподъемность подшипника указанная в катало ndash

ге Н

ndash коэффициент (для шарикоподшипников = 3 для роликоподшип ndash

ников = 333)

Данная формула справедлива при n ge 10 обмин При n = 1 divide 10 обмин

расчет ведут по n = 10 обмин При n lt 1 обмин действующую нагрузку

рассматривают как статическую

Расчетный срок службы подшипника в часах выражается зависимостью

LL

nh

10

60

6

Задавшись Lh (для металлорежущих станков обычно Lh = 12000divide20000 ч)

из данной формулы определяют L затем вычислив P (см ниже) и зная

находят C После того ориентируясь на желаемые габариты и прежде всего на

диаметр шейки вала где должен быть установлен подшипник подбирают по

каталогу 21 наиболее близкий по величине C типоразмер подшипника

Расчетную нагрузку подшипника определяют по формуле

P X V F Y F K Kr a T ( )

где Fr ndash радиальная нагрузка Н

Fa ndash осевая нагрузка Н

X ndash безразмерный коэффициент радиальной нагрузки

Y ndash безразмерный коэффициент вращения (при вращении внутреннего

кольца V = 1 при вращении наружного ndash V = 12)

K ndash безразмерный коэффициент безопасности (для токарных станков

K = 1 ndash 12 для фрезерных ndash K = 13 ndash 18)

KT ndash безразмерный температурный коэффициент (при работе до 1250С

KT = 105)

В коробках подач обычно используют прямозубые колеса поэтому

формула для определения расчетной нагрузки без учета осевых сил примет

вид (при Fa = 0 X =1)

P V F K Kr T

Величина радиальной нагрузки подсчитывается по формуле

F R Rr Xi Yi 2 2

где RXi RYi ndash наибольшие по величине опорные реакции определяемые при

расчете вала (см приложение 3 соответственно G(0) B1(0) или G(1) B1(1))

42

Проведем подбор подшипников для II вала привода в рассматриваемом

примере Из распечатки результатов расчета вала выписываем наибольшие

опорные реакции G(0) = 7566 Н B1(0) = 12285 Н и определяем

Fr 757 6 1228 5 1443 32 2 Н

Для определения расчетной нагрузки принимаем V =1 K = 12 KT = 105

тогда P = 1∙14433∙12∙105 = 18188 Н Определяем L при известной частоте

вращения n = 45 обмин (см табл 31) и задавшись hL = 2000 ч

5410

456020000

10

6066

nhL

L млн оборотов

Динамическая грузоподъемность 868735461818 3 LPC Н

По расчетному значению C приняв диаметр шейки вала шd = 17 мм

(см приложение Б) выбираем по каталогу [21] подшипник 203 с

динамической грузоподъемностью C = 7520 Н

Выбор геометрических характеристик шлицевых валов [17 18 21 и др]

можно производить по ранее рассчитываемому на ЭВМ наибольшему

диаметру сплошного вала Желательно затем произвести проверочный расчет

шлицевого соединения по напряжениям смятия [14 21 и др]

При выборе и расчете шпоночных соединений следует использовать

работы [13 divide 15 21 и др] Сечение шпонки подбирают по диаметру вала

длину ndash обычно на 5 ndash 10 мм короче ступицы закрепляемой детали соедине ndash

ние проверяют на смятие

43

ПРИЛОЖЕНИЕ А

Нормальный ряд чисел в станкостроении (нормаль HII - I) со

знаменателем =106

1 ndash 106 ndash 112 ndash 118 ndash 125 ndash 132 ndash 14 ndash 15 ndash 16 ndash 17 ndash 18 ndash 19 ndash 2 ndash 212 ndash

225 ndash 235 ndash 25 ndash 265 ndash 28 ndash 3 ndash 315 ndash 335 ndash 355 ndash 375 ndash 4 ndash 425 ndash 45 ndash 475

ndash 5 ndash 53 ndash 56 ndash 6 ndash 63 ndash 67 ndash 71 ndash 75 ndash 8 ndash 85 ndash 9 ndash 95 ndash 10

Примечания

1 Числа высшего порядка получаются умножением или делением чисел нор-

мального ряда на 10 100 1000hellip

Например

01 ndash 0106 ndash 0112 hellip 10 ndash 106 ndash 112 hellip 100 ndash 106 ndash 112 hellip

2 Числа геометрического ряда с gt 106 образуются из ряда с = 106 по

зависимости вида

U i106

112 1062 141 1066 178 10610

126 1064 158 1068 2 10612

3 Образование нормального ряда чисел с заданным = 106 производится

путем выписывания каждого (i + 1) числа из которых с = 106 начиная с

минимального ndash заданного

Например

126 1064 при minn = 112

hellip112 ndash 14 ndash 18 ndash 225 ndash hellip ndash 9 ndash 95 ndash 10 ndash 106 hellip

6061411 при minn = 132

hellip132 ndash 19 ndash 265 ndash 375 ndash hellipndash 53 ndash 75 ndash 106 ndash 15 hellip

8061581 при minn = 125

hellip125 ndash 2 ndash 315 ndash 5 ndash hellip ndash 8 ndash 125 ndash 20 ndash 315 hellip

44

ПРИЛОЖЕНИЕ Б

Распечатка исходных данных и результатов расчета

шестерен коробки подач

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ1 BSV

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y=037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 20289 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 170

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 164

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 124

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 096

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 143

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 105

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ2 BSV

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 142

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 131

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 104

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 076

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 3389 S = 1130

45

Продолжение приложения Б

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 120

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 084

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ3 BSV

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 123

А= 0102 С = 120 L = 1

R= 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 072

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБ НОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 079

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ4 BSV

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 108

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 063

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

46

Окончание приложения Б

G = 10 F = 225 U = 138

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 069

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ5 BSV

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 175

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 106

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 128

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 061

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U= 4

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 147

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 067

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

47

ПРИЛОЖЕНИЕ В

Распечатка исходных данных и результатов расчета II вала коробки подач

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

С = 2250 Q = 102 В = 775

М (0) = 10000000 L (0) = 0 Fl (0) = 0 F2 (0) = 157

М (1) = 48 L (1) = 24 Fl (1) = 0 F2 (1) = 157

М (2) = 5 L (2) = 135 Fl (2) = 0785 F2 (2) = 2355

М (3) = 10000000 L (3) = 0 Fl (3) = 0 F2 (3) = 157

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЁТА

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

VAL2 BSS

G (0) = 75761 В1 (0) = 122849

L1 (0) = -133882 М1 (0) = 225065

U (0) = -286321 М2 (0) = 81749

G (1) = 58586 В1 (1) = -2023

L1 (1)=0 М1 (1) = 140606

U (1) = 0 М2 (1) = -4855

S (0) = 316076 Р (0) = 37131 А (0) = 168

S (1) = 0 Р (1) = 194855 А(1) = 135

S (2) = 239451 Р (2) = 308716 А (2) = 158

S (3) = 140690 Р (3) = 240338 А (3) = 145

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

48

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1 Киреев Г И Комплексный расчет коробок скоростей металлорежущих

станков на ЕС ndash ЭВМ методические указания по курсовому и дипломному

проектированию для студентов специальности 0501 Часть 1 Г И Киреев ndash

Ульяновск УлПИ 1984 ndash 43 с

2 Металлорежущие станки и автоматы учебник для машинострои ndash

тельных втузов под ред А С Проникова ndash М Машиностроение 1981 ndash

479 с

3 Тарзиманов Г А Проектирование металлорежущих станков ГА

Тарзиманов ndash М Машиностроение 1980 ndash 288 с

4 Тепинкичиев В К Металлорежущие станки В К Тепинкичиев ndash М

Машиностроение 1973 ndash 472 с

5 Металлорежущие станки учебник для машиностроительных вузов

под ред В Э Пуша ndash М Машиностроение 1985 ndash 575 с

6 Металлорежущие системы машиностроительных производств учебное

пособие для студентов техн вузов О В Таратынов Г Г Земсков И М

Таратынова ndash М Высш шк 1988 ndash 464 с

7 Кузнецов М М Проектирование автоматизированного производствен ndash

ного оборудования учебное пособие для вузов М М Кузнецов В А Усов

К С Стародубов ndash М Машиностроение 1987 ndash 288 с

8 Орликов М Л Металлорежущие станки курсовое и дипломное

проектирование М Л Орликов И Г Федоренко В Н Шишкин ndash Киев

Высш шк1987 ndash 152 с

9 ГОСТ 2701 ndash 76 Схемы Виды и типы Общие требования к

выполнению ndash М Изд ndash во стандартов 1976 ndash 12 с

10 ГОСТ 2703 ndash 88 Правила выполнения кинематических схем ndash М

Изд ndash во стандартов 1988 ndash 7 с

11 Пуш В Э Конструирование металлорежущих станков В Э Пуш ndash

М Машиностроение 1977 ndash 380 с

12 Каминская В В Станины и корпусные детали металлорежущих

станков В В Каминская З М Левиеа Д Н Решетов ndash М Машгиз 1960 ndash

362 с

13 Курсовое проектирование деталей машин справочное пособие часть I

и II А В Кузьмин И Н Макейчик Ф В Калачѐв и др ndash Минск Высш шк

1982 ndash 584 с

14 Анурьев В И Справочник конструктора ndash машиностроителя Т2

В И Анурьев ndash М Машиностроение 1982 ndash 584 с

15 Чернин И М Расчѐты деталей машин справочник И М Чернин

А В Кузьмин Г М Ицкевич ndash Минск Высш шк 1978 ndash 592 с

16 Детали и механизмы металлорежущих станков Т2 под общ ред

Д Н Решетова ndash М Машиностроение 1972 ndash 405 с

49

17 Серенсен С В Валы и оси Конструирование и расчет С В Серенсен

и др ndash М Машиностроение 1970 ndash 312 с

18 СТ СЭВ 185 ndash 75 Геометрические характеристики шлицевых

прямозубых соединений ndash М Изд ndash во стандартов 1975

19 СТ СЭВ 189 ndash 76 и СТ СЭВ 189 ndash 77 Размеры призматических

шпонок ndash М Изд ndash во стандартов 1976

20 Зубенко В Л Методические разработки к курсовому проектированию

по металлорежущим станкам В Л Зубенко М Я Цлаф ndash Куйбышев КПтИ

1978 ndash 32 с

21 Справочник металлиста В 5 т Т1 под общ ред С А Чернавского и

В Ф Рещикова ndash М Машиностроение 1976 ndash 768 с

22 Сена Л А Единицы физических величин и их размерности учебно-

справочное руководство ЛА Сена ndash 3-е изд перераб и доп ndash М Наука

Гл ред физ-мат лит 1988 ndash 432 с

23 Кочергин А И Конструирование и расчет металлорежущих станков и

станочных комплексов Курсовое проектирование учебное пособие для вузов

А И Кочергин ndash Минск Высш шк 1991 ndash 382 с

Учебное издание

РАСЧЕТ ПРИВОДОВ ПОДАЧ

МЕТАЛЛОРЕЖУЩИХ СТАНКОВ

Методические указания по курсовому

и дипломному проектированию

Составители Шестернинов Александр Владимирович

Горшков Геннадий Михайлович

Редактор НАЕвдокимова

Подписано в печать 30082007 Формат 60times8416 Услпечл302

Тираж 150 экз Заказ

Ульяновский государственный технический университет

432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Типография УлГТУ 432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Page 5: Расчет приводов подач металлорежущих станков. Методичка

6

Допускаемое число интервалов перекрываемое

лучами групповой передачи на графике частот

вращения валов коробок подач

Передача

106

112

126

141

158

178

2

Понижающие

27

14

7

4

3

2

2

Повышающие

17

9

4

3

2

1

1

Максимальное

расхождение

крайних лучей

44

23

11

7

5

3

3

Рассмотрим методику определения этих частот вращения на примере

зависимого привода подач

Подача осуществляется реечной передачей Допустим что задан

геометрический ряд подач ZSSS 21 в ммоб шпинделя и пусть задано или

принято (по базовому станку) число зубьев реечного колеса ndash PZ и его модуль

ndash Pm в мм Тогда частоты вращения реечного колеса отнесѐнные к одному

обороту шпинделя (обоб шп) определяются

PP Z

S

mn

11

PP Z

S

mn

22 hellip

PP

ZZ

Z

S

mn

Частоты вращения от min1 nn до max1 nn также как и заданный ряд

подач образуют геометрическую прогрессию

Подача осуществляется ходовым винтом Допустим по-прежнему

что задан геометрический ряд подач и известен шаг ходового винта t в мм

Частоты вращения ходового винта отнесѐнные к одному обороту

шпинделя (обобшп) и составляющие геометрическую прогрессию

определяются

tn

S11

tn

S22 hellip

tn Z

Z

S

где как и ранее min1 nn max1 nn

7

При расчетах независимого привода подач частоту вращения последнего

вала (реечной шестерни или ходового винта) определяют подобно

вышеизложенному

Отличием при этом является лишь то что величины подач заданы в

мммин а определяемые частоты вращения измеряются в обмин Дальнейший

кинематический расчет выполняется аналогично расчету коробок скоростей

2 ПРИМЕРЫ КИНЕМАТИЧЕСКОГО РАСЧЕТА ПРИВОДОВ ПОДАЧ

21 Кинематический расчет зависимого привода

подач с реечной шестерней

Исходные данные проект привода подач к токарному станку

060min S ммоб 560max S ммоб = 141

Предварительно определим недостающие параметры необходимые для

кинематического расчета

Диапазон регулирования minmax SSRZ = 056 006 = 93 Обозначив

1min SS ZSS max можно записать 11

ZZ SS тогда 1

1 Z

ZZ SSR

Отсюда число ступеней подач

8411lg

39lg1

lg

lg1

ZR

S

По нормали станкостроения HII-I (см приложение А) выписываем

нормальный ряд подач в мм об S1= 006 S2 = 0085 S3 = 0118 S4 = 017 S5

= 0236 S6= 0335 S7= 0475 S8 = 067

211 Построение графика частот вращения валов

На основании анализа существующих станков выбирается базовая модель

станка (если она не задана) привод подач которого аналогичен

проектируемому

Для нашего примера в качестве прототипа используем станок мод 16К20

Принимаем коробку подач с передвижными блоками зубчатых колес и

структурную формулу для нее 8222 421 Z Здесь индексы при

сомножителях определяют характеристики групповых передач

ГРX = 1 2 4

По выбранному ряду подач S S S1 2 8 и принятым по базовому станку

параметрам реечной шестерни Pm = 3 и PZ = 18 определим частоты вращения

8

реечного колеса за один оборот шпинделя

2827

1

183143

06011

PP Z

S

mn

обобшп

2120

12 n

1542

13 n

1060

14 n

771

15 n

547

16 n

385

17 n

273

18 n

Для построения графика частот вращения реечного колеса необходимо

определить количество интервалов (те количество горизонтальных линий)

и число валов привода (вертикальных линий)

Представим наибольший перепад частот вращения maxU от шпинделя до

вала реечной шестерни в виде

28271max ПРXnnU шп

Отсюда характеристика всего привода ПРХ (те количество интервалов

между шпn = 1 и 1n = 12827 обобшп на графике частот вращения)

определяется отношением

1323411lg2827lglglg max UX ПР

или округлив ПРХ = 23

Следовательно весь привод подач имеет 23 интервала lg и поэтому для

построения графика частот вращения следует провести 23 + 1 = 24 горизон ndash

тальные линии Против этих линий (рис21) начиная с минимальной частоты

вращения и до единицы выписываются скорректированные по нормали HII-I

частоты вращения реечного колеса в обобшп

231

1

2800

1

n

222

1

2000

1

n

213

1

1400

1

n hellip

321

1

82

1

n

222

1

2

1

n

1

41

123 n

Затем рядом с соответствующими частотами выписываем величины подач

от 1S до 8S в ммоб

Следует отметить что величины частот вращения полученные

непосредственным возведением знаменателя в указанную степень будут

отличаться от стандартного ряда частот вращения Например

9

Рис 21 График частот вращения валов зависимого

привода подач с реечной передачей

10

270414111 231 n 191714111 22

2 n и тд Такая погрешность

закономерна и приниматься во внимание на данном этапе кинематического

расчѐта не должна

Для определения числа валов в приводе необходимо общее передаточное

отношение 231 1 шпобщ nni распределить между отдельными

передаточными отношениями зубчатых передач входящих в механизм подач

При этом необходимо соблюсти условия приведенные в табл11

Разбивку общего передаточного отношения лучше всего начинать с

предпоследнего звена цепи подачкоторым в зависимых приводах большинства

станков является червячная передача Передаточное отношение червячной

передачи обычно принимается в пределах 4i = 16 + 164 Примем 10

4 1321 i тогда можно записать

131023

111

общi

Передаточное отношение приходящееся на долю зубчатых пар учитывая

рекомендации табл11 представим в таком виде

4332133

111111

i

Из условия получения наименьших габаритных размеров коробок подач

необходимо стремиться к тому чтобы передаточные отношения отдельных

понижающих зубчатых передач плавно убывали от шпинделя к тяговому

устройству В этом случае нижняя ветвь графика (см рис21) представляет

собой плавную выпуклую линию

Таким образом количество валов привода подач определяется

количеством сомножителей входящих в общi плюс 1 (вал ndash шпиндель) В

нашем случае привод подач будет иметь 6 + 1 = 7 валов которые представля ndash

ются на графике частот вращения в виде вертикальных линий и обозначаются

римскими цифрами

Далее на основании структурной формулы 8222 421 Z и принятой

разбивки передаточного отношения между передачами строится график частот

вращения механизма подач

212 Определение чисел зубьев передач

Минимальное число зубьев шестерен в коробках подач можно принимать

minшZ = 15 и даже меньше [8] но из условия отсутствия подрезания ножки

11

зуба целесообразно назначать minшZ ge 18

Приняв 1шZ = 18 для первой одиночной передачи (между валами I и II) и

имея 11 i определим число зубьев колеса 111

iшZZK = 18 ∙ 141 = 25

При определении чисел зубьев групповой передачи между II и III валами

необходимо не только выдержать имеющиеся передаточные отношения 2

2 1i и 13 i но и обеспечить постоянную сумму зубьев в пределах

этой передачи constZZZZZ КК шш 3322

Приняв 2

шZ = 19

определим число зубьев колеса 3819 22

22 iшZZK Суммарное число

зубьев sum Z = 19 + 38 = 57 Числа зубьев других передач в группе находим по

формулам

1

i

i ZZш и шZZZK

Имея 13 i и Z = 57 получим 3

шZ asymp 24 и 3

KZ = 33 Аналогично

определяются значения Z остальных передач Результаты расчета

представлены в табл 21

Таблица 21

Значения i Z и sum Z групповых передач привода подач

i KZZш sum Z i KZZш sum Z

11 i

18 25

43

3

6 1i

7i

20 56

44 32

76

76

22 1i

13 i

19 38

24 33

57

57

48 1i

20 80

100

34 1i

15 i

19 53

30 42

72

72

10

9 1i

1 32

ndash

213 Проверка отклонений действительных величин

подач от нормального ряда

Отклонение действительных величин подач от установленных нормалью

HII ndash I не должно превышать plusmn 10 ( ndash 1) В нашем случае максимально

возможное отклонение подачи может быть ΔS = plusmn 10 (141 ndash 1) = 41

12

Действительные величины подач ДS находим из уравнений кинематического

баланса

61018332

1

80

20

56

20

53

19

38

19

25

1811 ДS

71100060

0600610100

1

111

S

SSS

Д

Подобным образом проводится проверка всех 8 значений подач Если

отклонение действительной величины подачи превышает допустимое

значение то изменяют числа зубьев колеса и шестерни отдельных передач

сохранив их сумму при этом неизменной

214 Разработка кинематической схемы коробки подач

Кинематический расчет завершается вычерчиванием кинематической

схемы коробки подач В качестве исходных данных используется график

частот вращения и кинематическая схема базового станка На схеме (рис22)

указывается номера валов характеристика электродвигателя (для

независимого привода) числа зубьев колес Кинематическая схема должна

вычерчиваться с соблюдением требований ГОСТ [910]

При наличии в коробке подач подвижных тройных блоков необходимо

учитывать следующее При перемещении подвижного блока его крайние

колеса (правое и левое) проходят мимо среднего колеса неподвижного блока

Чтобы зубья этих колес не зацеплялись для некоррегированных колес должно

быть соблюдено условие

Z Z ZCP KP 4 где Z

CP ndash число зубьев среднего колеса неподвижного

блока ZKP

ndash число зубьев крайнего колеса неподвижного блока Z ndash

суммарное число зубьев средних колес подвижного и неподвижного блоков

22 Кинематический расчет независимого привода

подач с винтовой передачей

Кинематический расчет независимых приводов подач имеет много общего

с кинематическим расчетом приводов главного движения [1 2 3 и др]

Основное отличие заключается лишь в определении величин расчетных

перемещений ndash величин подач Для кинематического расчета здесь в

большинстве случаев задаются шагом винта подачи и величинами минутных

подач S мммин Описание приводимого ниже примера методически схоже с

предыдущим (см п21) и поэтому дано в более сокращенном варианте

Исходные данные проект привода продольной подачи к универсальному

13

Ри

с22

К

ин

емат

ичес

кая

схем

а за

ви

сим

ого

при

вод

а п

од

ач с

рее

чн

ой

пер

едач

ей

14

горизонтально ndash фрезерному станку Smin= 19 мммин Smax = 950 мммин

количество подач Z = 18 Эn = 1450 обмин Диапазон регулирования

5019950minmax SSRZ знаменатель ряда

26150171 ZZR

По нормали станкостроения HII ndash I (см приложение А) выписываем ряд

подач S1 = 19 S2 = 236 S3 = 30 S4 = 375 S5 = 475 S6 = 60 S7 = 75

S8 = 95 S9 = 118 S10 = 150 S11 = 190 S12 = 236 S13= 300 S14 = 375 S15

= 475 S16 = 600 S17 = 750 S18 = 950 обмин

Принимаем в качестве прототипа станок мод 6Н82 имеющий шаг винта

продольной подачи стола t = 6 мм

По принятым величинам подач определяем частоты вращения винта в

обмин по формуле n = S t Полученные значения частот вращения сразу

округляем до значений указанных в нормали HII ndash I для = 126

1536

191 n 4

6

6232 n 5

6

303 n и тд

(см рис 23 частоты вращения на XI валу)

Принимаем структурную формулу коробки подач привода

Z 3 3 2 183 1 9

Далее кинематический расчет производится по методике изложенной

в п21

Принятой структурной формуле соответствует график частот вращения

(см рис23) и кинематическая схема привода подач на рис24

3 ПРОЧНОСТНОЙ (СИЛОВОЙ) РАСЧЕТ ПРИВОДОВ ПОДАЧ

После того как построен график частот вращения валов привода подач

вычерчена кинематическая схема и определены числа зубьев колес

выполняется силовой расчет отдельных элементов привода

В этом разделе параллельно с изложением общей методики приводится

пример численного расчета коробки подач зависимого привода

рассматриваемого ранее в п 21

Методика прочностного расчета может быть использована и для расчета приводов

главного движения

15

Рис23 График частот вращения валов независимого

привода подач с винтовой передачей (гори ndash

зонтально - фрезерный станок)

16

Ри

с24

К

ин

емат

ичес

кая

схем

а п

ри

вод

а п

од

ач г

ори

зон

тальн

о ndash

фрез

ерн

ого

ста

нка

17

Исходные данные для прочностного расчѐта описываемого примера

расчетное число часов работы привода Т = 20000 ч тяговое усилие

развиваемое исполнительным органом Q = 11000 Н

31 Определение недостающих параметров

для прочностного расчета

Прочностной расчет привода подач должен быть выполнен таким

образом чтобы все его звенья могли выдержать нагрузки возникающие при

черновых режимах работы В соответствии с этим необходимо предварительно

определить расчетные величины частот вращения валов мощностей крутящих

моментов и других параметров действующих при силовом резании Однако

несмотря на то что все типы приводов подач должны рассчитываться для

черновой обработки между ними существует отличие в определении

указанных расчѐтных величин

311 Определение расчетных частот вращения

валов привода

Расчѐтная частота вращения i - го вала привода n n n nI II III i ndash опре ndash

деляется по графику частот вращения с помощью расчетной ветви

обозначаемой на графике утолщенной линией (см рис 21 и 23)

Положение расчѐтной линии для коробок скоростей определяется

расчѐтной частотой вращения шпинделя

4

min

max

minn

nnnшп (31)

где nmin и nmax ndash соответственно минимальная и максимальная частоты

вращения шпинделя (задаются или определяются по базовому станку)

В нашем случае для станка мод 16К20 при minn = 16 обмин

maxn = 2000 обмин ndash шпn = 535 обмин Корректируя по станку имеем

шпn = 63 обмин

Положение расчетной ветви на графике в приводах подач независимого

типа определяется расчетной частотой вращения последнего вала привода

(см рис23)

3

max

minmax

n

nnn прн

(32)

18

где nmin и nmax ndash минимальная и максимальная частоты вращения последнего

вала привода подач

Положение расчетной ветви для зависимых приводов подач определяется

верхней линией на графике (см рис 21) Однако расчетные значения in

берутся здесь не прямо с графика а находятся путем умножения частот

вращения верхней линии на величину шпn определяемой по формуле 31

Для нашего примера 6311 шпnn обмин

456341

1IIn 53163

2

1IIIn 52263

82

1IVn 531Vn

97638

1IVn 252063

250

1VIIn

312 Определение потребной величины мощности

подачи исполнительного органа станка

Мощность расходуемая непосредственно исполнительным органом

станка на осуществление подач относительно невелика и может быть

приблизительно определена по мощности электродвигателя привода главного

движения В этом случае она обычно принимается для токарных и

револьверных станков равной 1 ndash 4 сверлильных 4 ndash 5 и фрезерных

15 ndash 20 от мощности главного привода Более точно потребную величину

мощности подачи исполнительного органа станка в кВт можно определить по

формуле

10200060

МИНSQ

N (33)

где Q ndash тяговая сила необходимая для перемещения исполнительного органа

станка при резании Н

МИНS ndash величина минутной подачи при черновой обработке мммин

Величину тяговой силы если она не задана можно рассчитать по

формулам приведенных в работах [6811]

Подача МИНS при расчете независимого привода определяется следующим

образом

ПРНМИН ntS или ПРНМИН nzmS

При расчете зависимого привода величина МИНS определяется

произведением

шпnSSМИН

где S ndash максимальная подача за 1 оборот шпинделя ммоб

19

В нашем примере 4263600 МИНS мммин Q = 11000 Н

соответственно

N

11000 42

60 1020000 075 кВт

Если привод подач независим т е движение подачи осуществляется от

отдельного электродвигателя то необходимая мощность двигателя

определяется отношением

эN =n

N

где n ndash КПД цепи подач приближенно принимаемой при расчете двигателя

n = 015 divide 02

Найденная величина эN уточняется при выборе типа электродвигателя по

справочным данным

313 Определение величины мощности и крутящих

моментов на валах привода

Мощность на i - м валу независимого привода подач и коробок скоростей

определяется произведением

iэi NN

где i ndash КПД участка кинематической цепи до i ndash вала подсчитываемый как

произведение КПД отдельных элементов (см табл 33) начиная с вала

электродвигателя ( IIIIIIi )

Мощность на i - м валу зависимого привода определяется следующим

образом

ii

NN

где i ndash КПД участка кинематической цепи до i - го вала подсчитываемый как

произведение КПД отдельных элементов (см табл 33) начиная с вала

тягового устройства

В нашем примере 0760990

0750

i

NNVII

кВт

NVI

0 076

0 8 0 9950 096

2

кВт NV

0 096

0 99 0 9950 098

2

кВт

20

N IV 0100 кВт N III 0102 кВт N II 0104 кВт N I 0106 кВт

Крутящий момент на i - м валу любого привода определяется по фор ndash

муле

i

ii n

NM 974000 Н∙см

В рассматриваемом приводе подач

164063

1060974000974000

I

II n

NM Н∙см

2250IIM Н∙см 3150IIIM Н∙см 4330IVM Н∙см

3030VM Н∙см 11830VIM Н∙см 293740VIIM Н∙см

32 Расчет зубчатых передач

Расчет цилиндрических зубчатых колес (шестерен) заключается в

определении требуемого модуля Для стальных прямозубых колес модуль

определяется по следующим двум формулам

1) из условия изгибной прочности зубьев

3

19500000

nm

uвu

KKKN

Н

НРДП

2) из условия контактной прочности (усталости) поверхностных слоѐв

зубьев

3

210700001

nzi

im НРДП KKKN

квк

Порядок выбора исходных данных с указанием их размерностей приведен

в п 321

Из двух рассчитываемых модулей выбирается большее значение и

округляется до стандартного m = 1 15 2 25 3 4 5 6 8 10hellip(мм)

321 Определение исходных данных для расчета зубчатых колес

Выбор исходных величин необходимых для расчета модулей зубчатых

колес производится с помощью указаний табл 31 В ней же приведены

числовые величины рассматриваемого примера

21

Таблица 31

Исходные данные для определения модулей зубчатых колес

Исходные данные и

определяемые

величины

Обозначе ndash

ния и раз ndash

мерность

Расчетные

формулы

Указания

по выбору

см hellip

Числовые

величины

(см

пример)

1 2 3 4 5

Степень точности

зубчатых передач

(67 или 8)

ndash

ndash

По ГОСТ

1643-81

7

Марка стали и

термообработка

1 ndash 40Х нормализация

2 ndash 12ХН3А цементация

и закалка

3 ndash 40ХФА

азотирование

Табл 32

[14]

ndash

Мощность на валах

привода

ndash для коробок подач с

независимым

приводом и коробок

скоростей

ndash для коробок подач с

зависимым приводом

iN кВт

iN кВт

iэi NN

ii NN

п 313

п 313

ndash

IN =0106

IIN =0104

IIIN =0102

IVN =0100

VN =0098

Число зубьев

шестерен (зубчатое

колесо с меньшим

числом зубьев)

Z

ndash

Из кинемаndash

тического

расчета

рис 22

1 ndash 18

5 ndash 24

7 ndash 30

11 ndash 44

15 ndash 20

Расчетная частота

вращения вала

(шестерни)

n обмин

ndash

п 311 In =63

IIn =45

IIIn =315

VIn =225

Vn =315

22

Продолжение табл 31

1 2 3 4 5

Передаточное число

зубчатой пары

i

Определяется

отношением числа

зубьев большего колеса

к меньшему (т е i ge 1)

1i =139

2i =138

3i =14

4i =138

5i =4

Отношение ширины

зубчатого венца (acirc) к

модулю (m)

в

mвв

147 в

10

Коэффициенты

перегрузки

динамичности

неравномерности

распределения

нагрузки

формы зуба

ПK

ДK

НРK

НУ

ndash

ndash

ndash

ndash

Табл34

Табл35

(в короб ndash

ках подач

ДK =1)

Табл36

Рис31

при =0

12

1

1 ndash 17

5 ndash 11

7 ndash 105

11 ndash 11

15 ndash 12

1 ndash 037

5 ndash 042

7 ndash 050

11 ndash 049

15 ndash 040

Общая

продолжительность

работы механизма за

расчетный срок

службы

МТ ч

ndash

Из задания

20000

Суммарное число

циклов нагружения

зуба за TM

CN CN

MTn 60

ndash

7 6 107

5 4 107

38 107

2 7 107

38 107

23

Окончание табл 31

1 2 3 4 5

Коэффициент

переменности режима

нагрузок для расчета

модуля на изгиб

Kи реж

ndash

Рис 32

для сред ndash

него ре ndash

жима при

среднем

значении

NC 4 7 107

113

Длительный предел

выносливости зуба

при работе на изгиб

(для трех сталей)

σи пр МПа

ndash

Табл 32

[14]

1 ndash 180

2 ndash 460

3 ndash 300

Допускаемое

напряжение на изгиб

[σи] МПа [σи] =

= σи пр Kи реж

1 ndash 2029

2 ndash 5200

3 ndash 3389

Коэффициент

переменности режима

нагрузок для расчета

модуля на контакт ndash

ную прочность

Kк реж

ndash

Рис33

для сред ndash

него ре ndash

жима при

среднем

значении

NC

108

Длительный предел

контактной

выносливости (для

трех сталей)

σКД МПа

ndash

Табл33

[14]

1 ndash 500

2 ndash 1200

3 ndash 1050

Допускаемое

напряжение при

расчете на контакт ndash

ную прочность

[σк] МПа [σк] =

= σКД Kк реж

1 ndash 580

2 ndash 1300

3 ndash 1130

24

Таблица 32

Предел выносливости зубьев для цилиндрических колес

при расчете на изгиб ndash σи пр и контактную прочность ndash σКД

Марка стали

Вид термообработки

σи пр МПа

σКД МПа

40Х

40Х

40Х

50ХН

20Х

18ХГТ

20ХНМ

12ХН3А

25Х2ГНТА

25ХГТ

40Х

40ХФА

Нормализация

Улучшение

Закалка с нагревом ТВЧ

Закалка объемная

Цементация и закалка

То же

raquo

raquo

raquo

raquo

Азотирование (газовое)

То же

180

220

240

260

440

300

440

460

440

400

240

300

500

600

950

980

1150

1150

1200

1200

1200

1100

950

1050

Таблица 33

Значения КПД элементов передач

Элементы передач

КПД

Зубчатая передача

цилиндрическая со шлифованными зубьями

коническая

Червяная передача

Ременная передача

Цепная передача роликовой цепью

Передача винт-гайка

однозаходный винт

двухзаходный винт

Подшипник качения

Подшипник скольжения

099

097

07 ndash 09

095 ndash 098

096

045

065

0995

098 ndash 0985

25

Таблица 34

Коэффициент перегрузки ПK

Характеристика

привода условия

пуска и торможения

Характер процесса резания

равномерный

припуск

неравномерный

припуск

фрезерование

удары

Плавный пуск и

торможение с

помощью

фрикционных муфт

или наличие упругих

и демпфирующих

элементов или

наличие ременной

передачи

10

11 ndash 13

14

Резкий пуск и

торможение

непосредственно от

асинхронного эл

двигателя или

возможность частого

соударения зубьев

при переключении

на ходу

11 ndash 17

12 ndash 17

17

Таблица 35

Коэффициент динамичности ndash ДK для стальных

прямозубых цилиндрических колес

Степень

точности

передачи

Окружная скорость колеса мс

1 ndash 3 3 ndash 6 6 ndash 9 9 ndash 12

6 10 ndash 105 105 ndash 11 11 ndash 115 115 ndash 125

7 105 11 ndash 115 115 ndash 125 12 ndash 135

8 105 ndash 11 115 ndash 12 12 ndash 135 ndash

26

Таблица 36

Средние значения коэффициента неравномерности распределения

нагрузки НРK для стальных прямозубых цилиндрических колес

Отношение

z

в

Расположение зубчатого колеса

симметрично

относительно

опор

вблизи одной

опоры

(вал жесткий)

вблизи одной

опоры

(вал средней

жесткости)

на

консоли

02 10 10 11 12

04 105 11 12 14

06 11 115 13 17

08 115 12 145 20

12 125 14 17 ndash

16 14 16 ndash ndash

20 16 ndash ndash ndash

Рис31 Зависимость коэффициента формы зуба УН от числа

зубьев Z и коэффициента смещения ξ (для некор ndash

регированных колес ξ = 0)

27

Ри

с32

З

ави

сим

ост

ь к

оэф

фи

ци

ента

пер

емен

ност

и р

ежи

ма

наг

рузо

к К

и р

еж

о

т чи

сла

ци

клов н

агруж

ени

я N

c

__________

цем

ента

ци

я

_ _

_ _

_ _

_ у

луч

шен

ие

норм

али

зац

ия за

кал

ка

азо

тирован

ие

1 ndash

сред

нел

егки

й р

ежи

м р

аботы

2 ndash

сред

ни

й р

ежи

м р

аботы

3 ndash

сред

нет

яж

елы

й р

ежи

м р

аботы

28

Ри

с32

З

ави

сим

ост

ь к

оэф

фи

ци

ента

пер

емен

ност

и р

ежи

ма

наг

рузо

к К

и р

еж

о

т чи

сла

ци

клов н

агруж

ени

я N

c

__________

цем

ента

ци

я

_ _

_ _

_ _

_ у

луч

шен

ие

норм

али

зац

ия за

кал

ка

азо

тирован

ие

1 ndash

сред

нел

егки

й р

ежи

м р

аботы

2 ndash

сред

ни

й р

ежи

м р

аботы

3 ndash

сред

нет

яж

елы

й р

ежи

м р

аботы

29

Для каждой зубчатой передачи следует провести два ndash три расчета

используя материалы с разными прочностными характеристиками В

результате будут получены два ndash три разных модуля Это позволит например

сконструировать коробку подач меньших габаритов и веса применив для

колес более прочный и дорогой материал С другой стороны можно

изготовить коробку с зубчатыми передачами имеющими один модуль путем

подбора материалов с разными прочностными свойствами Окончательное же

решение по обоснованному выбору марок сталей следует производить на

основе технико-экономических расчетов

При изложении материала в пояснительной записке по п321 следует

придерживаться порядка приведенного в табл 31

В случае использования справочных данных выраженных во

внесистемных единицах измерения для перевода их размерностей в единицы

СИ необходимо руководствоваться справочником [22]

322 Указания по расчету зубчатых колес на ЭВМ

Расчет модулей зубчатых колес из различных материалов производится на

ЭВМ по программе laquoШестерняraquo [20] Исходные данные для расчета колес по

программе laquoШестерняraquo вводятся в режиме диалога с машиной

В приложении Б представлены распечатки ввода исходных данных и

результаты расчѐта модулей колес в рассматриваемом примере Эти

распечатки вклеиваются в записку Для перевода символов языка машины в

принятые обозначения формул следует руководствоваться табл 37

Анализируем результаты расчета и принимаем в качестве материала

зубчатых колес сталь 40Х нормализованную В этом случае расчетные

значения laquoизгибногоraquo модуля составят соответственно иm = 17 142 137

137 175 мм Принимаем для всех колес коробки модуль равный 2 мм

Следует отметить что модули колес меньше 15 мм в коробке подач

рассматриваемых станков применять не рекомендуется

33 Расчет валов привода

Расчет валов привода подач заключается в определении их диаметров из

условия прочности и содержит целый ряд промежуточных этапов

Необходимо отметить что данный расчет является проектировочным т е

служит для предварительного определения диаметров вала которые в

дальнейшем уточняются при выборе подшипников зубчатых колес расчете

шпонок шлицев и др

331 Разработка компоновочной схемы

Для расчета вала необходимо располагать расчетной схемой его

30

Таблица 37

Соответствие символов в программе laquoШестерняraquo

обозначениям в расчетных формулах

Символ в

программе

Обозначение

в

формулах

Размерность Наименование параметров

1 2 3 4

A Ni кВт Мощность передаваемая i - м валом ( i = 1+У)

C Kn ndash

Коэффициент перегрузки

L KDi ndash

Коэффициент

динамичности

R

KHPi

ndash

Коэффициент

неравномерности

распределения нагрузки

Y НiУ ndash

Коэффициент формы зуба

Z Zi ndash

Число зубьев i - й

шестерни

G вi

ndash

Коэффициент ширины

зубчатого венца

F ni обмин Частота вращения

U ii ndash

Передаточное число

зубчатой пары

W [ ]u ij МПа Допускаемое напряжение

на изгиб

S [ ]K ij МПа Допускаемое напряжение

контактное

M1 muij мм Модуль laquoизгибнойraquo

M2 кijm мм Модуль laquoконтактныйraquo

31

нагружения которая выполняется на основе предварительно разработанной

компоновочной схемы коробки подач Компоновочная схема или эскизная

компоновка выполняется в виде развертки по валам и свертки определяющей

пространственное расположение валов (см рис 34) Эта схема вычерчивается

в произвольном масштабе и в обязательном порядке помещается в записку

При ее разработке следует использовать чертежи привода подач базового

станка чтобы осуществить по возможности наиболее близкую компоновку

разрабатываемой коробки к имеющейся Кроме того необходимо пользоваться

рекомендациями работ [31517] по выбору конструктивных параметров

зубчатых колѐс и других элементов привода

На рис 34 изображена компоновочная схема коробки подач

рассматриваемого примера Там же приведены некоторые рекомендации по

выбору конструктивных параметров В зацеплении показываются те зубчатые

колеса которые соответствуют расчѐтной ветви на графике подач

(см рис 21) С помощью этой схемы могут быть определены все

необходимые расстояния между опорами шестернями а также направления

тангенциальных и радиальных усилий

При вычерчивании компоновочной схемы необходимо

ndash обеспечить достаточные осевые перемещения зубчатых колес муфт

переключающих устройств

ndash исключить одновременное включение зубчатых колес с двумя

смежными неподвижными колесами

ndash обеспечить доступную и быструю сборку и разборку легкую

регулировку опор зубчатых зацеплений Кроме того обеспечить хороший

доступ для осмотра деталей коробки и ремонта

ndash конструкцию корпуса выполнять удобной простой и технологичной

обеспечивающей простоту монтажа и демонтажа деталей и узлов коробок

ndash возможно большее число центров валов располагать по одним и тем же

вертикалям и горизонталям что обеспечивает наибольшую простоту

настройки станков при обработке посадочных отверстий в корпусах

ndash обеспечить наибольшую жесткость валов и опор для чего следует

расстояние между зубчатыми колѐсами и другими деталями принимать

наименьшими из допустимых

332 Составление расчетной схемы нагружения вала

Расчет валов в настоящих методических указаниях производится на ЭВМ

Программа расчета составлена для унифицированной схемы нагружения

двухопорного вала (рис35) двумя силами в пролете P0 и P1 и силами P2 и P3

приложенными на консольных участках Эти силы возникают в зубчатых

зацеплениях при передаче крутящего момента К такой схеме нагружения

можно привести большое число валов приняв для отсутствующих шестерен

силы равными нулю Расстояния между опорами валов и закрепленными на

32

Ри

с3

4 К

ом

пон

овочн

ая с

хем

а короб

ки

под

ач

а-раз

вер

тка

б-с

вер

тка

(од

ин

из

возм

ож

ны

х в

ари

анто

в)

33

Рис35 Расчетная унифицированная схема нагружения вала к программе ldquoВалrdquo

Рис36 Расчетная схема нагружения II вала в рассматриваемом примере

34

нем шестернями а также направление тангенциальных ( iT ) и радиальных ( iR )

усилий определяется с помощью компоновочной схемы При этом радиальные

усилия всегда направлены к центру рассчитываемого вала а тангенциальные

совпадают с направлением вращения ведущего колеса Все линейные размеры

( g l l 0 1 ) отсчитываются от II опоры причем для отсутствующих шестерен

они задаются равными 0 Углы i и i определяющие направления

радиальных iR и тангенциальных iT сил должны отсчитываться против

часовой стрелки от положительного направления оси Х выбранного так как

показано на схеме Для отсутствующих шестерен принимается 0i

571i рад (900 ) Начальные диаметры отсутствующих шестерен (Д = Д0

Д1hellip) принимаются равными бесконечности а практически ndash большой

величине например Д = 10000000 см При этом окружная и радиальная силы

получаются близкими к 0

На рис 36 показана расчетная схема нагружения II вала для нашего

примера

333 Порядок расчета вала с помощью унифицированных формул

Расчет стального сплошного вала на двух опорах из условия прочности

заключается в определении его диаметров в сечениях I 0 1 II (см рис35)

Последовательность расчета выполняемого по унифицированным

формулам программ следующая

1) Определение действующих в зацеплении сил

ii

Д

МT КР2 R T tgi i

o 20

2) Определение проекций сил на оси X и Y

X T Ri i i i i cos cos Y T Ri i i i i sin sin

3) Определение опорных реакций в плоскостях X ndash горизонтальная и

Y ndash вертикальная соответственно в опоре I и II

g

lxlxlxlxR

IX33221100

R x x x x RX XII I 0 1 2 3

g

lylylylyR

IY33221100

R y y y y RY YII I 0 1 2 3

Силы направленные на вал при принятом расположении осей координат

имеют знак laquo + raquo а от вала laquo ndash raquo Для реакций правило знаков противоположно

35

4) Определение изгибающих моментов в сечениях

над левой опорой (сечение I)

M x l gX I 2 2( ) M y l gYI

2 2( )

над правой опорой (сечение II)

M x lX II 3 3 M y lYII

3 3

под силой P0 (сечение 0)

)()( 00220

lgRllxMI

XX )()( 00220

lgRllyMI

YY

под силой P1 (сечение 1)

M x l l R lX XI II 3 1 3 1( ) M y l l R lY YI II

3 1 3 1( )

5) Определение суммарных изгибающих моментов

M M MI X YI I 2 2 M M MII X YII II 2 2

M M MX Y 02 2

0 0 M M MX Y1

2 2

1 1

6) Определение приведенных моментов ПРМ

Приведенные моменты определяются в каждом из 4-х сечений в

отдельности по формуле

22750 КРMMM iпрi где i = 0 1 I II

7) Определение диаметра вала в каждом из сечений производится по

зависимости

3

10 и

прii

Md

где ПРМ Н∙см [ и ] ndash допускаемое напряжение на изгиб МПа

334 Определение исходных данных для расчета валов

Указания по определению исходных данных для расчета валов приведены

в табл38 В ней же даны численные значения исходных параметров

36

Таблица 38

Исходные данные для расчета диаметров вала

Исходные

данные и

определя ndash

емые

величины

Обозна ndash

ения и

раз ndash

мерность

Расчетные

формулы

Указания по

выбору

Числовые

величины

(см пример)

Крутящий

момент на

рассчиты ndash

ваемом валу

MKP

Н∙м

MKP =

= 974000 N

n

п 313 2250

Марка

стали и

термообра ndash

ботка

Сталь 45

нормализованная

Табл39

[3 13 14]

ndash

Допускаемое

напряжение

на изгиб

[ ]u

МПа

ndash Рис37 и

табл39

[3 13 14]

775

Начальные

диаметры

колес

Д0 Д1 Д2 Д3

в расчетной

схеме

Д см Д = z m z ndash из

кинематичес ndash

кого расчета

mndash в п322

диаметры

отсутствую ndash

щих шестерен

Д = 10000000

Д0 =10000000

Д1 = 48

Д2 = 50

Д3 = 107

Расстояния

g l0 l1

l2 l3

в расчетной

схеме

g l

см

ndash п332 рис 35

(числовые

величины

см рис 36)

g0 = 102

l0 = 0

l1= 24

l2 = 135

l3 = 0

Углы

действия сил

i для iT

i для iR

i i

рад

ii0

0180

ii0

0180

где 0

i 0

i

ndash углы

измеренные

в градусах

п332 рис 35

(числовые

величины

см рис 36)

0 = 0

0 = 157

1 = 0

1 = 157

2 = 0785

2 = 2355

3 = 0

3 = 157

37

Таблица 39

Допускаемые напряжения на изгиб [ и ] для стальных валов (в МПа)

Источник

концентрации

напряжения

Диаметр

вала мм

Марка стали и термообработка

45

норм

45

улучш

40Х

улучш

40Х

закал

Насаженная на вал

деталь

(шестерня шкив)

с острыми кромками

15 775 850 900 950

30 750 825 875 925

45 725 800 850 900

60 700 775 825 875

75 675 750 800 850

90 650 725 775 825

Рис37 Номограмма для ориентированного определения

диаметров валов по крутящему моменту

38

необходимые для расчета II вала привода подач в рассматриваемом примере

При расчете валов на ЭВМ углы вводятся в программу в радианах

Если на участке вала действует только крутящий момент то при

составлении исходных данных следует задавать расстояние до шестерни

обусловливающей приложение этого момента величиной 01 см При этом

изгибающий момент от действия радиальной силы будет близок к 0

Например при расчете V вала рассматриваемой коробки подач

(см рис35 и 36) следует принять расстояние l3 = 01 см до шестерни

Д3 = zm = 02 ∙ 20 = 4 см соответственно приняв 3 = 0 и 3 = 157 рад

335 Указания по расчету валов на ЭВМ

Расчет диаметров валов в опасных сечениях I 0 1 II (рис35)

производится на ЭВМ по программе laquoВАЛraquo [20] исходные данные для

расчета по программе laquoВАЛraquo вводятся в режиме диалога с машиной При

расчете нескольких валов каждому файлу необходимо давать новое название

например PETROV1 PETROV2 PETROV3

В приложении В представлены распечатки ввода исходных данных и

результаты расчета диаметров II вала в рассматриваемом примере

Для перевода языка машины в принятые обозначения формул следует

руководствоваться табл 310

В целях удобства программирования di рассматриваются для всех

сечений по приведенному моменту Для сечений в которых не действует MKP

диаметр определяется по iM (без машины) Из всех полученных диаметров

выбирается наибольший и округляется до стандартного ряда

Для нашего примера принимаем d = 18 мм учитывая что этот диаметр

вала не окончательный и может измениться при окончательной

конструктивной проработке привода О выборе геометрических параметров

шлицевых валов сказано ниже в п 34

В курсовом проекте с помощью ЭВМ должны быть рассчитаны все валы

коробки подач В записке приводятся расчетные схемы валов и результаты

расчета (распечатки) по каждому валу

34 Выбор подшипников качения и прочих элементов привода

Выбор подшипников качения ведется по динамической грузоподъемности

C определяемой по формуле

P

CL

где L ndash число миллионов оборотов за расчетный срок службы подшипника

качения

39

Таблица 310

Соответствие символов в программе laquoВАЛraquo

обозначениям в расчетных формулах

Символ в

программе

Обозначение

в формулах

Размерность Наименование параметров

1 2 3 4

C MKp Н∙см Крутящий момент на

рассчитываемом валу

Q g см Расстояние между опорами

B [u ] МПа Допускаемое напряжение

на изгиб

M(I)

Di

см

Делительный диаметр i - го

колеса в точке приложения

силы Pi

F1(I) i рад Угол действия силы Ti

F2(I) i рад Угол действия силы Ri

T(I)

Ti

Н

Тангенциальная сила

действующая в точке

приложения силы Pi

R(I) Ri Н Радиальная сила в той же точке

X(I) X i Н Проекция сил на ось Х в точке

приложения силы Pi

Y(I) Yi Н Проекция сил на ось Y в той же

точке

G(0) RxI Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре I

G(1) RxII Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре II

B1(0) RyI Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

B1(1) RyII Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре II

L(0)

MxI

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре I

L(1) MxII Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре II

U(0) M yI Н∙см Изгибающий момент в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

40

Окончание табл 310

1 2 3 4

L(I) li см Расстояние между опорой II и

точкой приложения силы Pi

М1(0)

M X 0

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquo0raquo

М1(1) M X1 Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquoIraquo

М2(0)

MY0

Н∙см

Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIIraquo

М2(1) MY1 Н∙см Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIraquo

S(0) M I Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре I

S(1)

M II Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре II

S(2) M 0 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquo0raquo

S(3)

M1 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquoIraquo

P(0)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре I

P(1)

IIпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре II

P(2) 0прМ Н∙см Приведѐнный момент

в сечении laquo0raquo

P(3)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в

сечении laquoIraquo

A(0)

d I см Диаметр вала в опоре I

A(1)

d II см Диаметр вала в опоре II

A(2)

d0 см Диаметр вала в сечении laquo0raquo

A(3)

d1 см Диаметр вала в сечении laquoIraquo

41

P ndash расчетная нагрузка подшипника Н

C ndash динамическая грузоподъемность подшипника указанная в катало ndash

ге Н

ndash коэффициент (для шарикоподшипников = 3 для роликоподшип ndash

ников = 333)

Данная формула справедлива при n ge 10 обмин При n = 1 divide 10 обмин

расчет ведут по n = 10 обмин При n lt 1 обмин действующую нагрузку

рассматривают как статическую

Расчетный срок службы подшипника в часах выражается зависимостью

LL

nh

10

60

6

Задавшись Lh (для металлорежущих станков обычно Lh = 12000divide20000 ч)

из данной формулы определяют L затем вычислив P (см ниже) и зная

находят C После того ориентируясь на желаемые габариты и прежде всего на

диаметр шейки вала где должен быть установлен подшипник подбирают по

каталогу 21 наиболее близкий по величине C типоразмер подшипника

Расчетную нагрузку подшипника определяют по формуле

P X V F Y F K Kr a T ( )

где Fr ndash радиальная нагрузка Н

Fa ndash осевая нагрузка Н

X ndash безразмерный коэффициент радиальной нагрузки

Y ndash безразмерный коэффициент вращения (при вращении внутреннего

кольца V = 1 при вращении наружного ndash V = 12)

K ndash безразмерный коэффициент безопасности (для токарных станков

K = 1 ndash 12 для фрезерных ndash K = 13 ndash 18)

KT ndash безразмерный температурный коэффициент (при работе до 1250С

KT = 105)

В коробках подач обычно используют прямозубые колеса поэтому

формула для определения расчетной нагрузки без учета осевых сил примет

вид (при Fa = 0 X =1)

P V F K Kr T

Величина радиальной нагрузки подсчитывается по формуле

F R Rr Xi Yi 2 2

где RXi RYi ndash наибольшие по величине опорные реакции определяемые при

расчете вала (см приложение 3 соответственно G(0) B1(0) или G(1) B1(1))

42

Проведем подбор подшипников для II вала привода в рассматриваемом

примере Из распечатки результатов расчета вала выписываем наибольшие

опорные реакции G(0) = 7566 Н B1(0) = 12285 Н и определяем

Fr 757 6 1228 5 1443 32 2 Н

Для определения расчетной нагрузки принимаем V =1 K = 12 KT = 105

тогда P = 1∙14433∙12∙105 = 18188 Н Определяем L при известной частоте

вращения n = 45 обмин (см табл 31) и задавшись hL = 2000 ч

5410

456020000

10

6066

nhL

L млн оборотов

Динамическая грузоподъемность 868735461818 3 LPC Н

По расчетному значению C приняв диаметр шейки вала шd = 17 мм

(см приложение Б) выбираем по каталогу [21] подшипник 203 с

динамической грузоподъемностью C = 7520 Н

Выбор геометрических характеристик шлицевых валов [17 18 21 и др]

можно производить по ранее рассчитываемому на ЭВМ наибольшему

диаметру сплошного вала Желательно затем произвести проверочный расчет

шлицевого соединения по напряжениям смятия [14 21 и др]

При выборе и расчете шпоночных соединений следует использовать

работы [13 divide 15 21 и др] Сечение шпонки подбирают по диаметру вала

длину ndash обычно на 5 ndash 10 мм короче ступицы закрепляемой детали соедине ndash

ние проверяют на смятие

43

ПРИЛОЖЕНИЕ А

Нормальный ряд чисел в станкостроении (нормаль HII - I) со

знаменателем =106

1 ndash 106 ndash 112 ndash 118 ndash 125 ndash 132 ndash 14 ndash 15 ndash 16 ndash 17 ndash 18 ndash 19 ndash 2 ndash 212 ndash

225 ndash 235 ndash 25 ndash 265 ndash 28 ndash 3 ndash 315 ndash 335 ndash 355 ndash 375 ndash 4 ndash 425 ndash 45 ndash 475

ndash 5 ndash 53 ndash 56 ndash 6 ndash 63 ndash 67 ndash 71 ndash 75 ndash 8 ndash 85 ndash 9 ndash 95 ndash 10

Примечания

1 Числа высшего порядка получаются умножением или делением чисел нор-

мального ряда на 10 100 1000hellip

Например

01 ndash 0106 ndash 0112 hellip 10 ndash 106 ndash 112 hellip 100 ndash 106 ndash 112 hellip

2 Числа геометрического ряда с gt 106 образуются из ряда с = 106 по

зависимости вида

U i106

112 1062 141 1066 178 10610

126 1064 158 1068 2 10612

3 Образование нормального ряда чисел с заданным = 106 производится

путем выписывания каждого (i + 1) числа из которых с = 106 начиная с

минимального ndash заданного

Например

126 1064 при minn = 112

hellip112 ndash 14 ndash 18 ndash 225 ndash hellip ndash 9 ndash 95 ndash 10 ndash 106 hellip

6061411 при minn = 132

hellip132 ndash 19 ndash 265 ndash 375 ndash hellipndash 53 ndash 75 ndash 106 ndash 15 hellip

8061581 при minn = 125

hellip125 ndash 2 ndash 315 ndash 5 ndash hellip ndash 8 ndash 125 ndash 20 ndash 315 hellip

44

ПРИЛОЖЕНИЕ Б

Распечатка исходных данных и результатов расчета

шестерен коробки подач

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ1 BSV

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y=037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 20289 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 170

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 164

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 124

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 096

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 143

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 105

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ2 BSV

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 142

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 131

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 104

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 076

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 3389 S = 1130

45

Продолжение приложения Б

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 120

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 084

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ3 BSV

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 123

А= 0102 С = 120 L = 1

R= 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 072

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБ НОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 079

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ4 BSV

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 108

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 063

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

46

Окончание приложения Б

G = 10 F = 225 U = 138

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 069

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ5 BSV

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 175

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 106

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 128

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 061

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U= 4

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 147

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 067

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

47

ПРИЛОЖЕНИЕ В

Распечатка исходных данных и результатов расчета II вала коробки подач

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

С = 2250 Q = 102 В = 775

М (0) = 10000000 L (0) = 0 Fl (0) = 0 F2 (0) = 157

М (1) = 48 L (1) = 24 Fl (1) = 0 F2 (1) = 157

М (2) = 5 L (2) = 135 Fl (2) = 0785 F2 (2) = 2355

М (3) = 10000000 L (3) = 0 Fl (3) = 0 F2 (3) = 157

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЁТА

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

VAL2 BSS

G (0) = 75761 В1 (0) = 122849

L1 (0) = -133882 М1 (0) = 225065

U (0) = -286321 М2 (0) = 81749

G (1) = 58586 В1 (1) = -2023

L1 (1)=0 М1 (1) = 140606

U (1) = 0 М2 (1) = -4855

S (0) = 316076 Р (0) = 37131 А (0) = 168

S (1) = 0 Р (1) = 194855 А(1) = 135

S (2) = 239451 Р (2) = 308716 А (2) = 158

S (3) = 140690 Р (3) = 240338 А (3) = 145

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

48

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1 Киреев Г И Комплексный расчет коробок скоростей металлорежущих

станков на ЕС ndash ЭВМ методические указания по курсовому и дипломному

проектированию для студентов специальности 0501 Часть 1 Г И Киреев ndash

Ульяновск УлПИ 1984 ndash 43 с

2 Металлорежущие станки и автоматы учебник для машинострои ndash

тельных втузов под ред А С Проникова ndash М Машиностроение 1981 ndash

479 с

3 Тарзиманов Г А Проектирование металлорежущих станков ГА

Тарзиманов ndash М Машиностроение 1980 ndash 288 с

4 Тепинкичиев В К Металлорежущие станки В К Тепинкичиев ndash М

Машиностроение 1973 ndash 472 с

5 Металлорежущие станки учебник для машиностроительных вузов

под ред В Э Пуша ndash М Машиностроение 1985 ndash 575 с

6 Металлорежущие системы машиностроительных производств учебное

пособие для студентов техн вузов О В Таратынов Г Г Земсков И М

Таратынова ndash М Высш шк 1988 ndash 464 с

7 Кузнецов М М Проектирование автоматизированного производствен ndash

ного оборудования учебное пособие для вузов М М Кузнецов В А Усов

К С Стародубов ndash М Машиностроение 1987 ndash 288 с

8 Орликов М Л Металлорежущие станки курсовое и дипломное

проектирование М Л Орликов И Г Федоренко В Н Шишкин ndash Киев

Высш шк1987 ndash 152 с

9 ГОСТ 2701 ndash 76 Схемы Виды и типы Общие требования к

выполнению ndash М Изд ndash во стандартов 1976 ndash 12 с

10 ГОСТ 2703 ndash 88 Правила выполнения кинематических схем ndash М

Изд ndash во стандартов 1988 ndash 7 с

11 Пуш В Э Конструирование металлорежущих станков В Э Пуш ndash

М Машиностроение 1977 ndash 380 с

12 Каминская В В Станины и корпусные детали металлорежущих

станков В В Каминская З М Левиеа Д Н Решетов ndash М Машгиз 1960 ndash

362 с

13 Курсовое проектирование деталей машин справочное пособие часть I

и II А В Кузьмин И Н Макейчик Ф В Калачѐв и др ndash Минск Высш шк

1982 ndash 584 с

14 Анурьев В И Справочник конструктора ndash машиностроителя Т2

В И Анурьев ndash М Машиностроение 1982 ndash 584 с

15 Чернин И М Расчѐты деталей машин справочник И М Чернин

А В Кузьмин Г М Ицкевич ndash Минск Высш шк 1978 ndash 592 с

16 Детали и механизмы металлорежущих станков Т2 под общ ред

Д Н Решетова ndash М Машиностроение 1972 ndash 405 с

49

17 Серенсен С В Валы и оси Конструирование и расчет С В Серенсен

и др ndash М Машиностроение 1970 ndash 312 с

18 СТ СЭВ 185 ndash 75 Геометрические характеристики шлицевых

прямозубых соединений ndash М Изд ndash во стандартов 1975

19 СТ СЭВ 189 ndash 76 и СТ СЭВ 189 ndash 77 Размеры призматических

шпонок ndash М Изд ndash во стандартов 1976

20 Зубенко В Л Методические разработки к курсовому проектированию

по металлорежущим станкам В Л Зубенко М Я Цлаф ndash Куйбышев КПтИ

1978 ndash 32 с

21 Справочник металлиста В 5 т Т1 под общ ред С А Чернавского и

В Ф Рещикова ndash М Машиностроение 1976 ndash 768 с

22 Сена Л А Единицы физических величин и их размерности учебно-

справочное руководство ЛА Сена ndash 3-е изд перераб и доп ndash М Наука

Гл ред физ-мат лит 1988 ndash 432 с

23 Кочергин А И Конструирование и расчет металлорежущих станков и

станочных комплексов Курсовое проектирование учебное пособие для вузов

А И Кочергин ndash Минск Высш шк 1991 ndash 382 с

Учебное издание

РАСЧЕТ ПРИВОДОВ ПОДАЧ

МЕТАЛЛОРЕЖУЩИХ СТАНКОВ

Методические указания по курсовому

и дипломному проектированию

Составители Шестернинов Александр Владимирович

Горшков Геннадий Михайлович

Редактор НАЕвдокимова

Подписано в печать 30082007 Формат 60times8416 Услпечл302

Тираж 150 экз Заказ

Ульяновский государственный технический университет

432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Типография УлГТУ 432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Page 6: Расчет приводов подач металлорежущих станков. Методичка

7

При расчетах независимого привода подач частоту вращения последнего

вала (реечной шестерни или ходового винта) определяют подобно

вышеизложенному

Отличием при этом является лишь то что величины подач заданы в

мммин а определяемые частоты вращения измеряются в обмин Дальнейший

кинематический расчет выполняется аналогично расчету коробок скоростей

2 ПРИМЕРЫ КИНЕМАТИЧЕСКОГО РАСЧЕТА ПРИВОДОВ ПОДАЧ

21 Кинематический расчет зависимого привода

подач с реечной шестерней

Исходные данные проект привода подач к токарному станку

060min S ммоб 560max S ммоб = 141

Предварительно определим недостающие параметры необходимые для

кинематического расчета

Диапазон регулирования minmax SSRZ = 056 006 = 93 Обозначив

1min SS ZSS max можно записать 11

ZZ SS тогда 1

1 Z

ZZ SSR

Отсюда число ступеней подач

8411lg

39lg1

lg

lg1

ZR

S

По нормали станкостроения HII-I (см приложение А) выписываем

нормальный ряд подач в мм об S1= 006 S2 = 0085 S3 = 0118 S4 = 017 S5

= 0236 S6= 0335 S7= 0475 S8 = 067

211 Построение графика частот вращения валов

На основании анализа существующих станков выбирается базовая модель

станка (если она не задана) привод подач которого аналогичен

проектируемому

Для нашего примера в качестве прототипа используем станок мод 16К20

Принимаем коробку подач с передвижными блоками зубчатых колес и

структурную формулу для нее 8222 421 Z Здесь индексы при

сомножителях определяют характеристики групповых передач

ГРX = 1 2 4

По выбранному ряду подач S S S1 2 8 и принятым по базовому станку

параметрам реечной шестерни Pm = 3 и PZ = 18 определим частоты вращения

8

реечного колеса за один оборот шпинделя

2827

1

183143

06011

PP Z

S

mn

обобшп

2120

12 n

1542

13 n

1060

14 n

771

15 n

547

16 n

385

17 n

273

18 n

Для построения графика частот вращения реечного колеса необходимо

определить количество интервалов (те количество горизонтальных линий)

и число валов привода (вертикальных линий)

Представим наибольший перепад частот вращения maxU от шпинделя до

вала реечной шестерни в виде

28271max ПРXnnU шп

Отсюда характеристика всего привода ПРХ (те количество интервалов

между шпn = 1 и 1n = 12827 обобшп на графике частот вращения)

определяется отношением

1323411lg2827lglglg max UX ПР

или округлив ПРХ = 23

Следовательно весь привод подач имеет 23 интервала lg и поэтому для

построения графика частот вращения следует провести 23 + 1 = 24 горизон ndash

тальные линии Против этих линий (рис21) начиная с минимальной частоты

вращения и до единицы выписываются скорректированные по нормали HII-I

частоты вращения реечного колеса в обобшп

231

1

2800

1

n

222

1

2000

1

n

213

1

1400

1

n hellip

321

1

82

1

n

222

1

2

1

n

1

41

123 n

Затем рядом с соответствующими частотами выписываем величины подач

от 1S до 8S в ммоб

Следует отметить что величины частот вращения полученные

непосредственным возведением знаменателя в указанную степень будут

отличаться от стандартного ряда частот вращения Например

9

Рис 21 График частот вращения валов зависимого

привода подач с реечной передачей

10

270414111 231 n 191714111 22

2 n и тд Такая погрешность

закономерна и приниматься во внимание на данном этапе кинематического

расчѐта не должна

Для определения числа валов в приводе необходимо общее передаточное

отношение 231 1 шпобщ nni распределить между отдельными

передаточными отношениями зубчатых передач входящих в механизм подач

При этом необходимо соблюсти условия приведенные в табл11

Разбивку общего передаточного отношения лучше всего начинать с

предпоследнего звена цепи подачкоторым в зависимых приводах большинства

станков является червячная передача Передаточное отношение червячной

передачи обычно принимается в пределах 4i = 16 + 164 Примем 10

4 1321 i тогда можно записать

131023

111

общi

Передаточное отношение приходящееся на долю зубчатых пар учитывая

рекомендации табл11 представим в таком виде

4332133

111111

i

Из условия получения наименьших габаритных размеров коробок подач

необходимо стремиться к тому чтобы передаточные отношения отдельных

понижающих зубчатых передач плавно убывали от шпинделя к тяговому

устройству В этом случае нижняя ветвь графика (см рис21) представляет

собой плавную выпуклую линию

Таким образом количество валов привода подач определяется

количеством сомножителей входящих в общi плюс 1 (вал ndash шпиндель) В

нашем случае привод подач будет иметь 6 + 1 = 7 валов которые представля ndash

ются на графике частот вращения в виде вертикальных линий и обозначаются

римскими цифрами

Далее на основании структурной формулы 8222 421 Z и принятой

разбивки передаточного отношения между передачами строится график частот

вращения механизма подач

212 Определение чисел зубьев передач

Минимальное число зубьев шестерен в коробках подач можно принимать

minшZ = 15 и даже меньше [8] но из условия отсутствия подрезания ножки

11

зуба целесообразно назначать minшZ ge 18

Приняв 1шZ = 18 для первой одиночной передачи (между валами I и II) и

имея 11 i определим число зубьев колеса 111

iшZZK = 18 ∙ 141 = 25

При определении чисел зубьев групповой передачи между II и III валами

необходимо не только выдержать имеющиеся передаточные отношения 2

2 1i и 13 i но и обеспечить постоянную сумму зубьев в пределах

этой передачи constZZZZZ КК шш 3322

Приняв 2

шZ = 19

определим число зубьев колеса 3819 22

22 iшZZK Суммарное число

зубьев sum Z = 19 + 38 = 57 Числа зубьев других передач в группе находим по

формулам

1

i

i ZZш и шZZZK

Имея 13 i и Z = 57 получим 3

шZ asymp 24 и 3

KZ = 33 Аналогично

определяются значения Z остальных передач Результаты расчета

представлены в табл 21

Таблица 21

Значения i Z и sum Z групповых передач привода подач

i KZZш sum Z i KZZш sum Z

11 i

18 25

43

3

6 1i

7i

20 56

44 32

76

76

22 1i

13 i

19 38

24 33

57

57

48 1i

20 80

100

34 1i

15 i

19 53

30 42

72

72

10

9 1i

1 32

ndash

213 Проверка отклонений действительных величин

подач от нормального ряда

Отклонение действительных величин подач от установленных нормалью

HII ndash I не должно превышать plusmn 10 ( ndash 1) В нашем случае максимально

возможное отклонение подачи может быть ΔS = plusmn 10 (141 ndash 1) = 41

12

Действительные величины подач ДS находим из уравнений кинематического

баланса

61018332

1

80

20

56

20

53

19

38

19

25

1811 ДS

71100060

0600610100

1

111

S

SSS

Д

Подобным образом проводится проверка всех 8 значений подач Если

отклонение действительной величины подачи превышает допустимое

значение то изменяют числа зубьев колеса и шестерни отдельных передач

сохранив их сумму при этом неизменной

214 Разработка кинематической схемы коробки подач

Кинематический расчет завершается вычерчиванием кинематической

схемы коробки подач В качестве исходных данных используется график

частот вращения и кинематическая схема базового станка На схеме (рис22)

указывается номера валов характеристика электродвигателя (для

независимого привода) числа зубьев колес Кинематическая схема должна

вычерчиваться с соблюдением требований ГОСТ [910]

При наличии в коробке подач подвижных тройных блоков необходимо

учитывать следующее При перемещении подвижного блока его крайние

колеса (правое и левое) проходят мимо среднего колеса неподвижного блока

Чтобы зубья этих колес не зацеплялись для некоррегированных колес должно

быть соблюдено условие

Z Z ZCP KP 4 где Z

CP ndash число зубьев среднего колеса неподвижного

блока ZKP

ndash число зубьев крайнего колеса неподвижного блока Z ndash

суммарное число зубьев средних колес подвижного и неподвижного блоков

22 Кинематический расчет независимого привода

подач с винтовой передачей

Кинематический расчет независимых приводов подач имеет много общего

с кинематическим расчетом приводов главного движения [1 2 3 и др]

Основное отличие заключается лишь в определении величин расчетных

перемещений ndash величин подач Для кинематического расчета здесь в

большинстве случаев задаются шагом винта подачи и величинами минутных

подач S мммин Описание приводимого ниже примера методически схоже с

предыдущим (см п21) и поэтому дано в более сокращенном варианте

Исходные данные проект привода продольной подачи к универсальному

13

Ри

с22

К

ин

емат

ичес

кая

схем

а за

ви

сим

ого

при

вод

а п

од

ач с

рее

чн

ой

пер

едач

ей

14

горизонтально ndash фрезерному станку Smin= 19 мммин Smax = 950 мммин

количество подач Z = 18 Эn = 1450 обмин Диапазон регулирования

5019950minmax SSRZ знаменатель ряда

26150171 ZZR

По нормали станкостроения HII ndash I (см приложение А) выписываем ряд

подач S1 = 19 S2 = 236 S3 = 30 S4 = 375 S5 = 475 S6 = 60 S7 = 75

S8 = 95 S9 = 118 S10 = 150 S11 = 190 S12 = 236 S13= 300 S14 = 375 S15

= 475 S16 = 600 S17 = 750 S18 = 950 обмин

Принимаем в качестве прототипа станок мод 6Н82 имеющий шаг винта

продольной подачи стола t = 6 мм

По принятым величинам подач определяем частоты вращения винта в

обмин по формуле n = S t Полученные значения частот вращения сразу

округляем до значений указанных в нормали HII ndash I для = 126

1536

191 n 4

6

6232 n 5

6

303 n и тд

(см рис 23 частоты вращения на XI валу)

Принимаем структурную формулу коробки подач привода

Z 3 3 2 183 1 9

Далее кинематический расчет производится по методике изложенной

в п21

Принятой структурной формуле соответствует график частот вращения

(см рис23) и кинематическая схема привода подач на рис24

3 ПРОЧНОСТНОЙ (СИЛОВОЙ) РАСЧЕТ ПРИВОДОВ ПОДАЧ

После того как построен график частот вращения валов привода подач

вычерчена кинематическая схема и определены числа зубьев колес

выполняется силовой расчет отдельных элементов привода

В этом разделе параллельно с изложением общей методики приводится

пример численного расчета коробки подач зависимого привода

рассматриваемого ранее в п 21

Методика прочностного расчета может быть использована и для расчета приводов

главного движения

15

Рис23 График частот вращения валов независимого

привода подач с винтовой передачей (гори ndash

зонтально - фрезерный станок)

16

Ри

с24

К

ин

емат

ичес

кая

схем

а п

ри

вод

а п

од

ач г

ори

зон

тальн

о ndash

фрез

ерн

ого

ста

нка

17

Исходные данные для прочностного расчѐта описываемого примера

расчетное число часов работы привода Т = 20000 ч тяговое усилие

развиваемое исполнительным органом Q = 11000 Н

31 Определение недостающих параметров

для прочностного расчета

Прочностной расчет привода подач должен быть выполнен таким

образом чтобы все его звенья могли выдержать нагрузки возникающие при

черновых режимах работы В соответствии с этим необходимо предварительно

определить расчетные величины частот вращения валов мощностей крутящих

моментов и других параметров действующих при силовом резании Однако

несмотря на то что все типы приводов подач должны рассчитываться для

черновой обработки между ними существует отличие в определении

указанных расчѐтных величин

311 Определение расчетных частот вращения

валов привода

Расчѐтная частота вращения i - го вала привода n n n nI II III i ndash опре ndash

деляется по графику частот вращения с помощью расчетной ветви

обозначаемой на графике утолщенной линией (см рис 21 и 23)

Положение расчѐтной линии для коробок скоростей определяется

расчѐтной частотой вращения шпинделя

4

min

max

minn

nnnшп (31)

где nmin и nmax ndash соответственно минимальная и максимальная частоты

вращения шпинделя (задаются или определяются по базовому станку)

В нашем случае для станка мод 16К20 при minn = 16 обмин

maxn = 2000 обмин ndash шпn = 535 обмин Корректируя по станку имеем

шпn = 63 обмин

Положение расчетной ветви на графике в приводах подач независимого

типа определяется расчетной частотой вращения последнего вала привода

(см рис23)

3

max

minmax

n

nnn прн

(32)

18

где nmin и nmax ndash минимальная и максимальная частоты вращения последнего

вала привода подач

Положение расчетной ветви для зависимых приводов подач определяется

верхней линией на графике (см рис 21) Однако расчетные значения in

берутся здесь не прямо с графика а находятся путем умножения частот

вращения верхней линии на величину шпn определяемой по формуле 31

Для нашего примера 6311 шпnn обмин

456341

1IIn 53163

2

1IIIn 52263

82

1IVn 531Vn

97638

1IVn 252063

250

1VIIn

312 Определение потребной величины мощности

подачи исполнительного органа станка

Мощность расходуемая непосредственно исполнительным органом

станка на осуществление подач относительно невелика и может быть

приблизительно определена по мощности электродвигателя привода главного

движения В этом случае она обычно принимается для токарных и

револьверных станков равной 1 ndash 4 сверлильных 4 ndash 5 и фрезерных

15 ndash 20 от мощности главного привода Более точно потребную величину

мощности подачи исполнительного органа станка в кВт можно определить по

формуле

10200060

МИНSQ

N (33)

где Q ndash тяговая сила необходимая для перемещения исполнительного органа

станка при резании Н

МИНS ndash величина минутной подачи при черновой обработке мммин

Величину тяговой силы если она не задана можно рассчитать по

формулам приведенных в работах [6811]

Подача МИНS при расчете независимого привода определяется следующим

образом

ПРНМИН ntS или ПРНМИН nzmS

При расчете зависимого привода величина МИНS определяется

произведением

шпnSSМИН

где S ndash максимальная подача за 1 оборот шпинделя ммоб

19

В нашем примере 4263600 МИНS мммин Q = 11000 Н

соответственно

N

11000 42

60 1020000 075 кВт

Если привод подач независим т е движение подачи осуществляется от

отдельного электродвигателя то необходимая мощность двигателя

определяется отношением

эN =n

N

где n ndash КПД цепи подач приближенно принимаемой при расчете двигателя

n = 015 divide 02

Найденная величина эN уточняется при выборе типа электродвигателя по

справочным данным

313 Определение величины мощности и крутящих

моментов на валах привода

Мощность на i - м валу независимого привода подач и коробок скоростей

определяется произведением

iэi NN

где i ndash КПД участка кинематической цепи до i ndash вала подсчитываемый как

произведение КПД отдельных элементов (см табл 33) начиная с вала

электродвигателя ( IIIIIIi )

Мощность на i - м валу зависимого привода определяется следующим

образом

ii

NN

где i ndash КПД участка кинематической цепи до i - го вала подсчитываемый как

произведение КПД отдельных элементов (см табл 33) начиная с вала

тягового устройства

В нашем примере 0760990

0750

i

NNVII

кВт

NVI

0 076

0 8 0 9950 096

2

кВт NV

0 096

0 99 0 9950 098

2

кВт

20

N IV 0100 кВт N III 0102 кВт N II 0104 кВт N I 0106 кВт

Крутящий момент на i - м валу любого привода определяется по фор ndash

муле

i

ii n

NM 974000 Н∙см

В рассматриваемом приводе подач

164063

1060974000974000

I

II n

NM Н∙см

2250IIM Н∙см 3150IIIM Н∙см 4330IVM Н∙см

3030VM Н∙см 11830VIM Н∙см 293740VIIM Н∙см

32 Расчет зубчатых передач

Расчет цилиндрических зубчатых колес (шестерен) заключается в

определении требуемого модуля Для стальных прямозубых колес модуль

определяется по следующим двум формулам

1) из условия изгибной прочности зубьев

3

19500000

nm

uвu

KKKN

Н

НРДП

2) из условия контактной прочности (усталости) поверхностных слоѐв

зубьев

3

210700001

nzi

im НРДП KKKN

квк

Порядок выбора исходных данных с указанием их размерностей приведен

в п 321

Из двух рассчитываемых модулей выбирается большее значение и

округляется до стандартного m = 1 15 2 25 3 4 5 6 8 10hellip(мм)

321 Определение исходных данных для расчета зубчатых колес

Выбор исходных величин необходимых для расчета модулей зубчатых

колес производится с помощью указаний табл 31 В ней же приведены

числовые величины рассматриваемого примера

21

Таблица 31

Исходные данные для определения модулей зубчатых колес

Исходные данные и

определяемые

величины

Обозначе ndash

ния и раз ndash

мерность

Расчетные

формулы

Указания

по выбору

см hellip

Числовые

величины

(см

пример)

1 2 3 4 5

Степень точности

зубчатых передач

(67 или 8)

ndash

ndash

По ГОСТ

1643-81

7

Марка стали и

термообработка

1 ndash 40Х нормализация

2 ndash 12ХН3А цементация

и закалка

3 ndash 40ХФА

азотирование

Табл 32

[14]

ndash

Мощность на валах

привода

ndash для коробок подач с

независимым

приводом и коробок

скоростей

ndash для коробок подач с

зависимым приводом

iN кВт

iN кВт

iэi NN

ii NN

п 313

п 313

ndash

IN =0106

IIN =0104

IIIN =0102

IVN =0100

VN =0098

Число зубьев

шестерен (зубчатое

колесо с меньшим

числом зубьев)

Z

ndash

Из кинемаndash

тического

расчета

рис 22

1 ndash 18

5 ndash 24

7 ndash 30

11 ndash 44

15 ndash 20

Расчетная частота

вращения вала

(шестерни)

n обмин

ndash

п 311 In =63

IIn =45

IIIn =315

VIn =225

Vn =315

22

Продолжение табл 31

1 2 3 4 5

Передаточное число

зубчатой пары

i

Определяется

отношением числа

зубьев большего колеса

к меньшему (т е i ge 1)

1i =139

2i =138

3i =14

4i =138

5i =4

Отношение ширины

зубчатого венца (acirc) к

модулю (m)

в

mвв

147 в

10

Коэффициенты

перегрузки

динамичности

неравномерности

распределения

нагрузки

формы зуба

ПK

ДK

НРK

НУ

ndash

ndash

ndash

ndash

Табл34

Табл35

(в короб ndash

ках подач

ДK =1)

Табл36

Рис31

при =0

12

1

1 ndash 17

5 ndash 11

7 ndash 105

11 ndash 11

15 ndash 12

1 ndash 037

5 ndash 042

7 ndash 050

11 ndash 049

15 ndash 040

Общая

продолжительность

работы механизма за

расчетный срок

службы

МТ ч

ndash

Из задания

20000

Суммарное число

циклов нагружения

зуба за TM

CN CN

MTn 60

ndash

7 6 107

5 4 107

38 107

2 7 107

38 107

23

Окончание табл 31

1 2 3 4 5

Коэффициент

переменности режима

нагрузок для расчета

модуля на изгиб

Kи реж

ndash

Рис 32

для сред ndash

него ре ndash

жима при

среднем

значении

NC 4 7 107

113

Длительный предел

выносливости зуба

при работе на изгиб

(для трех сталей)

σи пр МПа

ndash

Табл 32

[14]

1 ndash 180

2 ndash 460

3 ndash 300

Допускаемое

напряжение на изгиб

[σи] МПа [σи] =

= σи пр Kи реж

1 ndash 2029

2 ndash 5200

3 ndash 3389

Коэффициент

переменности режима

нагрузок для расчета

модуля на контакт ndash

ную прочность

Kк реж

ndash

Рис33

для сред ndash

него ре ndash

жима при

среднем

значении

NC

108

Длительный предел

контактной

выносливости (для

трех сталей)

σКД МПа

ndash

Табл33

[14]

1 ndash 500

2 ndash 1200

3 ndash 1050

Допускаемое

напряжение при

расчете на контакт ndash

ную прочность

[σк] МПа [σк] =

= σКД Kк реж

1 ndash 580

2 ndash 1300

3 ndash 1130

24

Таблица 32

Предел выносливости зубьев для цилиндрических колес

при расчете на изгиб ndash σи пр и контактную прочность ndash σКД

Марка стали

Вид термообработки

σи пр МПа

σКД МПа

40Х

40Х

40Х

50ХН

20Х

18ХГТ

20ХНМ

12ХН3А

25Х2ГНТА

25ХГТ

40Х

40ХФА

Нормализация

Улучшение

Закалка с нагревом ТВЧ

Закалка объемная

Цементация и закалка

То же

raquo

raquo

raquo

raquo

Азотирование (газовое)

То же

180

220

240

260

440

300

440

460

440

400

240

300

500

600

950

980

1150

1150

1200

1200

1200

1100

950

1050

Таблица 33

Значения КПД элементов передач

Элементы передач

КПД

Зубчатая передача

цилиндрическая со шлифованными зубьями

коническая

Червяная передача

Ременная передача

Цепная передача роликовой цепью

Передача винт-гайка

однозаходный винт

двухзаходный винт

Подшипник качения

Подшипник скольжения

099

097

07 ndash 09

095 ndash 098

096

045

065

0995

098 ndash 0985

25

Таблица 34

Коэффициент перегрузки ПK

Характеристика

привода условия

пуска и торможения

Характер процесса резания

равномерный

припуск

неравномерный

припуск

фрезерование

удары

Плавный пуск и

торможение с

помощью

фрикционных муфт

или наличие упругих

и демпфирующих

элементов или

наличие ременной

передачи

10

11 ndash 13

14

Резкий пуск и

торможение

непосредственно от

асинхронного эл

двигателя или

возможность частого

соударения зубьев

при переключении

на ходу

11 ndash 17

12 ndash 17

17

Таблица 35

Коэффициент динамичности ndash ДK для стальных

прямозубых цилиндрических колес

Степень

точности

передачи

Окружная скорость колеса мс

1 ndash 3 3 ndash 6 6 ndash 9 9 ndash 12

6 10 ndash 105 105 ndash 11 11 ndash 115 115 ndash 125

7 105 11 ndash 115 115 ndash 125 12 ndash 135

8 105 ndash 11 115 ndash 12 12 ndash 135 ndash

26

Таблица 36

Средние значения коэффициента неравномерности распределения

нагрузки НРK для стальных прямозубых цилиндрических колес

Отношение

z

в

Расположение зубчатого колеса

симметрично

относительно

опор

вблизи одной

опоры

(вал жесткий)

вблизи одной

опоры

(вал средней

жесткости)

на

консоли

02 10 10 11 12

04 105 11 12 14

06 11 115 13 17

08 115 12 145 20

12 125 14 17 ndash

16 14 16 ndash ndash

20 16 ndash ndash ndash

Рис31 Зависимость коэффициента формы зуба УН от числа

зубьев Z и коэффициента смещения ξ (для некор ndash

регированных колес ξ = 0)

27

Ри

с32

З

ави

сим

ост

ь к

оэф

фи

ци

ента

пер

емен

ност

и р

ежи

ма

наг

рузо

к К

и р

еж

о

т чи

сла

ци

клов н

агруж

ени

я N

c

__________

цем

ента

ци

я

_ _

_ _

_ _

_ у

луч

шен

ие

норм

али

зац

ия за

кал

ка

азо

тирован

ие

1 ndash

сред

нел

егки

й р

ежи

м р

аботы

2 ndash

сред

ни

й р

ежи

м р

аботы

3 ndash

сред

нет

яж

елы

й р

ежи

м р

аботы

28

Ри

с32

З

ави

сим

ост

ь к

оэф

фи

ци

ента

пер

емен

ност

и р

ежи

ма

наг

рузо

к К

и р

еж

о

т чи

сла

ци

клов н

агруж

ени

я N

c

__________

цем

ента

ци

я

_ _

_ _

_ _

_ у

луч

шен

ие

норм

али

зац

ия за

кал

ка

азо

тирован

ие

1 ndash

сред

нел

егки

й р

ежи

м р

аботы

2 ndash

сред

ни

й р

ежи

м р

аботы

3 ndash

сред

нет

яж

елы

й р

ежи

м р

аботы

29

Для каждой зубчатой передачи следует провести два ndash три расчета

используя материалы с разными прочностными характеристиками В

результате будут получены два ndash три разных модуля Это позволит например

сконструировать коробку подач меньших габаритов и веса применив для

колес более прочный и дорогой материал С другой стороны можно

изготовить коробку с зубчатыми передачами имеющими один модуль путем

подбора материалов с разными прочностными свойствами Окончательное же

решение по обоснованному выбору марок сталей следует производить на

основе технико-экономических расчетов

При изложении материала в пояснительной записке по п321 следует

придерживаться порядка приведенного в табл 31

В случае использования справочных данных выраженных во

внесистемных единицах измерения для перевода их размерностей в единицы

СИ необходимо руководствоваться справочником [22]

322 Указания по расчету зубчатых колес на ЭВМ

Расчет модулей зубчатых колес из различных материалов производится на

ЭВМ по программе laquoШестерняraquo [20] Исходные данные для расчета колес по

программе laquoШестерняraquo вводятся в режиме диалога с машиной

В приложении Б представлены распечатки ввода исходных данных и

результаты расчѐта модулей колес в рассматриваемом примере Эти

распечатки вклеиваются в записку Для перевода символов языка машины в

принятые обозначения формул следует руководствоваться табл 37

Анализируем результаты расчета и принимаем в качестве материала

зубчатых колес сталь 40Х нормализованную В этом случае расчетные

значения laquoизгибногоraquo модуля составят соответственно иm = 17 142 137

137 175 мм Принимаем для всех колес коробки модуль равный 2 мм

Следует отметить что модули колес меньше 15 мм в коробке подач

рассматриваемых станков применять не рекомендуется

33 Расчет валов привода

Расчет валов привода подач заключается в определении их диаметров из

условия прочности и содержит целый ряд промежуточных этапов

Необходимо отметить что данный расчет является проектировочным т е

служит для предварительного определения диаметров вала которые в

дальнейшем уточняются при выборе подшипников зубчатых колес расчете

шпонок шлицев и др

331 Разработка компоновочной схемы

Для расчета вала необходимо располагать расчетной схемой его

30

Таблица 37

Соответствие символов в программе laquoШестерняraquo

обозначениям в расчетных формулах

Символ в

программе

Обозначение

в

формулах

Размерность Наименование параметров

1 2 3 4

A Ni кВт Мощность передаваемая i - м валом ( i = 1+У)

C Kn ndash

Коэффициент перегрузки

L KDi ndash

Коэффициент

динамичности

R

KHPi

ndash

Коэффициент

неравномерности

распределения нагрузки

Y НiУ ndash

Коэффициент формы зуба

Z Zi ndash

Число зубьев i - й

шестерни

G вi

ndash

Коэффициент ширины

зубчатого венца

F ni обмин Частота вращения

U ii ndash

Передаточное число

зубчатой пары

W [ ]u ij МПа Допускаемое напряжение

на изгиб

S [ ]K ij МПа Допускаемое напряжение

контактное

M1 muij мм Модуль laquoизгибнойraquo

M2 кijm мм Модуль laquoконтактныйraquo

31

нагружения которая выполняется на основе предварительно разработанной

компоновочной схемы коробки подач Компоновочная схема или эскизная

компоновка выполняется в виде развертки по валам и свертки определяющей

пространственное расположение валов (см рис 34) Эта схема вычерчивается

в произвольном масштабе и в обязательном порядке помещается в записку

При ее разработке следует использовать чертежи привода подач базового

станка чтобы осуществить по возможности наиболее близкую компоновку

разрабатываемой коробки к имеющейся Кроме того необходимо пользоваться

рекомендациями работ [31517] по выбору конструктивных параметров

зубчатых колѐс и других элементов привода

На рис 34 изображена компоновочная схема коробки подач

рассматриваемого примера Там же приведены некоторые рекомендации по

выбору конструктивных параметров В зацеплении показываются те зубчатые

колеса которые соответствуют расчѐтной ветви на графике подач

(см рис 21) С помощью этой схемы могут быть определены все

необходимые расстояния между опорами шестернями а также направления

тангенциальных и радиальных усилий

При вычерчивании компоновочной схемы необходимо

ndash обеспечить достаточные осевые перемещения зубчатых колес муфт

переключающих устройств

ndash исключить одновременное включение зубчатых колес с двумя

смежными неподвижными колесами

ndash обеспечить доступную и быструю сборку и разборку легкую

регулировку опор зубчатых зацеплений Кроме того обеспечить хороший

доступ для осмотра деталей коробки и ремонта

ndash конструкцию корпуса выполнять удобной простой и технологичной

обеспечивающей простоту монтажа и демонтажа деталей и узлов коробок

ndash возможно большее число центров валов располагать по одним и тем же

вертикалям и горизонталям что обеспечивает наибольшую простоту

настройки станков при обработке посадочных отверстий в корпусах

ndash обеспечить наибольшую жесткость валов и опор для чего следует

расстояние между зубчатыми колѐсами и другими деталями принимать

наименьшими из допустимых

332 Составление расчетной схемы нагружения вала

Расчет валов в настоящих методических указаниях производится на ЭВМ

Программа расчета составлена для унифицированной схемы нагружения

двухопорного вала (рис35) двумя силами в пролете P0 и P1 и силами P2 и P3

приложенными на консольных участках Эти силы возникают в зубчатых

зацеплениях при передаче крутящего момента К такой схеме нагружения

можно привести большое число валов приняв для отсутствующих шестерен

силы равными нулю Расстояния между опорами валов и закрепленными на

32

Ри

с3

4 К

ом

пон

овочн

ая с

хем

а короб

ки

под

ач

а-раз

вер

тка

б-с

вер

тка

(од

ин

из

возм

ож

ны

х в

ари

анто

в)

33

Рис35 Расчетная унифицированная схема нагружения вала к программе ldquoВалrdquo

Рис36 Расчетная схема нагружения II вала в рассматриваемом примере

34

нем шестернями а также направление тангенциальных ( iT ) и радиальных ( iR )

усилий определяется с помощью компоновочной схемы При этом радиальные

усилия всегда направлены к центру рассчитываемого вала а тангенциальные

совпадают с направлением вращения ведущего колеса Все линейные размеры

( g l l 0 1 ) отсчитываются от II опоры причем для отсутствующих шестерен

они задаются равными 0 Углы i и i определяющие направления

радиальных iR и тангенциальных iT сил должны отсчитываться против

часовой стрелки от положительного направления оси Х выбранного так как

показано на схеме Для отсутствующих шестерен принимается 0i

571i рад (900 ) Начальные диаметры отсутствующих шестерен (Д = Д0

Д1hellip) принимаются равными бесконечности а практически ndash большой

величине например Д = 10000000 см При этом окружная и радиальная силы

получаются близкими к 0

На рис 36 показана расчетная схема нагружения II вала для нашего

примера

333 Порядок расчета вала с помощью унифицированных формул

Расчет стального сплошного вала на двух опорах из условия прочности

заключается в определении его диаметров в сечениях I 0 1 II (см рис35)

Последовательность расчета выполняемого по унифицированным

формулам программ следующая

1) Определение действующих в зацеплении сил

ii

Д

МT КР2 R T tgi i

o 20

2) Определение проекций сил на оси X и Y

X T Ri i i i i cos cos Y T Ri i i i i sin sin

3) Определение опорных реакций в плоскостях X ndash горизонтальная и

Y ndash вертикальная соответственно в опоре I и II

g

lxlxlxlxR

IX33221100

R x x x x RX XII I 0 1 2 3

g

lylylylyR

IY33221100

R y y y y RY YII I 0 1 2 3

Силы направленные на вал при принятом расположении осей координат

имеют знак laquo + raquo а от вала laquo ndash raquo Для реакций правило знаков противоположно

35

4) Определение изгибающих моментов в сечениях

над левой опорой (сечение I)

M x l gX I 2 2( ) M y l gYI

2 2( )

над правой опорой (сечение II)

M x lX II 3 3 M y lYII

3 3

под силой P0 (сечение 0)

)()( 00220

lgRllxMI

XX )()( 00220

lgRllyMI

YY

под силой P1 (сечение 1)

M x l l R lX XI II 3 1 3 1( ) M y l l R lY YI II

3 1 3 1( )

5) Определение суммарных изгибающих моментов

M M MI X YI I 2 2 M M MII X YII II 2 2

M M MX Y 02 2

0 0 M M MX Y1

2 2

1 1

6) Определение приведенных моментов ПРМ

Приведенные моменты определяются в каждом из 4-х сечений в

отдельности по формуле

22750 КРMMM iпрi где i = 0 1 I II

7) Определение диаметра вала в каждом из сечений производится по

зависимости

3

10 и

прii

Md

где ПРМ Н∙см [ и ] ndash допускаемое напряжение на изгиб МПа

334 Определение исходных данных для расчета валов

Указания по определению исходных данных для расчета валов приведены

в табл38 В ней же даны численные значения исходных параметров

36

Таблица 38

Исходные данные для расчета диаметров вала

Исходные

данные и

определя ndash

емые

величины

Обозна ndash

ения и

раз ndash

мерность

Расчетные

формулы

Указания по

выбору

Числовые

величины

(см пример)

Крутящий

момент на

рассчиты ndash

ваемом валу

MKP

Н∙м

MKP =

= 974000 N

n

п 313 2250

Марка

стали и

термообра ndash

ботка

Сталь 45

нормализованная

Табл39

[3 13 14]

ndash

Допускаемое

напряжение

на изгиб

[ ]u

МПа

ndash Рис37 и

табл39

[3 13 14]

775

Начальные

диаметры

колес

Д0 Д1 Д2 Д3

в расчетной

схеме

Д см Д = z m z ndash из

кинематичес ndash

кого расчета

mndash в п322

диаметры

отсутствую ndash

щих шестерен

Д = 10000000

Д0 =10000000

Д1 = 48

Д2 = 50

Д3 = 107

Расстояния

g l0 l1

l2 l3

в расчетной

схеме

g l

см

ndash п332 рис 35

(числовые

величины

см рис 36)

g0 = 102

l0 = 0

l1= 24

l2 = 135

l3 = 0

Углы

действия сил

i для iT

i для iR

i i

рад

ii0

0180

ii0

0180

где 0

i 0

i

ndash углы

измеренные

в градусах

п332 рис 35

(числовые

величины

см рис 36)

0 = 0

0 = 157

1 = 0

1 = 157

2 = 0785

2 = 2355

3 = 0

3 = 157

37

Таблица 39

Допускаемые напряжения на изгиб [ и ] для стальных валов (в МПа)

Источник

концентрации

напряжения

Диаметр

вала мм

Марка стали и термообработка

45

норм

45

улучш

40Х

улучш

40Х

закал

Насаженная на вал

деталь

(шестерня шкив)

с острыми кромками

15 775 850 900 950

30 750 825 875 925

45 725 800 850 900

60 700 775 825 875

75 675 750 800 850

90 650 725 775 825

Рис37 Номограмма для ориентированного определения

диаметров валов по крутящему моменту

38

необходимые для расчета II вала привода подач в рассматриваемом примере

При расчете валов на ЭВМ углы вводятся в программу в радианах

Если на участке вала действует только крутящий момент то при

составлении исходных данных следует задавать расстояние до шестерни

обусловливающей приложение этого момента величиной 01 см При этом

изгибающий момент от действия радиальной силы будет близок к 0

Например при расчете V вала рассматриваемой коробки подач

(см рис35 и 36) следует принять расстояние l3 = 01 см до шестерни

Д3 = zm = 02 ∙ 20 = 4 см соответственно приняв 3 = 0 и 3 = 157 рад

335 Указания по расчету валов на ЭВМ

Расчет диаметров валов в опасных сечениях I 0 1 II (рис35)

производится на ЭВМ по программе laquoВАЛraquo [20] исходные данные для

расчета по программе laquoВАЛraquo вводятся в режиме диалога с машиной При

расчете нескольких валов каждому файлу необходимо давать новое название

например PETROV1 PETROV2 PETROV3

В приложении В представлены распечатки ввода исходных данных и

результаты расчета диаметров II вала в рассматриваемом примере

Для перевода языка машины в принятые обозначения формул следует

руководствоваться табл 310

В целях удобства программирования di рассматриваются для всех

сечений по приведенному моменту Для сечений в которых не действует MKP

диаметр определяется по iM (без машины) Из всех полученных диаметров

выбирается наибольший и округляется до стандартного ряда

Для нашего примера принимаем d = 18 мм учитывая что этот диаметр

вала не окончательный и может измениться при окончательной

конструктивной проработке привода О выборе геометрических параметров

шлицевых валов сказано ниже в п 34

В курсовом проекте с помощью ЭВМ должны быть рассчитаны все валы

коробки подач В записке приводятся расчетные схемы валов и результаты

расчета (распечатки) по каждому валу

34 Выбор подшипников качения и прочих элементов привода

Выбор подшипников качения ведется по динамической грузоподъемности

C определяемой по формуле

P

CL

где L ndash число миллионов оборотов за расчетный срок службы подшипника

качения

39

Таблица 310

Соответствие символов в программе laquoВАЛraquo

обозначениям в расчетных формулах

Символ в

программе

Обозначение

в формулах

Размерность Наименование параметров

1 2 3 4

C MKp Н∙см Крутящий момент на

рассчитываемом валу

Q g см Расстояние между опорами

B [u ] МПа Допускаемое напряжение

на изгиб

M(I)

Di

см

Делительный диаметр i - го

колеса в точке приложения

силы Pi

F1(I) i рад Угол действия силы Ti

F2(I) i рад Угол действия силы Ri

T(I)

Ti

Н

Тангенциальная сила

действующая в точке

приложения силы Pi

R(I) Ri Н Радиальная сила в той же точке

X(I) X i Н Проекция сил на ось Х в точке

приложения силы Pi

Y(I) Yi Н Проекция сил на ось Y в той же

точке

G(0) RxI Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре I

G(1) RxII Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре II

B1(0) RyI Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

B1(1) RyII Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре II

L(0)

MxI

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре I

L(1) MxII Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре II

U(0) M yI Н∙см Изгибающий момент в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

40

Окончание табл 310

1 2 3 4

L(I) li см Расстояние между опорой II и

точкой приложения силы Pi

М1(0)

M X 0

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquo0raquo

М1(1) M X1 Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquoIraquo

М2(0)

MY0

Н∙см

Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIIraquo

М2(1) MY1 Н∙см Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIraquo

S(0) M I Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре I

S(1)

M II Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре II

S(2) M 0 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquo0raquo

S(3)

M1 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquoIraquo

P(0)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре I

P(1)

IIпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре II

P(2) 0прМ Н∙см Приведѐнный момент

в сечении laquo0raquo

P(3)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в

сечении laquoIraquo

A(0)

d I см Диаметр вала в опоре I

A(1)

d II см Диаметр вала в опоре II

A(2)

d0 см Диаметр вала в сечении laquo0raquo

A(3)

d1 см Диаметр вала в сечении laquoIraquo

41

P ndash расчетная нагрузка подшипника Н

C ndash динамическая грузоподъемность подшипника указанная в катало ndash

ге Н

ndash коэффициент (для шарикоподшипников = 3 для роликоподшип ndash

ников = 333)

Данная формула справедлива при n ge 10 обмин При n = 1 divide 10 обмин

расчет ведут по n = 10 обмин При n lt 1 обмин действующую нагрузку

рассматривают как статическую

Расчетный срок службы подшипника в часах выражается зависимостью

LL

nh

10

60

6

Задавшись Lh (для металлорежущих станков обычно Lh = 12000divide20000 ч)

из данной формулы определяют L затем вычислив P (см ниже) и зная

находят C После того ориентируясь на желаемые габариты и прежде всего на

диаметр шейки вала где должен быть установлен подшипник подбирают по

каталогу 21 наиболее близкий по величине C типоразмер подшипника

Расчетную нагрузку подшипника определяют по формуле

P X V F Y F K Kr a T ( )

где Fr ndash радиальная нагрузка Н

Fa ndash осевая нагрузка Н

X ndash безразмерный коэффициент радиальной нагрузки

Y ndash безразмерный коэффициент вращения (при вращении внутреннего

кольца V = 1 при вращении наружного ndash V = 12)

K ndash безразмерный коэффициент безопасности (для токарных станков

K = 1 ndash 12 для фрезерных ndash K = 13 ndash 18)

KT ndash безразмерный температурный коэффициент (при работе до 1250С

KT = 105)

В коробках подач обычно используют прямозубые колеса поэтому

формула для определения расчетной нагрузки без учета осевых сил примет

вид (при Fa = 0 X =1)

P V F K Kr T

Величина радиальной нагрузки подсчитывается по формуле

F R Rr Xi Yi 2 2

где RXi RYi ndash наибольшие по величине опорные реакции определяемые при

расчете вала (см приложение 3 соответственно G(0) B1(0) или G(1) B1(1))

42

Проведем подбор подшипников для II вала привода в рассматриваемом

примере Из распечатки результатов расчета вала выписываем наибольшие

опорные реакции G(0) = 7566 Н B1(0) = 12285 Н и определяем

Fr 757 6 1228 5 1443 32 2 Н

Для определения расчетной нагрузки принимаем V =1 K = 12 KT = 105

тогда P = 1∙14433∙12∙105 = 18188 Н Определяем L при известной частоте

вращения n = 45 обмин (см табл 31) и задавшись hL = 2000 ч

5410

456020000

10

6066

nhL

L млн оборотов

Динамическая грузоподъемность 868735461818 3 LPC Н

По расчетному значению C приняв диаметр шейки вала шd = 17 мм

(см приложение Б) выбираем по каталогу [21] подшипник 203 с

динамической грузоподъемностью C = 7520 Н

Выбор геометрических характеристик шлицевых валов [17 18 21 и др]

можно производить по ранее рассчитываемому на ЭВМ наибольшему

диаметру сплошного вала Желательно затем произвести проверочный расчет

шлицевого соединения по напряжениям смятия [14 21 и др]

При выборе и расчете шпоночных соединений следует использовать

работы [13 divide 15 21 и др] Сечение шпонки подбирают по диаметру вала

длину ndash обычно на 5 ndash 10 мм короче ступицы закрепляемой детали соедине ndash

ние проверяют на смятие

43

ПРИЛОЖЕНИЕ А

Нормальный ряд чисел в станкостроении (нормаль HII - I) со

знаменателем =106

1 ndash 106 ndash 112 ndash 118 ndash 125 ndash 132 ndash 14 ndash 15 ndash 16 ndash 17 ndash 18 ndash 19 ndash 2 ndash 212 ndash

225 ndash 235 ndash 25 ndash 265 ndash 28 ndash 3 ndash 315 ndash 335 ndash 355 ndash 375 ndash 4 ndash 425 ndash 45 ndash 475

ndash 5 ndash 53 ndash 56 ndash 6 ndash 63 ndash 67 ndash 71 ndash 75 ndash 8 ndash 85 ndash 9 ndash 95 ndash 10

Примечания

1 Числа высшего порядка получаются умножением или делением чисел нор-

мального ряда на 10 100 1000hellip

Например

01 ndash 0106 ndash 0112 hellip 10 ndash 106 ndash 112 hellip 100 ndash 106 ndash 112 hellip

2 Числа геометрического ряда с gt 106 образуются из ряда с = 106 по

зависимости вида

U i106

112 1062 141 1066 178 10610

126 1064 158 1068 2 10612

3 Образование нормального ряда чисел с заданным = 106 производится

путем выписывания каждого (i + 1) числа из которых с = 106 начиная с

минимального ndash заданного

Например

126 1064 при minn = 112

hellip112 ndash 14 ndash 18 ndash 225 ndash hellip ndash 9 ndash 95 ndash 10 ndash 106 hellip

6061411 при minn = 132

hellip132 ndash 19 ndash 265 ndash 375 ndash hellipndash 53 ndash 75 ndash 106 ndash 15 hellip

8061581 при minn = 125

hellip125 ndash 2 ndash 315 ndash 5 ndash hellip ndash 8 ndash 125 ndash 20 ndash 315 hellip

44

ПРИЛОЖЕНИЕ Б

Распечатка исходных данных и результатов расчета

шестерен коробки подач

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ1 BSV

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y=037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 20289 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 170

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 164

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 124

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 096

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 143

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 105

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ2 BSV

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 142

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 131

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 104

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 076

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 3389 S = 1130

45

Продолжение приложения Б

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 120

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 084

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ3 BSV

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 123

А= 0102 С = 120 L = 1

R= 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 072

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБ НОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 079

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ4 BSV

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 108

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 063

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

46

Окончание приложения Б

G = 10 F = 225 U = 138

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 069

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ5 BSV

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 175

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 106

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 128

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 061

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U= 4

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 147

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 067

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

47

ПРИЛОЖЕНИЕ В

Распечатка исходных данных и результатов расчета II вала коробки подач

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

С = 2250 Q = 102 В = 775

М (0) = 10000000 L (0) = 0 Fl (0) = 0 F2 (0) = 157

М (1) = 48 L (1) = 24 Fl (1) = 0 F2 (1) = 157

М (2) = 5 L (2) = 135 Fl (2) = 0785 F2 (2) = 2355

М (3) = 10000000 L (3) = 0 Fl (3) = 0 F2 (3) = 157

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЁТА

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

VAL2 BSS

G (0) = 75761 В1 (0) = 122849

L1 (0) = -133882 М1 (0) = 225065

U (0) = -286321 М2 (0) = 81749

G (1) = 58586 В1 (1) = -2023

L1 (1)=0 М1 (1) = 140606

U (1) = 0 М2 (1) = -4855

S (0) = 316076 Р (0) = 37131 А (0) = 168

S (1) = 0 Р (1) = 194855 А(1) = 135

S (2) = 239451 Р (2) = 308716 А (2) = 158

S (3) = 140690 Р (3) = 240338 А (3) = 145

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

48

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1 Киреев Г И Комплексный расчет коробок скоростей металлорежущих

станков на ЕС ndash ЭВМ методические указания по курсовому и дипломному

проектированию для студентов специальности 0501 Часть 1 Г И Киреев ndash

Ульяновск УлПИ 1984 ndash 43 с

2 Металлорежущие станки и автоматы учебник для машинострои ndash

тельных втузов под ред А С Проникова ndash М Машиностроение 1981 ndash

479 с

3 Тарзиманов Г А Проектирование металлорежущих станков ГА

Тарзиманов ndash М Машиностроение 1980 ndash 288 с

4 Тепинкичиев В К Металлорежущие станки В К Тепинкичиев ndash М

Машиностроение 1973 ndash 472 с

5 Металлорежущие станки учебник для машиностроительных вузов

под ред В Э Пуша ndash М Машиностроение 1985 ndash 575 с

6 Металлорежущие системы машиностроительных производств учебное

пособие для студентов техн вузов О В Таратынов Г Г Земсков И М

Таратынова ndash М Высш шк 1988 ndash 464 с

7 Кузнецов М М Проектирование автоматизированного производствен ndash

ного оборудования учебное пособие для вузов М М Кузнецов В А Усов

К С Стародубов ndash М Машиностроение 1987 ndash 288 с

8 Орликов М Л Металлорежущие станки курсовое и дипломное

проектирование М Л Орликов И Г Федоренко В Н Шишкин ndash Киев

Высш шк1987 ndash 152 с

9 ГОСТ 2701 ndash 76 Схемы Виды и типы Общие требования к

выполнению ndash М Изд ndash во стандартов 1976 ndash 12 с

10 ГОСТ 2703 ndash 88 Правила выполнения кинематических схем ndash М

Изд ndash во стандартов 1988 ndash 7 с

11 Пуш В Э Конструирование металлорежущих станков В Э Пуш ndash

М Машиностроение 1977 ndash 380 с

12 Каминская В В Станины и корпусные детали металлорежущих

станков В В Каминская З М Левиеа Д Н Решетов ndash М Машгиз 1960 ndash

362 с

13 Курсовое проектирование деталей машин справочное пособие часть I

и II А В Кузьмин И Н Макейчик Ф В Калачѐв и др ndash Минск Высш шк

1982 ndash 584 с

14 Анурьев В И Справочник конструктора ndash машиностроителя Т2

В И Анурьев ndash М Машиностроение 1982 ndash 584 с

15 Чернин И М Расчѐты деталей машин справочник И М Чернин

А В Кузьмин Г М Ицкевич ndash Минск Высш шк 1978 ndash 592 с

16 Детали и механизмы металлорежущих станков Т2 под общ ред

Д Н Решетова ndash М Машиностроение 1972 ndash 405 с

49

17 Серенсен С В Валы и оси Конструирование и расчет С В Серенсен

и др ndash М Машиностроение 1970 ndash 312 с

18 СТ СЭВ 185 ndash 75 Геометрические характеристики шлицевых

прямозубых соединений ndash М Изд ndash во стандартов 1975

19 СТ СЭВ 189 ndash 76 и СТ СЭВ 189 ndash 77 Размеры призматических

шпонок ndash М Изд ndash во стандартов 1976

20 Зубенко В Л Методические разработки к курсовому проектированию

по металлорежущим станкам В Л Зубенко М Я Цлаф ndash Куйбышев КПтИ

1978 ndash 32 с

21 Справочник металлиста В 5 т Т1 под общ ред С А Чернавского и

В Ф Рещикова ndash М Машиностроение 1976 ndash 768 с

22 Сена Л А Единицы физических величин и их размерности учебно-

справочное руководство ЛА Сена ndash 3-е изд перераб и доп ndash М Наука

Гл ред физ-мат лит 1988 ndash 432 с

23 Кочергин А И Конструирование и расчет металлорежущих станков и

станочных комплексов Курсовое проектирование учебное пособие для вузов

А И Кочергин ndash Минск Высш шк 1991 ndash 382 с

Учебное издание

РАСЧЕТ ПРИВОДОВ ПОДАЧ

МЕТАЛЛОРЕЖУЩИХ СТАНКОВ

Методические указания по курсовому

и дипломному проектированию

Составители Шестернинов Александр Владимирович

Горшков Геннадий Михайлович

Редактор НАЕвдокимова

Подписано в печать 30082007 Формат 60times8416 Услпечл302

Тираж 150 экз Заказ

Ульяновский государственный технический университет

432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Типография УлГТУ 432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Page 7: Расчет приводов подач металлорежущих станков. Методичка

8

реечного колеса за один оборот шпинделя

2827

1

183143

06011

PP Z

S

mn

обобшп

2120

12 n

1542

13 n

1060

14 n

771

15 n

547

16 n

385

17 n

273

18 n

Для построения графика частот вращения реечного колеса необходимо

определить количество интервалов (те количество горизонтальных линий)

и число валов привода (вертикальных линий)

Представим наибольший перепад частот вращения maxU от шпинделя до

вала реечной шестерни в виде

28271max ПРXnnU шп

Отсюда характеристика всего привода ПРХ (те количество интервалов

между шпn = 1 и 1n = 12827 обобшп на графике частот вращения)

определяется отношением

1323411lg2827lglglg max UX ПР

или округлив ПРХ = 23

Следовательно весь привод подач имеет 23 интервала lg и поэтому для

построения графика частот вращения следует провести 23 + 1 = 24 горизон ndash

тальные линии Против этих линий (рис21) начиная с минимальной частоты

вращения и до единицы выписываются скорректированные по нормали HII-I

частоты вращения реечного колеса в обобшп

231

1

2800

1

n

222

1

2000

1

n

213

1

1400

1

n hellip

321

1

82

1

n

222

1

2

1

n

1

41

123 n

Затем рядом с соответствующими частотами выписываем величины подач

от 1S до 8S в ммоб

Следует отметить что величины частот вращения полученные

непосредственным возведением знаменателя в указанную степень будут

отличаться от стандартного ряда частот вращения Например

9

Рис 21 График частот вращения валов зависимого

привода подач с реечной передачей

10

270414111 231 n 191714111 22

2 n и тд Такая погрешность

закономерна и приниматься во внимание на данном этапе кинематического

расчѐта не должна

Для определения числа валов в приводе необходимо общее передаточное

отношение 231 1 шпобщ nni распределить между отдельными

передаточными отношениями зубчатых передач входящих в механизм подач

При этом необходимо соблюсти условия приведенные в табл11

Разбивку общего передаточного отношения лучше всего начинать с

предпоследнего звена цепи подачкоторым в зависимых приводах большинства

станков является червячная передача Передаточное отношение червячной

передачи обычно принимается в пределах 4i = 16 + 164 Примем 10

4 1321 i тогда можно записать

131023

111

общi

Передаточное отношение приходящееся на долю зубчатых пар учитывая

рекомендации табл11 представим в таком виде

4332133

111111

i

Из условия получения наименьших габаритных размеров коробок подач

необходимо стремиться к тому чтобы передаточные отношения отдельных

понижающих зубчатых передач плавно убывали от шпинделя к тяговому

устройству В этом случае нижняя ветвь графика (см рис21) представляет

собой плавную выпуклую линию

Таким образом количество валов привода подач определяется

количеством сомножителей входящих в общi плюс 1 (вал ndash шпиндель) В

нашем случае привод подач будет иметь 6 + 1 = 7 валов которые представля ndash

ются на графике частот вращения в виде вертикальных линий и обозначаются

римскими цифрами

Далее на основании структурной формулы 8222 421 Z и принятой

разбивки передаточного отношения между передачами строится график частот

вращения механизма подач

212 Определение чисел зубьев передач

Минимальное число зубьев шестерен в коробках подач можно принимать

minшZ = 15 и даже меньше [8] но из условия отсутствия подрезания ножки

11

зуба целесообразно назначать minшZ ge 18

Приняв 1шZ = 18 для первой одиночной передачи (между валами I и II) и

имея 11 i определим число зубьев колеса 111

iшZZK = 18 ∙ 141 = 25

При определении чисел зубьев групповой передачи между II и III валами

необходимо не только выдержать имеющиеся передаточные отношения 2

2 1i и 13 i но и обеспечить постоянную сумму зубьев в пределах

этой передачи constZZZZZ КК шш 3322

Приняв 2

шZ = 19

определим число зубьев колеса 3819 22

22 iшZZK Суммарное число

зубьев sum Z = 19 + 38 = 57 Числа зубьев других передач в группе находим по

формулам

1

i

i ZZш и шZZZK

Имея 13 i и Z = 57 получим 3

шZ asymp 24 и 3

KZ = 33 Аналогично

определяются значения Z остальных передач Результаты расчета

представлены в табл 21

Таблица 21

Значения i Z и sum Z групповых передач привода подач

i KZZш sum Z i KZZш sum Z

11 i

18 25

43

3

6 1i

7i

20 56

44 32

76

76

22 1i

13 i

19 38

24 33

57

57

48 1i

20 80

100

34 1i

15 i

19 53

30 42

72

72

10

9 1i

1 32

ndash

213 Проверка отклонений действительных величин

подач от нормального ряда

Отклонение действительных величин подач от установленных нормалью

HII ndash I не должно превышать plusmn 10 ( ndash 1) В нашем случае максимально

возможное отклонение подачи может быть ΔS = plusmn 10 (141 ndash 1) = 41

12

Действительные величины подач ДS находим из уравнений кинематического

баланса

61018332

1

80

20

56

20

53

19

38

19

25

1811 ДS

71100060

0600610100

1

111

S

SSS

Д

Подобным образом проводится проверка всех 8 значений подач Если

отклонение действительной величины подачи превышает допустимое

значение то изменяют числа зубьев колеса и шестерни отдельных передач

сохранив их сумму при этом неизменной

214 Разработка кинематической схемы коробки подач

Кинематический расчет завершается вычерчиванием кинематической

схемы коробки подач В качестве исходных данных используется график

частот вращения и кинематическая схема базового станка На схеме (рис22)

указывается номера валов характеристика электродвигателя (для

независимого привода) числа зубьев колес Кинематическая схема должна

вычерчиваться с соблюдением требований ГОСТ [910]

При наличии в коробке подач подвижных тройных блоков необходимо

учитывать следующее При перемещении подвижного блока его крайние

колеса (правое и левое) проходят мимо среднего колеса неподвижного блока

Чтобы зубья этих колес не зацеплялись для некоррегированных колес должно

быть соблюдено условие

Z Z ZCP KP 4 где Z

CP ndash число зубьев среднего колеса неподвижного

блока ZKP

ndash число зубьев крайнего колеса неподвижного блока Z ndash

суммарное число зубьев средних колес подвижного и неподвижного блоков

22 Кинематический расчет независимого привода

подач с винтовой передачей

Кинематический расчет независимых приводов подач имеет много общего

с кинематическим расчетом приводов главного движения [1 2 3 и др]

Основное отличие заключается лишь в определении величин расчетных

перемещений ndash величин подач Для кинематического расчета здесь в

большинстве случаев задаются шагом винта подачи и величинами минутных

подач S мммин Описание приводимого ниже примера методически схоже с

предыдущим (см п21) и поэтому дано в более сокращенном варианте

Исходные данные проект привода продольной подачи к универсальному

13

Ри

с22

К

ин

емат

ичес

кая

схем

а за

ви

сим

ого

при

вод

а п

од

ач с

рее

чн

ой

пер

едач

ей

14

горизонтально ndash фрезерному станку Smin= 19 мммин Smax = 950 мммин

количество подач Z = 18 Эn = 1450 обмин Диапазон регулирования

5019950minmax SSRZ знаменатель ряда

26150171 ZZR

По нормали станкостроения HII ndash I (см приложение А) выписываем ряд

подач S1 = 19 S2 = 236 S3 = 30 S4 = 375 S5 = 475 S6 = 60 S7 = 75

S8 = 95 S9 = 118 S10 = 150 S11 = 190 S12 = 236 S13= 300 S14 = 375 S15

= 475 S16 = 600 S17 = 750 S18 = 950 обмин

Принимаем в качестве прототипа станок мод 6Н82 имеющий шаг винта

продольной подачи стола t = 6 мм

По принятым величинам подач определяем частоты вращения винта в

обмин по формуле n = S t Полученные значения частот вращения сразу

округляем до значений указанных в нормали HII ndash I для = 126

1536

191 n 4

6

6232 n 5

6

303 n и тд

(см рис 23 частоты вращения на XI валу)

Принимаем структурную формулу коробки подач привода

Z 3 3 2 183 1 9

Далее кинематический расчет производится по методике изложенной

в п21

Принятой структурной формуле соответствует график частот вращения

(см рис23) и кинематическая схема привода подач на рис24

3 ПРОЧНОСТНОЙ (СИЛОВОЙ) РАСЧЕТ ПРИВОДОВ ПОДАЧ

После того как построен график частот вращения валов привода подач

вычерчена кинематическая схема и определены числа зубьев колес

выполняется силовой расчет отдельных элементов привода

В этом разделе параллельно с изложением общей методики приводится

пример численного расчета коробки подач зависимого привода

рассматриваемого ранее в п 21

Методика прочностного расчета может быть использована и для расчета приводов

главного движения

15

Рис23 График частот вращения валов независимого

привода подач с винтовой передачей (гори ndash

зонтально - фрезерный станок)

16

Ри

с24

К

ин

емат

ичес

кая

схем

а п

ри

вод

а п

од

ач г

ори

зон

тальн

о ndash

фрез

ерн

ого

ста

нка

17

Исходные данные для прочностного расчѐта описываемого примера

расчетное число часов работы привода Т = 20000 ч тяговое усилие

развиваемое исполнительным органом Q = 11000 Н

31 Определение недостающих параметров

для прочностного расчета

Прочностной расчет привода подач должен быть выполнен таким

образом чтобы все его звенья могли выдержать нагрузки возникающие при

черновых режимах работы В соответствии с этим необходимо предварительно

определить расчетные величины частот вращения валов мощностей крутящих

моментов и других параметров действующих при силовом резании Однако

несмотря на то что все типы приводов подач должны рассчитываться для

черновой обработки между ними существует отличие в определении

указанных расчѐтных величин

311 Определение расчетных частот вращения

валов привода

Расчѐтная частота вращения i - го вала привода n n n nI II III i ndash опре ndash

деляется по графику частот вращения с помощью расчетной ветви

обозначаемой на графике утолщенной линией (см рис 21 и 23)

Положение расчѐтной линии для коробок скоростей определяется

расчѐтной частотой вращения шпинделя

4

min

max

minn

nnnшп (31)

где nmin и nmax ndash соответственно минимальная и максимальная частоты

вращения шпинделя (задаются или определяются по базовому станку)

В нашем случае для станка мод 16К20 при minn = 16 обмин

maxn = 2000 обмин ndash шпn = 535 обмин Корректируя по станку имеем

шпn = 63 обмин

Положение расчетной ветви на графике в приводах подач независимого

типа определяется расчетной частотой вращения последнего вала привода

(см рис23)

3

max

minmax

n

nnn прн

(32)

18

где nmin и nmax ndash минимальная и максимальная частоты вращения последнего

вала привода подач

Положение расчетной ветви для зависимых приводов подач определяется

верхней линией на графике (см рис 21) Однако расчетные значения in

берутся здесь не прямо с графика а находятся путем умножения частот

вращения верхней линии на величину шпn определяемой по формуле 31

Для нашего примера 6311 шпnn обмин

456341

1IIn 53163

2

1IIIn 52263

82

1IVn 531Vn

97638

1IVn 252063

250

1VIIn

312 Определение потребной величины мощности

подачи исполнительного органа станка

Мощность расходуемая непосредственно исполнительным органом

станка на осуществление подач относительно невелика и может быть

приблизительно определена по мощности электродвигателя привода главного

движения В этом случае она обычно принимается для токарных и

револьверных станков равной 1 ndash 4 сверлильных 4 ndash 5 и фрезерных

15 ndash 20 от мощности главного привода Более точно потребную величину

мощности подачи исполнительного органа станка в кВт можно определить по

формуле

10200060

МИНSQ

N (33)

где Q ndash тяговая сила необходимая для перемещения исполнительного органа

станка при резании Н

МИНS ndash величина минутной подачи при черновой обработке мммин

Величину тяговой силы если она не задана можно рассчитать по

формулам приведенных в работах [6811]

Подача МИНS при расчете независимого привода определяется следующим

образом

ПРНМИН ntS или ПРНМИН nzmS

При расчете зависимого привода величина МИНS определяется

произведением

шпnSSМИН

где S ndash максимальная подача за 1 оборот шпинделя ммоб

19

В нашем примере 4263600 МИНS мммин Q = 11000 Н

соответственно

N

11000 42

60 1020000 075 кВт

Если привод подач независим т е движение подачи осуществляется от

отдельного электродвигателя то необходимая мощность двигателя

определяется отношением

эN =n

N

где n ndash КПД цепи подач приближенно принимаемой при расчете двигателя

n = 015 divide 02

Найденная величина эN уточняется при выборе типа электродвигателя по

справочным данным

313 Определение величины мощности и крутящих

моментов на валах привода

Мощность на i - м валу независимого привода подач и коробок скоростей

определяется произведением

iэi NN

где i ndash КПД участка кинематической цепи до i ndash вала подсчитываемый как

произведение КПД отдельных элементов (см табл 33) начиная с вала

электродвигателя ( IIIIIIi )

Мощность на i - м валу зависимого привода определяется следующим

образом

ii

NN

где i ndash КПД участка кинематической цепи до i - го вала подсчитываемый как

произведение КПД отдельных элементов (см табл 33) начиная с вала

тягового устройства

В нашем примере 0760990

0750

i

NNVII

кВт

NVI

0 076

0 8 0 9950 096

2

кВт NV

0 096

0 99 0 9950 098

2

кВт

20

N IV 0100 кВт N III 0102 кВт N II 0104 кВт N I 0106 кВт

Крутящий момент на i - м валу любого привода определяется по фор ndash

муле

i

ii n

NM 974000 Н∙см

В рассматриваемом приводе подач

164063

1060974000974000

I

II n

NM Н∙см

2250IIM Н∙см 3150IIIM Н∙см 4330IVM Н∙см

3030VM Н∙см 11830VIM Н∙см 293740VIIM Н∙см

32 Расчет зубчатых передач

Расчет цилиндрических зубчатых колес (шестерен) заключается в

определении требуемого модуля Для стальных прямозубых колес модуль

определяется по следующим двум формулам

1) из условия изгибной прочности зубьев

3

19500000

nm

uвu

KKKN

Н

НРДП

2) из условия контактной прочности (усталости) поверхностных слоѐв

зубьев

3

210700001

nzi

im НРДП KKKN

квк

Порядок выбора исходных данных с указанием их размерностей приведен

в п 321

Из двух рассчитываемых модулей выбирается большее значение и

округляется до стандартного m = 1 15 2 25 3 4 5 6 8 10hellip(мм)

321 Определение исходных данных для расчета зубчатых колес

Выбор исходных величин необходимых для расчета модулей зубчатых

колес производится с помощью указаний табл 31 В ней же приведены

числовые величины рассматриваемого примера

21

Таблица 31

Исходные данные для определения модулей зубчатых колес

Исходные данные и

определяемые

величины

Обозначе ndash

ния и раз ndash

мерность

Расчетные

формулы

Указания

по выбору

см hellip

Числовые

величины

(см

пример)

1 2 3 4 5

Степень точности

зубчатых передач

(67 или 8)

ndash

ndash

По ГОСТ

1643-81

7

Марка стали и

термообработка

1 ndash 40Х нормализация

2 ndash 12ХН3А цементация

и закалка

3 ndash 40ХФА

азотирование

Табл 32

[14]

ndash

Мощность на валах

привода

ndash для коробок подач с

независимым

приводом и коробок

скоростей

ndash для коробок подач с

зависимым приводом

iN кВт

iN кВт

iэi NN

ii NN

п 313

п 313

ndash

IN =0106

IIN =0104

IIIN =0102

IVN =0100

VN =0098

Число зубьев

шестерен (зубчатое

колесо с меньшим

числом зубьев)

Z

ndash

Из кинемаndash

тического

расчета

рис 22

1 ndash 18

5 ndash 24

7 ndash 30

11 ndash 44

15 ndash 20

Расчетная частота

вращения вала

(шестерни)

n обмин

ndash

п 311 In =63

IIn =45

IIIn =315

VIn =225

Vn =315

22

Продолжение табл 31

1 2 3 4 5

Передаточное число

зубчатой пары

i

Определяется

отношением числа

зубьев большего колеса

к меньшему (т е i ge 1)

1i =139

2i =138

3i =14

4i =138

5i =4

Отношение ширины

зубчатого венца (acirc) к

модулю (m)

в

mвв

147 в

10

Коэффициенты

перегрузки

динамичности

неравномерности

распределения

нагрузки

формы зуба

ПK

ДK

НРK

НУ

ndash

ndash

ndash

ndash

Табл34

Табл35

(в короб ndash

ках подач

ДK =1)

Табл36

Рис31

при =0

12

1

1 ndash 17

5 ndash 11

7 ndash 105

11 ndash 11

15 ndash 12

1 ndash 037

5 ndash 042

7 ndash 050

11 ndash 049

15 ndash 040

Общая

продолжительность

работы механизма за

расчетный срок

службы

МТ ч

ndash

Из задания

20000

Суммарное число

циклов нагружения

зуба за TM

CN CN

MTn 60

ndash

7 6 107

5 4 107

38 107

2 7 107

38 107

23

Окончание табл 31

1 2 3 4 5

Коэффициент

переменности режима

нагрузок для расчета

модуля на изгиб

Kи реж

ndash

Рис 32

для сред ndash

него ре ndash

жима при

среднем

значении

NC 4 7 107

113

Длительный предел

выносливости зуба

при работе на изгиб

(для трех сталей)

σи пр МПа

ndash

Табл 32

[14]

1 ndash 180

2 ndash 460

3 ndash 300

Допускаемое

напряжение на изгиб

[σи] МПа [σи] =

= σи пр Kи реж

1 ndash 2029

2 ndash 5200

3 ndash 3389

Коэффициент

переменности режима

нагрузок для расчета

модуля на контакт ndash

ную прочность

Kк реж

ndash

Рис33

для сред ndash

него ре ndash

жима при

среднем

значении

NC

108

Длительный предел

контактной

выносливости (для

трех сталей)

σКД МПа

ndash

Табл33

[14]

1 ndash 500

2 ndash 1200

3 ndash 1050

Допускаемое

напряжение при

расчете на контакт ndash

ную прочность

[σк] МПа [σк] =

= σКД Kк реж

1 ndash 580

2 ndash 1300

3 ndash 1130

24

Таблица 32

Предел выносливости зубьев для цилиндрических колес

при расчете на изгиб ndash σи пр и контактную прочность ndash σКД

Марка стали

Вид термообработки

σи пр МПа

σКД МПа

40Х

40Х

40Х

50ХН

20Х

18ХГТ

20ХНМ

12ХН3А

25Х2ГНТА

25ХГТ

40Х

40ХФА

Нормализация

Улучшение

Закалка с нагревом ТВЧ

Закалка объемная

Цементация и закалка

То же

raquo

raquo

raquo

raquo

Азотирование (газовое)

То же

180

220

240

260

440

300

440

460

440

400

240

300

500

600

950

980

1150

1150

1200

1200

1200

1100

950

1050

Таблица 33

Значения КПД элементов передач

Элементы передач

КПД

Зубчатая передача

цилиндрическая со шлифованными зубьями

коническая

Червяная передача

Ременная передача

Цепная передача роликовой цепью

Передача винт-гайка

однозаходный винт

двухзаходный винт

Подшипник качения

Подшипник скольжения

099

097

07 ndash 09

095 ndash 098

096

045

065

0995

098 ndash 0985

25

Таблица 34

Коэффициент перегрузки ПK

Характеристика

привода условия

пуска и торможения

Характер процесса резания

равномерный

припуск

неравномерный

припуск

фрезерование

удары

Плавный пуск и

торможение с

помощью

фрикционных муфт

или наличие упругих

и демпфирующих

элементов или

наличие ременной

передачи

10

11 ndash 13

14

Резкий пуск и

торможение

непосредственно от

асинхронного эл

двигателя или

возможность частого

соударения зубьев

при переключении

на ходу

11 ndash 17

12 ndash 17

17

Таблица 35

Коэффициент динамичности ndash ДK для стальных

прямозубых цилиндрических колес

Степень

точности

передачи

Окружная скорость колеса мс

1 ndash 3 3 ndash 6 6 ndash 9 9 ndash 12

6 10 ndash 105 105 ndash 11 11 ndash 115 115 ndash 125

7 105 11 ndash 115 115 ndash 125 12 ndash 135

8 105 ndash 11 115 ndash 12 12 ndash 135 ndash

26

Таблица 36

Средние значения коэффициента неравномерности распределения

нагрузки НРK для стальных прямозубых цилиндрических колес

Отношение

z

в

Расположение зубчатого колеса

симметрично

относительно

опор

вблизи одной

опоры

(вал жесткий)

вблизи одной

опоры

(вал средней

жесткости)

на

консоли

02 10 10 11 12

04 105 11 12 14

06 11 115 13 17

08 115 12 145 20

12 125 14 17 ndash

16 14 16 ndash ndash

20 16 ndash ndash ndash

Рис31 Зависимость коэффициента формы зуба УН от числа

зубьев Z и коэффициента смещения ξ (для некор ndash

регированных колес ξ = 0)

27

Ри

с32

З

ави

сим

ост

ь к

оэф

фи

ци

ента

пер

емен

ност

и р

ежи

ма

наг

рузо

к К

и р

еж

о

т чи

сла

ци

клов н

агруж

ени

я N

c

__________

цем

ента

ци

я

_ _

_ _

_ _

_ у

луч

шен

ие

норм

али

зац

ия за

кал

ка

азо

тирован

ие

1 ndash

сред

нел

егки

й р

ежи

м р

аботы

2 ndash

сред

ни

й р

ежи

м р

аботы

3 ndash

сред

нет

яж

елы

й р

ежи

м р

аботы

28

Ри

с32

З

ави

сим

ост

ь к

оэф

фи

ци

ента

пер

емен

ност

и р

ежи

ма

наг

рузо

к К

и р

еж

о

т чи

сла

ци

клов н

агруж

ени

я N

c

__________

цем

ента

ци

я

_ _

_ _

_ _

_ у

луч

шен

ие

норм

али

зац

ия за

кал

ка

азо

тирован

ие

1 ndash

сред

нел

егки

й р

ежи

м р

аботы

2 ndash

сред

ни

й р

ежи

м р

аботы

3 ndash

сред

нет

яж

елы

й р

ежи

м р

аботы

29

Для каждой зубчатой передачи следует провести два ndash три расчета

используя материалы с разными прочностными характеристиками В

результате будут получены два ndash три разных модуля Это позволит например

сконструировать коробку подач меньших габаритов и веса применив для

колес более прочный и дорогой материал С другой стороны можно

изготовить коробку с зубчатыми передачами имеющими один модуль путем

подбора материалов с разными прочностными свойствами Окончательное же

решение по обоснованному выбору марок сталей следует производить на

основе технико-экономических расчетов

При изложении материала в пояснительной записке по п321 следует

придерживаться порядка приведенного в табл 31

В случае использования справочных данных выраженных во

внесистемных единицах измерения для перевода их размерностей в единицы

СИ необходимо руководствоваться справочником [22]

322 Указания по расчету зубчатых колес на ЭВМ

Расчет модулей зубчатых колес из различных материалов производится на

ЭВМ по программе laquoШестерняraquo [20] Исходные данные для расчета колес по

программе laquoШестерняraquo вводятся в режиме диалога с машиной

В приложении Б представлены распечатки ввода исходных данных и

результаты расчѐта модулей колес в рассматриваемом примере Эти

распечатки вклеиваются в записку Для перевода символов языка машины в

принятые обозначения формул следует руководствоваться табл 37

Анализируем результаты расчета и принимаем в качестве материала

зубчатых колес сталь 40Х нормализованную В этом случае расчетные

значения laquoизгибногоraquo модуля составят соответственно иm = 17 142 137

137 175 мм Принимаем для всех колес коробки модуль равный 2 мм

Следует отметить что модули колес меньше 15 мм в коробке подач

рассматриваемых станков применять не рекомендуется

33 Расчет валов привода

Расчет валов привода подач заключается в определении их диаметров из

условия прочности и содержит целый ряд промежуточных этапов

Необходимо отметить что данный расчет является проектировочным т е

служит для предварительного определения диаметров вала которые в

дальнейшем уточняются при выборе подшипников зубчатых колес расчете

шпонок шлицев и др

331 Разработка компоновочной схемы

Для расчета вала необходимо располагать расчетной схемой его

30

Таблица 37

Соответствие символов в программе laquoШестерняraquo

обозначениям в расчетных формулах

Символ в

программе

Обозначение

в

формулах

Размерность Наименование параметров

1 2 3 4

A Ni кВт Мощность передаваемая i - м валом ( i = 1+У)

C Kn ndash

Коэффициент перегрузки

L KDi ndash

Коэффициент

динамичности

R

KHPi

ndash

Коэффициент

неравномерности

распределения нагрузки

Y НiУ ndash

Коэффициент формы зуба

Z Zi ndash

Число зубьев i - й

шестерни

G вi

ndash

Коэффициент ширины

зубчатого венца

F ni обмин Частота вращения

U ii ndash

Передаточное число

зубчатой пары

W [ ]u ij МПа Допускаемое напряжение

на изгиб

S [ ]K ij МПа Допускаемое напряжение

контактное

M1 muij мм Модуль laquoизгибнойraquo

M2 кijm мм Модуль laquoконтактныйraquo

31

нагружения которая выполняется на основе предварительно разработанной

компоновочной схемы коробки подач Компоновочная схема или эскизная

компоновка выполняется в виде развертки по валам и свертки определяющей

пространственное расположение валов (см рис 34) Эта схема вычерчивается

в произвольном масштабе и в обязательном порядке помещается в записку

При ее разработке следует использовать чертежи привода подач базового

станка чтобы осуществить по возможности наиболее близкую компоновку

разрабатываемой коробки к имеющейся Кроме того необходимо пользоваться

рекомендациями работ [31517] по выбору конструктивных параметров

зубчатых колѐс и других элементов привода

На рис 34 изображена компоновочная схема коробки подач

рассматриваемого примера Там же приведены некоторые рекомендации по

выбору конструктивных параметров В зацеплении показываются те зубчатые

колеса которые соответствуют расчѐтной ветви на графике подач

(см рис 21) С помощью этой схемы могут быть определены все

необходимые расстояния между опорами шестернями а также направления

тангенциальных и радиальных усилий

При вычерчивании компоновочной схемы необходимо

ndash обеспечить достаточные осевые перемещения зубчатых колес муфт

переключающих устройств

ndash исключить одновременное включение зубчатых колес с двумя

смежными неподвижными колесами

ndash обеспечить доступную и быструю сборку и разборку легкую

регулировку опор зубчатых зацеплений Кроме того обеспечить хороший

доступ для осмотра деталей коробки и ремонта

ndash конструкцию корпуса выполнять удобной простой и технологичной

обеспечивающей простоту монтажа и демонтажа деталей и узлов коробок

ndash возможно большее число центров валов располагать по одним и тем же

вертикалям и горизонталям что обеспечивает наибольшую простоту

настройки станков при обработке посадочных отверстий в корпусах

ndash обеспечить наибольшую жесткость валов и опор для чего следует

расстояние между зубчатыми колѐсами и другими деталями принимать

наименьшими из допустимых

332 Составление расчетной схемы нагружения вала

Расчет валов в настоящих методических указаниях производится на ЭВМ

Программа расчета составлена для унифицированной схемы нагружения

двухопорного вала (рис35) двумя силами в пролете P0 и P1 и силами P2 и P3

приложенными на консольных участках Эти силы возникают в зубчатых

зацеплениях при передаче крутящего момента К такой схеме нагружения

можно привести большое число валов приняв для отсутствующих шестерен

силы равными нулю Расстояния между опорами валов и закрепленными на

32

Ри

с3

4 К

ом

пон

овочн

ая с

хем

а короб

ки

под

ач

а-раз

вер

тка

б-с

вер

тка

(од

ин

из

возм

ож

ны

х в

ари

анто

в)

33

Рис35 Расчетная унифицированная схема нагружения вала к программе ldquoВалrdquo

Рис36 Расчетная схема нагружения II вала в рассматриваемом примере

34

нем шестернями а также направление тангенциальных ( iT ) и радиальных ( iR )

усилий определяется с помощью компоновочной схемы При этом радиальные

усилия всегда направлены к центру рассчитываемого вала а тангенциальные

совпадают с направлением вращения ведущего колеса Все линейные размеры

( g l l 0 1 ) отсчитываются от II опоры причем для отсутствующих шестерен

они задаются равными 0 Углы i и i определяющие направления

радиальных iR и тангенциальных iT сил должны отсчитываться против

часовой стрелки от положительного направления оси Х выбранного так как

показано на схеме Для отсутствующих шестерен принимается 0i

571i рад (900 ) Начальные диаметры отсутствующих шестерен (Д = Д0

Д1hellip) принимаются равными бесконечности а практически ndash большой

величине например Д = 10000000 см При этом окружная и радиальная силы

получаются близкими к 0

На рис 36 показана расчетная схема нагружения II вала для нашего

примера

333 Порядок расчета вала с помощью унифицированных формул

Расчет стального сплошного вала на двух опорах из условия прочности

заключается в определении его диаметров в сечениях I 0 1 II (см рис35)

Последовательность расчета выполняемого по унифицированным

формулам программ следующая

1) Определение действующих в зацеплении сил

ii

Д

МT КР2 R T tgi i

o 20

2) Определение проекций сил на оси X и Y

X T Ri i i i i cos cos Y T Ri i i i i sin sin

3) Определение опорных реакций в плоскостях X ndash горизонтальная и

Y ndash вертикальная соответственно в опоре I и II

g

lxlxlxlxR

IX33221100

R x x x x RX XII I 0 1 2 3

g

lylylylyR

IY33221100

R y y y y RY YII I 0 1 2 3

Силы направленные на вал при принятом расположении осей координат

имеют знак laquo + raquo а от вала laquo ndash raquo Для реакций правило знаков противоположно

35

4) Определение изгибающих моментов в сечениях

над левой опорой (сечение I)

M x l gX I 2 2( ) M y l gYI

2 2( )

над правой опорой (сечение II)

M x lX II 3 3 M y lYII

3 3

под силой P0 (сечение 0)

)()( 00220

lgRllxMI

XX )()( 00220

lgRllyMI

YY

под силой P1 (сечение 1)

M x l l R lX XI II 3 1 3 1( ) M y l l R lY YI II

3 1 3 1( )

5) Определение суммарных изгибающих моментов

M M MI X YI I 2 2 M M MII X YII II 2 2

M M MX Y 02 2

0 0 M M MX Y1

2 2

1 1

6) Определение приведенных моментов ПРМ

Приведенные моменты определяются в каждом из 4-х сечений в

отдельности по формуле

22750 КРMMM iпрi где i = 0 1 I II

7) Определение диаметра вала в каждом из сечений производится по

зависимости

3

10 и

прii

Md

где ПРМ Н∙см [ и ] ndash допускаемое напряжение на изгиб МПа

334 Определение исходных данных для расчета валов

Указания по определению исходных данных для расчета валов приведены

в табл38 В ней же даны численные значения исходных параметров

36

Таблица 38

Исходные данные для расчета диаметров вала

Исходные

данные и

определя ndash

емые

величины

Обозна ndash

ения и

раз ndash

мерность

Расчетные

формулы

Указания по

выбору

Числовые

величины

(см пример)

Крутящий

момент на

рассчиты ndash

ваемом валу

MKP

Н∙м

MKP =

= 974000 N

n

п 313 2250

Марка

стали и

термообра ndash

ботка

Сталь 45

нормализованная

Табл39

[3 13 14]

ndash

Допускаемое

напряжение

на изгиб

[ ]u

МПа

ndash Рис37 и

табл39

[3 13 14]

775

Начальные

диаметры

колес

Д0 Д1 Д2 Д3

в расчетной

схеме

Д см Д = z m z ndash из

кинематичес ndash

кого расчета

mndash в п322

диаметры

отсутствую ndash

щих шестерен

Д = 10000000

Д0 =10000000

Д1 = 48

Д2 = 50

Д3 = 107

Расстояния

g l0 l1

l2 l3

в расчетной

схеме

g l

см

ndash п332 рис 35

(числовые

величины

см рис 36)

g0 = 102

l0 = 0

l1= 24

l2 = 135

l3 = 0

Углы

действия сил

i для iT

i для iR

i i

рад

ii0

0180

ii0

0180

где 0

i 0

i

ndash углы

измеренные

в градусах

п332 рис 35

(числовые

величины

см рис 36)

0 = 0

0 = 157

1 = 0

1 = 157

2 = 0785

2 = 2355

3 = 0

3 = 157

37

Таблица 39

Допускаемые напряжения на изгиб [ и ] для стальных валов (в МПа)

Источник

концентрации

напряжения

Диаметр

вала мм

Марка стали и термообработка

45

норм

45

улучш

40Х

улучш

40Х

закал

Насаженная на вал

деталь

(шестерня шкив)

с острыми кромками

15 775 850 900 950

30 750 825 875 925

45 725 800 850 900

60 700 775 825 875

75 675 750 800 850

90 650 725 775 825

Рис37 Номограмма для ориентированного определения

диаметров валов по крутящему моменту

38

необходимые для расчета II вала привода подач в рассматриваемом примере

При расчете валов на ЭВМ углы вводятся в программу в радианах

Если на участке вала действует только крутящий момент то при

составлении исходных данных следует задавать расстояние до шестерни

обусловливающей приложение этого момента величиной 01 см При этом

изгибающий момент от действия радиальной силы будет близок к 0

Например при расчете V вала рассматриваемой коробки подач

(см рис35 и 36) следует принять расстояние l3 = 01 см до шестерни

Д3 = zm = 02 ∙ 20 = 4 см соответственно приняв 3 = 0 и 3 = 157 рад

335 Указания по расчету валов на ЭВМ

Расчет диаметров валов в опасных сечениях I 0 1 II (рис35)

производится на ЭВМ по программе laquoВАЛraquo [20] исходные данные для

расчета по программе laquoВАЛraquo вводятся в режиме диалога с машиной При

расчете нескольких валов каждому файлу необходимо давать новое название

например PETROV1 PETROV2 PETROV3

В приложении В представлены распечатки ввода исходных данных и

результаты расчета диаметров II вала в рассматриваемом примере

Для перевода языка машины в принятые обозначения формул следует

руководствоваться табл 310

В целях удобства программирования di рассматриваются для всех

сечений по приведенному моменту Для сечений в которых не действует MKP

диаметр определяется по iM (без машины) Из всех полученных диаметров

выбирается наибольший и округляется до стандартного ряда

Для нашего примера принимаем d = 18 мм учитывая что этот диаметр

вала не окончательный и может измениться при окончательной

конструктивной проработке привода О выборе геометрических параметров

шлицевых валов сказано ниже в п 34

В курсовом проекте с помощью ЭВМ должны быть рассчитаны все валы

коробки подач В записке приводятся расчетные схемы валов и результаты

расчета (распечатки) по каждому валу

34 Выбор подшипников качения и прочих элементов привода

Выбор подшипников качения ведется по динамической грузоподъемности

C определяемой по формуле

P

CL

где L ndash число миллионов оборотов за расчетный срок службы подшипника

качения

39

Таблица 310

Соответствие символов в программе laquoВАЛraquo

обозначениям в расчетных формулах

Символ в

программе

Обозначение

в формулах

Размерность Наименование параметров

1 2 3 4

C MKp Н∙см Крутящий момент на

рассчитываемом валу

Q g см Расстояние между опорами

B [u ] МПа Допускаемое напряжение

на изгиб

M(I)

Di

см

Делительный диаметр i - го

колеса в точке приложения

силы Pi

F1(I) i рад Угол действия силы Ti

F2(I) i рад Угол действия силы Ri

T(I)

Ti

Н

Тангенциальная сила

действующая в точке

приложения силы Pi

R(I) Ri Н Радиальная сила в той же точке

X(I) X i Н Проекция сил на ось Х в точке

приложения силы Pi

Y(I) Yi Н Проекция сил на ось Y в той же

точке

G(0) RxI Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре I

G(1) RxII Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре II

B1(0) RyI Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

B1(1) RyII Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре II

L(0)

MxI

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре I

L(1) MxII Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре II

U(0) M yI Н∙см Изгибающий момент в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

40

Окончание табл 310

1 2 3 4

L(I) li см Расстояние между опорой II и

точкой приложения силы Pi

М1(0)

M X 0

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquo0raquo

М1(1) M X1 Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquoIraquo

М2(0)

MY0

Н∙см

Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIIraquo

М2(1) MY1 Н∙см Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIraquo

S(0) M I Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре I

S(1)

M II Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре II

S(2) M 0 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquo0raquo

S(3)

M1 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquoIraquo

P(0)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре I

P(1)

IIпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре II

P(2) 0прМ Н∙см Приведѐнный момент

в сечении laquo0raquo

P(3)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в

сечении laquoIraquo

A(0)

d I см Диаметр вала в опоре I

A(1)

d II см Диаметр вала в опоре II

A(2)

d0 см Диаметр вала в сечении laquo0raquo

A(3)

d1 см Диаметр вала в сечении laquoIraquo

41

P ndash расчетная нагрузка подшипника Н

C ndash динамическая грузоподъемность подшипника указанная в катало ndash

ге Н

ndash коэффициент (для шарикоподшипников = 3 для роликоподшип ndash

ников = 333)

Данная формула справедлива при n ge 10 обмин При n = 1 divide 10 обмин

расчет ведут по n = 10 обмин При n lt 1 обмин действующую нагрузку

рассматривают как статическую

Расчетный срок службы подшипника в часах выражается зависимостью

LL

nh

10

60

6

Задавшись Lh (для металлорежущих станков обычно Lh = 12000divide20000 ч)

из данной формулы определяют L затем вычислив P (см ниже) и зная

находят C После того ориентируясь на желаемые габариты и прежде всего на

диаметр шейки вала где должен быть установлен подшипник подбирают по

каталогу 21 наиболее близкий по величине C типоразмер подшипника

Расчетную нагрузку подшипника определяют по формуле

P X V F Y F K Kr a T ( )

где Fr ndash радиальная нагрузка Н

Fa ndash осевая нагрузка Н

X ndash безразмерный коэффициент радиальной нагрузки

Y ndash безразмерный коэффициент вращения (при вращении внутреннего

кольца V = 1 при вращении наружного ndash V = 12)

K ndash безразмерный коэффициент безопасности (для токарных станков

K = 1 ndash 12 для фрезерных ndash K = 13 ndash 18)

KT ndash безразмерный температурный коэффициент (при работе до 1250С

KT = 105)

В коробках подач обычно используют прямозубые колеса поэтому

формула для определения расчетной нагрузки без учета осевых сил примет

вид (при Fa = 0 X =1)

P V F K Kr T

Величина радиальной нагрузки подсчитывается по формуле

F R Rr Xi Yi 2 2

где RXi RYi ndash наибольшие по величине опорные реакции определяемые при

расчете вала (см приложение 3 соответственно G(0) B1(0) или G(1) B1(1))

42

Проведем подбор подшипников для II вала привода в рассматриваемом

примере Из распечатки результатов расчета вала выписываем наибольшие

опорные реакции G(0) = 7566 Н B1(0) = 12285 Н и определяем

Fr 757 6 1228 5 1443 32 2 Н

Для определения расчетной нагрузки принимаем V =1 K = 12 KT = 105

тогда P = 1∙14433∙12∙105 = 18188 Н Определяем L при известной частоте

вращения n = 45 обмин (см табл 31) и задавшись hL = 2000 ч

5410

456020000

10

6066

nhL

L млн оборотов

Динамическая грузоподъемность 868735461818 3 LPC Н

По расчетному значению C приняв диаметр шейки вала шd = 17 мм

(см приложение Б) выбираем по каталогу [21] подшипник 203 с

динамической грузоподъемностью C = 7520 Н

Выбор геометрических характеристик шлицевых валов [17 18 21 и др]

можно производить по ранее рассчитываемому на ЭВМ наибольшему

диаметру сплошного вала Желательно затем произвести проверочный расчет

шлицевого соединения по напряжениям смятия [14 21 и др]

При выборе и расчете шпоночных соединений следует использовать

работы [13 divide 15 21 и др] Сечение шпонки подбирают по диаметру вала

длину ndash обычно на 5 ndash 10 мм короче ступицы закрепляемой детали соедине ndash

ние проверяют на смятие

43

ПРИЛОЖЕНИЕ А

Нормальный ряд чисел в станкостроении (нормаль HII - I) со

знаменателем =106

1 ndash 106 ndash 112 ndash 118 ndash 125 ndash 132 ndash 14 ndash 15 ndash 16 ndash 17 ndash 18 ndash 19 ndash 2 ndash 212 ndash

225 ndash 235 ndash 25 ndash 265 ndash 28 ndash 3 ndash 315 ndash 335 ndash 355 ndash 375 ndash 4 ndash 425 ndash 45 ndash 475

ndash 5 ndash 53 ndash 56 ndash 6 ndash 63 ndash 67 ndash 71 ndash 75 ndash 8 ndash 85 ndash 9 ndash 95 ndash 10

Примечания

1 Числа высшего порядка получаются умножением или делением чисел нор-

мального ряда на 10 100 1000hellip

Например

01 ndash 0106 ndash 0112 hellip 10 ndash 106 ndash 112 hellip 100 ndash 106 ndash 112 hellip

2 Числа геометрического ряда с gt 106 образуются из ряда с = 106 по

зависимости вида

U i106

112 1062 141 1066 178 10610

126 1064 158 1068 2 10612

3 Образование нормального ряда чисел с заданным = 106 производится

путем выписывания каждого (i + 1) числа из которых с = 106 начиная с

минимального ndash заданного

Например

126 1064 при minn = 112

hellip112 ndash 14 ndash 18 ndash 225 ndash hellip ndash 9 ndash 95 ndash 10 ndash 106 hellip

6061411 при minn = 132

hellip132 ndash 19 ndash 265 ndash 375 ndash hellipndash 53 ndash 75 ndash 106 ndash 15 hellip

8061581 при minn = 125

hellip125 ndash 2 ndash 315 ndash 5 ndash hellip ndash 8 ndash 125 ndash 20 ndash 315 hellip

44

ПРИЛОЖЕНИЕ Б

Распечатка исходных данных и результатов расчета

шестерен коробки подач

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ1 BSV

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y=037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 20289 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 170

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 164

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 124

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 096

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 143

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 105

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ2 BSV

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 142

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 131

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 104

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 076

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 3389 S = 1130

45

Продолжение приложения Б

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 120

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 084

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ3 BSV

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 123

А= 0102 С = 120 L = 1

R= 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 072

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБ НОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 079

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ4 BSV

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 108

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 063

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

46

Окончание приложения Б

G = 10 F = 225 U = 138

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 069

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ5 BSV

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 175

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 106

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 128

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 061

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U= 4

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 147

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 067

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

47

ПРИЛОЖЕНИЕ В

Распечатка исходных данных и результатов расчета II вала коробки подач

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

С = 2250 Q = 102 В = 775

М (0) = 10000000 L (0) = 0 Fl (0) = 0 F2 (0) = 157

М (1) = 48 L (1) = 24 Fl (1) = 0 F2 (1) = 157

М (2) = 5 L (2) = 135 Fl (2) = 0785 F2 (2) = 2355

М (3) = 10000000 L (3) = 0 Fl (3) = 0 F2 (3) = 157

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЁТА

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

VAL2 BSS

G (0) = 75761 В1 (0) = 122849

L1 (0) = -133882 М1 (0) = 225065

U (0) = -286321 М2 (0) = 81749

G (1) = 58586 В1 (1) = -2023

L1 (1)=0 М1 (1) = 140606

U (1) = 0 М2 (1) = -4855

S (0) = 316076 Р (0) = 37131 А (0) = 168

S (1) = 0 Р (1) = 194855 А(1) = 135

S (2) = 239451 Р (2) = 308716 А (2) = 158

S (3) = 140690 Р (3) = 240338 А (3) = 145

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

48

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1 Киреев Г И Комплексный расчет коробок скоростей металлорежущих

станков на ЕС ndash ЭВМ методические указания по курсовому и дипломному

проектированию для студентов специальности 0501 Часть 1 Г И Киреев ndash

Ульяновск УлПИ 1984 ndash 43 с

2 Металлорежущие станки и автоматы учебник для машинострои ndash

тельных втузов под ред А С Проникова ndash М Машиностроение 1981 ndash

479 с

3 Тарзиманов Г А Проектирование металлорежущих станков ГА

Тарзиманов ndash М Машиностроение 1980 ndash 288 с

4 Тепинкичиев В К Металлорежущие станки В К Тепинкичиев ndash М

Машиностроение 1973 ndash 472 с

5 Металлорежущие станки учебник для машиностроительных вузов

под ред В Э Пуша ndash М Машиностроение 1985 ndash 575 с

6 Металлорежущие системы машиностроительных производств учебное

пособие для студентов техн вузов О В Таратынов Г Г Земсков И М

Таратынова ndash М Высш шк 1988 ndash 464 с

7 Кузнецов М М Проектирование автоматизированного производствен ndash

ного оборудования учебное пособие для вузов М М Кузнецов В А Усов

К С Стародубов ndash М Машиностроение 1987 ndash 288 с

8 Орликов М Л Металлорежущие станки курсовое и дипломное

проектирование М Л Орликов И Г Федоренко В Н Шишкин ndash Киев

Высш шк1987 ndash 152 с

9 ГОСТ 2701 ndash 76 Схемы Виды и типы Общие требования к

выполнению ndash М Изд ndash во стандартов 1976 ndash 12 с

10 ГОСТ 2703 ndash 88 Правила выполнения кинематических схем ndash М

Изд ndash во стандартов 1988 ndash 7 с

11 Пуш В Э Конструирование металлорежущих станков В Э Пуш ndash

М Машиностроение 1977 ndash 380 с

12 Каминская В В Станины и корпусные детали металлорежущих

станков В В Каминская З М Левиеа Д Н Решетов ndash М Машгиз 1960 ndash

362 с

13 Курсовое проектирование деталей машин справочное пособие часть I

и II А В Кузьмин И Н Макейчик Ф В Калачѐв и др ndash Минск Высш шк

1982 ndash 584 с

14 Анурьев В И Справочник конструктора ndash машиностроителя Т2

В И Анурьев ndash М Машиностроение 1982 ndash 584 с

15 Чернин И М Расчѐты деталей машин справочник И М Чернин

А В Кузьмин Г М Ицкевич ndash Минск Высш шк 1978 ndash 592 с

16 Детали и механизмы металлорежущих станков Т2 под общ ред

Д Н Решетова ndash М Машиностроение 1972 ndash 405 с

49

17 Серенсен С В Валы и оси Конструирование и расчет С В Серенсен

и др ndash М Машиностроение 1970 ndash 312 с

18 СТ СЭВ 185 ndash 75 Геометрические характеристики шлицевых

прямозубых соединений ndash М Изд ndash во стандартов 1975

19 СТ СЭВ 189 ndash 76 и СТ СЭВ 189 ndash 77 Размеры призматических

шпонок ndash М Изд ndash во стандартов 1976

20 Зубенко В Л Методические разработки к курсовому проектированию

по металлорежущим станкам В Л Зубенко М Я Цлаф ndash Куйбышев КПтИ

1978 ndash 32 с

21 Справочник металлиста В 5 т Т1 под общ ред С А Чернавского и

В Ф Рещикова ndash М Машиностроение 1976 ndash 768 с

22 Сена Л А Единицы физических величин и их размерности учебно-

справочное руководство ЛА Сена ndash 3-е изд перераб и доп ndash М Наука

Гл ред физ-мат лит 1988 ndash 432 с

23 Кочергин А И Конструирование и расчет металлорежущих станков и

станочных комплексов Курсовое проектирование учебное пособие для вузов

А И Кочергин ndash Минск Высш шк 1991 ndash 382 с

Учебное издание

РАСЧЕТ ПРИВОДОВ ПОДАЧ

МЕТАЛЛОРЕЖУЩИХ СТАНКОВ

Методические указания по курсовому

и дипломному проектированию

Составители Шестернинов Александр Владимирович

Горшков Геннадий Михайлович

Редактор НАЕвдокимова

Подписано в печать 30082007 Формат 60times8416 Услпечл302

Тираж 150 экз Заказ

Ульяновский государственный технический университет

432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Типография УлГТУ 432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Page 8: Расчет приводов подач металлорежущих станков. Методичка

9

Рис 21 График частот вращения валов зависимого

привода подач с реечной передачей

10

270414111 231 n 191714111 22

2 n и тд Такая погрешность

закономерна и приниматься во внимание на данном этапе кинематического

расчѐта не должна

Для определения числа валов в приводе необходимо общее передаточное

отношение 231 1 шпобщ nni распределить между отдельными

передаточными отношениями зубчатых передач входящих в механизм подач

При этом необходимо соблюсти условия приведенные в табл11

Разбивку общего передаточного отношения лучше всего начинать с

предпоследнего звена цепи подачкоторым в зависимых приводах большинства

станков является червячная передача Передаточное отношение червячной

передачи обычно принимается в пределах 4i = 16 + 164 Примем 10

4 1321 i тогда можно записать

131023

111

общi

Передаточное отношение приходящееся на долю зубчатых пар учитывая

рекомендации табл11 представим в таком виде

4332133

111111

i

Из условия получения наименьших габаритных размеров коробок подач

необходимо стремиться к тому чтобы передаточные отношения отдельных

понижающих зубчатых передач плавно убывали от шпинделя к тяговому

устройству В этом случае нижняя ветвь графика (см рис21) представляет

собой плавную выпуклую линию

Таким образом количество валов привода подач определяется

количеством сомножителей входящих в общi плюс 1 (вал ndash шпиндель) В

нашем случае привод подач будет иметь 6 + 1 = 7 валов которые представля ndash

ются на графике частот вращения в виде вертикальных линий и обозначаются

римскими цифрами

Далее на основании структурной формулы 8222 421 Z и принятой

разбивки передаточного отношения между передачами строится график частот

вращения механизма подач

212 Определение чисел зубьев передач

Минимальное число зубьев шестерен в коробках подач можно принимать

minшZ = 15 и даже меньше [8] но из условия отсутствия подрезания ножки

11

зуба целесообразно назначать minшZ ge 18

Приняв 1шZ = 18 для первой одиночной передачи (между валами I и II) и

имея 11 i определим число зубьев колеса 111

iшZZK = 18 ∙ 141 = 25

При определении чисел зубьев групповой передачи между II и III валами

необходимо не только выдержать имеющиеся передаточные отношения 2

2 1i и 13 i но и обеспечить постоянную сумму зубьев в пределах

этой передачи constZZZZZ КК шш 3322

Приняв 2

шZ = 19

определим число зубьев колеса 3819 22

22 iшZZK Суммарное число

зубьев sum Z = 19 + 38 = 57 Числа зубьев других передач в группе находим по

формулам

1

i

i ZZш и шZZZK

Имея 13 i и Z = 57 получим 3

шZ asymp 24 и 3

KZ = 33 Аналогично

определяются значения Z остальных передач Результаты расчета

представлены в табл 21

Таблица 21

Значения i Z и sum Z групповых передач привода подач

i KZZш sum Z i KZZш sum Z

11 i

18 25

43

3

6 1i

7i

20 56

44 32

76

76

22 1i

13 i

19 38

24 33

57

57

48 1i

20 80

100

34 1i

15 i

19 53

30 42

72

72

10

9 1i

1 32

ndash

213 Проверка отклонений действительных величин

подач от нормального ряда

Отклонение действительных величин подач от установленных нормалью

HII ndash I не должно превышать plusmn 10 ( ndash 1) В нашем случае максимально

возможное отклонение подачи может быть ΔS = plusmn 10 (141 ndash 1) = 41

12

Действительные величины подач ДS находим из уравнений кинематического

баланса

61018332

1

80

20

56

20

53

19

38

19

25

1811 ДS

71100060

0600610100

1

111

S

SSS

Д

Подобным образом проводится проверка всех 8 значений подач Если

отклонение действительной величины подачи превышает допустимое

значение то изменяют числа зубьев колеса и шестерни отдельных передач

сохранив их сумму при этом неизменной

214 Разработка кинематической схемы коробки подач

Кинематический расчет завершается вычерчиванием кинематической

схемы коробки подач В качестве исходных данных используется график

частот вращения и кинематическая схема базового станка На схеме (рис22)

указывается номера валов характеристика электродвигателя (для

независимого привода) числа зубьев колес Кинематическая схема должна

вычерчиваться с соблюдением требований ГОСТ [910]

При наличии в коробке подач подвижных тройных блоков необходимо

учитывать следующее При перемещении подвижного блока его крайние

колеса (правое и левое) проходят мимо среднего колеса неподвижного блока

Чтобы зубья этих колес не зацеплялись для некоррегированных колес должно

быть соблюдено условие

Z Z ZCP KP 4 где Z

CP ndash число зубьев среднего колеса неподвижного

блока ZKP

ndash число зубьев крайнего колеса неподвижного блока Z ndash

суммарное число зубьев средних колес подвижного и неподвижного блоков

22 Кинематический расчет независимого привода

подач с винтовой передачей

Кинематический расчет независимых приводов подач имеет много общего

с кинематическим расчетом приводов главного движения [1 2 3 и др]

Основное отличие заключается лишь в определении величин расчетных

перемещений ndash величин подач Для кинематического расчета здесь в

большинстве случаев задаются шагом винта подачи и величинами минутных

подач S мммин Описание приводимого ниже примера методически схоже с

предыдущим (см п21) и поэтому дано в более сокращенном варианте

Исходные данные проект привода продольной подачи к универсальному

13

Ри

с22

К

ин

емат

ичес

кая

схем

а за

ви

сим

ого

при

вод

а п

од

ач с

рее

чн

ой

пер

едач

ей

14

горизонтально ndash фрезерному станку Smin= 19 мммин Smax = 950 мммин

количество подач Z = 18 Эn = 1450 обмин Диапазон регулирования

5019950minmax SSRZ знаменатель ряда

26150171 ZZR

По нормали станкостроения HII ndash I (см приложение А) выписываем ряд

подач S1 = 19 S2 = 236 S3 = 30 S4 = 375 S5 = 475 S6 = 60 S7 = 75

S8 = 95 S9 = 118 S10 = 150 S11 = 190 S12 = 236 S13= 300 S14 = 375 S15

= 475 S16 = 600 S17 = 750 S18 = 950 обмин

Принимаем в качестве прототипа станок мод 6Н82 имеющий шаг винта

продольной подачи стола t = 6 мм

По принятым величинам подач определяем частоты вращения винта в

обмин по формуле n = S t Полученные значения частот вращения сразу

округляем до значений указанных в нормали HII ndash I для = 126

1536

191 n 4

6

6232 n 5

6

303 n и тд

(см рис 23 частоты вращения на XI валу)

Принимаем структурную формулу коробки подач привода

Z 3 3 2 183 1 9

Далее кинематический расчет производится по методике изложенной

в п21

Принятой структурной формуле соответствует график частот вращения

(см рис23) и кинематическая схема привода подач на рис24

3 ПРОЧНОСТНОЙ (СИЛОВОЙ) РАСЧЕТ ПРИВОДОВ ПОДАЧ

После того как построен график частот вращения валов привода подач

вычерчена кинематическая схема и определены числа зубьев колес

выполняется силовой расчет отдельных элементов привода

В этом разделе параллельно с изложением общей методики приводится

пример численного расчета коробки подач зависимого привода

рассматриваемого ранее в п 21

Методика прочностного расчета может быть использована и для расчета приводов

главного движения

15

Рис23 График частот вращения валов независимого

привода подач с винтовой передачей (гори ndash

зонтально - фрезерный станок)

16

Ри

с24

К

ин

емат

ичес

кая

схем

а п

ри

вод

а п

од

ач г

ори

зон

тальн

о ndash

фрез

ерн

ого

ста

нка

17

Исходные данные для прочностного расчѐта описываемого примера

расчетное число часов работы привода Т = 20000 ч тяговое усилие

развиваемое исполнительным органом Q = 11000 Н

31 Определение недостающих параметров

для прочностного расчета

Прочностной расчет привода подач должен быть выполнен таким

образом чтобы все его звенья могли выдержать нагрузки возникающие при

черновых режимах работы В соответствии с этим необходимо предварительно

определить расчетные величины частот вращения валов мощностей крутящих

моментов и других параметров действующих при силовом резании Однако

несмотря на то что все типы приводов подач должны рассчитываться для

черновой обработки между ними существует отличие в определении

указанных расчѐтных величин

311 Определение расчетных частот вращения

валов привода

Расчѐтная частота вращения i - го вала привода n n n nI II III i ndash опре ndash

деляется по графику частот вращения с помощью расчетной ветви

обозначаемой на графике утолщенной линией (см рис 21 и 23)

Положение расчѐтной линии для коробок скоростей определяется

расчѐтной частотой вращения шпинделя

4

min

max

minn

nnnшп (31)

где nmin и nmax ndash соответственно минимальная и максимальная частоты

вращения шпинделя (задаются или определяются по базовому станку)

В нашем случае для станка мод 16К20 при minn = 16 обмин

maxn = 2000 обмин ndash шпn = 535 обмин Корректируя по станку имеем

шпn = 63 обмин

Положение расчетной ветви на графике в приводах подач независимого

типа определяется расчетной частотой вращения последнего вала привода

(см рис23)

3

max

minmax

n

nnn прн

(32)

18

где nmin и nmax ndash минимальная и максимальная частоты вращения последнего

вала привода подач

Положение расчетной ветви для зависимых приводов подач определяется

верхней линией на графике (см рис 21) Однако расчетные значения in

берутся здесь не прямо с графика а находятся путем умножения частот

вращения верхней линии на величину шпn определяемой по формуле 31

Для нашего примера 6311 шпnn обмин

456341

1IIn 53163

2

1IIIn 52263

82

1IVn 531Vn

97638

1IVn 252063

250

1VIIn

312 Определение потребной величины мощности

подачи исполнительного органа станка

Мощность расходуемая непосредственно исполнительным органом

станка на осуществление подач относительно невелика и может быть

приблизительно определена по мощности электродвигателя привода главного

движения В этом случае она обычно принимается для токарных и

револьверных станков равной 1 ndash 4 сверлильных 4 ndash 5 и фрезерных

15 ndash 20 от мощности главного привода Более точно потребную величину

мощности подачи исполнительного органа станка в кВт можно определить по

формуле

10200060

МИНSQ

N (33)

где Q ndash тяговая сила необходимая для перемещения исполнительного органа

станка при резании Н

МИНS ndash величина минутной подачи при черновой обработке мммин

Величину тяговой силы если она не задана можно рассчитать по

формулам приведенных в работах [6811]

Подача МИНS при расчете независимого привода определяется следующим

образом

ПРНМИН ntS или ПРНМИН nzmS

При расчете зависимого привода величина МИНS определяется

произведением

шпnSSМИН

где S ndash максимальная подача за 1 оборот шпинделя ммоб

19

В нашем примере 4263600 МИНS мммин Q = 11000 Н

соответственно

N

11000 42

60 1020000 075 кВт

Если привод подач независим т е движение подачи осуществляется от

отдельного электродвигателя то необходимая мощность двигателя

определяется отношением

эN =n

N

где n ndash КПД цепи подач приближенно принимаемой при расчете двигателя

n = 015 divide 02

Найденная величина эN уточняется при выборе типа электродвигателя по

справочным данным

313 Определение величины мощности и крутящих

моментов на валах привода

Мощность на i - м валу независимого привода подач и коробок скоростей

определяется произведением

iэi NN

где i ndash КПД участка кинематической цепи до i ndash вала подсчитываемый как

произведение КПД отдельных элементов (см табл 33) начиная с вала

электродвигателя ( IIIIIIi )

Мощность на i - м валу зависимого привода определяется следующим

образом

ii

NN

где i ndash КПД участка кинематической цепи до i - го вала подсчитываемый как

произведение КПД отдельных элементов (см табл 33) начиная с вала

тягового устройства

В нашем примере 0760990

0750

i

NNVII

кВт

NVI

0 076

0 8 0 9950 096

2

кВт NV

0 096

0 99 0 9950 098

2

кВт

20

N IV 0100 кВт N III 0102 кВт N II 0104 кВт N I 0106 кВт

Крутящий момент на i - м валу любого привода определяется по фор ndash

муле

i

ii n

NM 974000 Н∙см

В рассматриваемом приводе подач

164063

1060974000974000

I

II n

NM Н∙см

2250IIM Н∙см 3150IIIM Н∙см 4330IVM Н∙см

3030VM Н∙см 11830VIM Н∙см 293740VIIM Н∙см

32 Расчет зубчатых передач

Расчет цилиндрических зубчатых колес (шестерен) заключается в

определении требуемого модуля Для стальных прямозубых колес модуль

определяется по следующим двум формулам

1) из условия изгибной прочности зубьев

3

19500000

nm

uвu

KKKN

Н

НРДП

2) из условия контактной прочности (усталости) поверхностных слоѐв

зубьев

3

210700001

nzi

im НРДП KKKN

квк

Порядок выбора исходных данных с указанием их размерностей приведен

в п 321

Из двух рассчитываемых модулей выбирается большее значение и

округляется до стандартного m = 1 15 2 25 3 4 5 6 8 10hellip(мм)

321 Определение исходных данных для расчета зубчатых колес

Выбор исходных величин необходимых для расчета модулей зубчатых

колес производится с помощью указаний табл 31 В ней же приведены

числовые величины рассматриваемого примера

21

Таблица 31

Исходные данные для определения модулей зубчатых колес

Исходные данные и

определяемые

величины

Обозначе ndash

ния и раз ndash

мерность

Расчетные

формулы

Указания

по выбору

см hellip

Числовые

величины

(см

пример)

1 2 3 4 5

Степень точности

зубчатых передач

(67 или 8)

ndash

ndash

По ГОСТ

1643-81

7

Марка стали и

термообработка

1 ndash 40Х нормализация

2 ndash 12ХН3А цементация

и закалка

3 ndash 40ХФА

азотирование

Табл 32

[14]

ndash

Мощность на валах

привода

ndash для коробок подач с

независимым

приводом и коробок

скоростей

ndash для коробок подач с

зависимым приводом

iN кВт

iN кВт

iэi NN

ii NN

п 313

п 313

ndash

IN =0106

IIN =0104

IIIN =0102

IVN =0100

VN =0098

Число зубьев

шестерен (зубчатое

колесо с меньшим

числом зубьев)

Z

ndash

Из кинемаndash

тического

расчета

рис 22

1 ndash 18

5 ndash 24

7 ndash 30

11 ndash 44

15 ndash 20

Расчетная частота

вращения вала

(шестерни)

n обмин

ndash

п 311 In =63

IIn =45

IIIn =315

VIn =225

Vn =315

22

Продолжение табл 31

1 2 3 4 5

Передаточное число

зубчатой пары

i

Определяется

отношением числа

зубьев большего колеса

к меньшему (т е i ge 1)

1i =139

2i =138

3i =14

4i =138

5i =4

Отношение ширины

зубчатого венца (acirc) к

модулю (m)

в

mвв

147 в

10

Коэффициенты

перегрузки

динамичности

неравномерности

распределения

нагрузки

формы зуба

ПK

ДK

НРK

НУ

ndash

ndash

ndash

ndash

Табл34

Табл35

(в короб ndash

ках подач

ДK =1)

Табл36

Рис31

при =0

12

1

1 ndash 17

5 ndash 11

7 ndash 105

11 ndash 11

15 ndash 12

1 ndash 037

5 ndash 042

7 ndash 050

11 ndash 049

15 ndash 040

Общая

продолжительность

работы механизма за

расчетный срок

службы

МТ ч

ndash

Из задания

20000

Суммарное число

циклов нагружения

зуба за TM

CN CN

MTn 60

ndash

7 6 107

5 4 107

38 107

2 7 107

38 107

23

Окончание табл 31

1 2 3 4 5

Коэффициент

переменности режима

нагрузок для расчета

модуля на изгиб

Kи реж

ndash

Рис 32

для сред ndash

него ре ndash

жима при

среднем

значении

NC 4 7 107

113

Длительный предел

выносливости зуба

при работе на изгиб

(для трех сталей)

σи пр МПа

ndash

Табл 32

[14]

1 ndash 180

2 ndash 460

3 ndash 300

Допускаемое

напряжение на изгиб

[σи] МПа [σи] =

= σи пр Kи реж

1 ndash 2029

2 ndash 5200

3 ndash 3389

Коэффициент

переменности режима

нагрузок для расчета

модуля на контакт ndash

ную прочность

Kк реж

ndash

Рис33

для сред ndash

него ре ndash

жима при

среднем

значении

NC

108

Длительный предел

контактной

выносливости (для

трех сталей)

σКД МПа

ndash

Табл33

[14]

1 ndash 500

2 ndash 1200

3 ndash 1050

Допускаемое

напряжение при

расчете на контакт ndash

ную прочность

[σк] МПа [σк] =

= σКД Kк реж

1 ndash 580

2 ndash 1300

3 ndash 1130

24

Таблица 32

Предел выносливости зубьев для цилиндрических колес

при расчете на изгиб ndash σи пр и контактную прочность ndash σКД

Марка стали

Вид термообработки

σи пр МПа

σКД МПа

40Х

40Х

40Х

50ХН

20Х

18ХГТ

20ХНМ

12ХН3А

25Х2ГНТА

25ХГТ

40Х

40ХФА

Нормализация

Улучшение

Закалка с нагревом ТВЧ

Закалка объемная

Цементация и закалка

То же

raquo

raquo

raquo

raquo

Азотирование (газовое)

То же

180

220

240

260

440

300

440

460

440

400

240

300

500

600

950

980

1150

1150

1200

1200

1200

1100

950

1050

Таблица 33

Значения КПД элементов передач

Элементы передач

КПД

Зубчатая передача

цилиндрическая со шлифованными зубьями

коническая

Червяная передача

Ременная передача

Цепная передача роликовой цепью

Передача винт-гайка

однозаходный винт

двухзаходный винт

Подшипник качения

Подшипник скольжения

099

097

07 ndash 09

095 ndash 098

096

045

065

0995

098 ndash 0985

25

Таблица 34

Коэффициент перегрузки ПK

Характеристика

привода условия

пуска и торможения

Характер процесса резания

равномерный

припуск

неравномерный

припуск

фрезерование

удары

Плавный пуск и

торможение с

помощью

фрикционных муфт

или наличие упругих

и демпфирующих

элементов или

наличие ременной

передачи

10

11 ndash 13

14

Резкий пуск и

торможение

непосредственно от

асинхронного эл

двигателя или

возможность частого

соударения зубьев

при переключении

на ходу

11 ndash 17

12 ndash 17

17

Таблица 35

Коэффициент динамичности ndash ДK для стальных

прямозубых цилиндрических колес

Степень

точности

передачи

Окружная скорость колеса мс

1 ndash 3 3 ndash 6 6 ndash 9 9 ndash 12

6 10 ndash 105 105 ndash 11 11 ndash 115 115 ndash 125

7 105 11 ndash 115 115 ndash 125 12 ndash 135

8 105 ndash 11 115 ndash 12 12 ndash 135 ndash

26

Таблица 36

Средние значения коэффициента неравномерности распределения

нагрузки НРK для стальных прямозубых цилиндрических колес

Отношение

z

в

Расположение зубчатого колеса

симметрично

относительно

опор

вблизи одной

опоры

(вал жесткий)

вблизи одной

опоры

(вал средней

жесткости)

на

консоли

02 10 10 11 12

04 105 11 12 14

06 11 115 13 17

08 115 12 145 20

12 125 14 17 ndash

16 14 16 ndash ndash

20 16 ndash ndash ndash

Рис31 Зависимость коэффициента формы зуба УН от числа

зубьев Z и коэффициента смещения ξ (для некор ndash

регированных колес ξ = 0)

27

Ри

с32

З

ави

сим

ост

ь к

оэф

фи

ци

ента

пер

емен

ност

и р

ежи

ма

наг

рузо

к К

и р

еж

о

т чи

сла

ци

клов н

агруж

ени

я N

c

__________

цем

ента

ци

я

_ _

_ _

_ _

_ у

луч

шен

ие

норм

али

зац

ия за

кал

ка

азо

тирован

ие

1 ndash

сред

нел

егки

й р

ежи

м р

аботы

2 ndash

сред

ни

й р

ежи

м р

аботы

3 ndash

сред

нет

яж

елы

й р

ежи

м р

аботы

28

Ри

с32

З

ави

сим

ост

ь к

оэф

фи

ци

ента

пер

емен

ност

и р

ежи

ма

наг

рузо

к К

и р

еж

о

т чи

сла

ци

клов н

агруж

ени

я N

c

__________

цем

ента

ци

я

_ _

_ _

_ _

_ у

луч

шен

ие

норм

али

зац

ия за

кал

ка

азо

тирован

ие

1 ndash

сред

нел

егки

й р

ежи

м р

аботы

2 ndash

сред

ни

й р

ежи

м р

аботы

3 ndash

сред

нет

яж

елы

й р

ежи

м р

аботы

29

Для каждой зубчатой передачи следует провести два ndash три расчета

используя материалы с разными прочностными характеристиками В

результате будут получены два ndash три разных модуля Это позволит например

сконструировать коробку подач меньших габаритов и веса применив для

колес более прочный и дорогой материал С другой стороны можно

изготовить коробку с зубчатыми передачами имеющими один модуль путем

подбора материалов с разными прочностными свойствами Окончательное же

решение по обоснованному выбору марок сталей следует производить на

основе технико-экономических расчетов

При изложении материала в пояснительной записке по п321 следует

придерживаться порядка приведенного в табл 31

В случае использования справочных данных выраженных во

внесистемных единицах измерения для перевода их размерностей в единицы

СИ необходимо руководствоваться справочником [22]

322 Указания по расчету зубчатых колес на ЭВМ

Расчет модулей зубчатых колес из различных материалов производится на

ЭВМ по программе laquoШестерняraquo [20] Исходные данные для расчета колес по

программе laquoШестерняraquo вводятся в режиме диалога с машиной

В приложении Б представлены распечатки ввода исходных данных и

результаты расчѐта модулей колес в рассматриваемом примере Эти

распечатки вклеиваются в записку Для перевода символов языка машины в

принятые обозначения формул следует руководствоваться табл 37

Анализируем результаты расчета и принимаем в качестве материала

зубчатых колес сталь 40Х нормализованную В этом случае расчетные

значения laquoизгибногоraquo модуля составят соответственно иm = 17 142 137

137 175 мм Принимаем для всех колес коробки модуль равный 2 мм

Следует отметить что модули колес меньше 15 мм в коробке подач

рассматриваемых станков применять не рекомендуется

33 Расчет валов привода

Расчет валов привода подач заключается в определении их диаметров из

условия прочности и содержит целый ряд промежуточных этапов

Необходимо отметить что данный расчет является проектировочным т е

служит для предварительного определения диаметров вала которые в

дальнейшем уточняются при выборе подшипников зубчатых колес расчете

шпонок шлицев и др

331 Разработка компоновочной схемы

Для расчета вала необходимо располагать расчетной схемой его

30

Таблица 37

Соответствие символов в программе laquoШестерняraquo

обозначениям в расчетных формулах

Символ в

программе

Обозначение

в

формулах

Размерность Наименование параметров

1 2 3 4

A Ni кВт Мощность передаваемая i - м валом ( i = 1+У)

C Kn ndash

Коэффициент перегрузки

L KDi ndash

Коэффициент

динамичности

R

KHPi

ndash

Коэффициент

неравномерности

распределения нагрузки

Y НiУ ndash

Коэффициент формы зуба

Z Zi ndash

Число зубьев i - й

шестерни

G вi

ndash

Коэффициент ширины

зубчатого венца

F ni обмин Частота вращения

U ii ndash

Передаточное число

зубчатой пары

W [ ]u ij МПа Допускаемое напряжение

на изгиб

S [ ]K ij МПа Допускаемое напряжение

контактное

M1 muij мм Модуль laquoизгибнойraquo

M2 кijm мм Модуль laquoконтактныйraquo

31

нагружения которая выполняется на основе предварительно разработанной

компоновочной схемы коробки подач Компоновочная схема или эскизная

компоновка выполняется в виде развертки по валам и свертки определяющей

пространственное расположение валов (см рис 34) Эта схема вычерчивается

в произвольном масштабе и в обязательном порядке помещается в записку

При ее разработке следует использовать чертежи привода подач базового

станка чтобы осуществить по возможности наиболее близкую компоновку

разрабатываемой коробки к имеющейся Кроме того необходимо пользоваться

рекомендациями работ [31517] по выбору конструктивных параметров

зубчатых колѐс и других элементов привода

На рис 34 изображена компоновочная схема коробки подач

рассматриваемого примера Там же приведены некоторые рекомендации по

выбору конструктивных параметров В зацеплении показываются те зубчатые

колеса которые соответствуют расчѐтной ветви на графике подач

(см рис 21) С помощью этой схемы могут быть определены все

необходимые расстояния между опорами шестернями а также направления

тангенциальных и радиальных усилий

При вычерчивании компоновочной схемы необходимо

ndash обеспечить достаточные осевые перемещения зубчатых колес муфт

переключающих устройств

ndash исключить одновременное включение зубчатых колес с двумя

смежными неподвижными колесами

ndash обеспечить доступную и быструю сборку и разборку легкую

регулировку опор зубчатых зацеплений Кроме того обеспечить хороший

доступ для осмотра деталей коробки и ремонта

ndash конструкцию корпуса выполнять удобной простой и технологичной

обеспечивающей простоту монтажа и демонтажа деталей и узлов коробок

ndash возможно большее число центров валов располагать по одним и тем же

вертикалям и горизонталям что обеспечивает наибольшую простоту

настройки станков при обработке посадочных отверстий в корпусах

ndash обеспечить наибольшую жесткость валов и опор для чего следует

расстояние между зубчатыми колѐсами и другими деталями принимать

наименьшими из допустимых

332 Составление расчетной схемы нагружения вала

Расчет валов в настоящих методических указаниях производится на ЭВМ

Программа расчета составлена для унифицированной схемы нагружения

двухопорного вала (рис35) двумя силами в пролете P0 и P1 и силами P2 и P3

приложенными на консольных участках Эти силы возникают в зубчатых

зацеплениях при передаче крутящего момента К такой схеме нагружения

можно привести большое число валов приняв для отсутствующих шестерен

силы равными нулю Расстояния между опорами валов и закрепленными на

32

Ри

с3

4 К

ом

пон

овочн

ая с

хем

а короб

ки

под

ач

а-раз

вер

тка

б-с

вер

тка

(од

ин

из

возм

ож

ны

х в

ари

анто

в)

33

Рис35 Расчетная унифицированная схема нагружения вала к программе ldquoВалrdquo

Рис36 Расчетная схема нагружения II вала в рассматриваемом примере

34

нем шестернями а также направление тангенциальных ( iT ) и радиальных ( iR )

усилий определяется с помощью компоновочной схемы При этом радиальные

усилия всегда направлены к центру рассчитываемого вала а тангенциальные

совпадают с направлением вращения ведущего колеса Все линейные размеры

( g l l 0 1 ) отсчитываются от II опоры причем для отсутствующих шестерен

они задаются равными 0 Углы i и i определяющие направления

радиальных iR и тангенциальных iT сил должны отсчитываться против

часовой стрелки от положительного направления оси Х выбранного так как

показано на схеме Для отсутствующих шестерен принимается 0i

571i рад (900 ) Начальные диаметры отсутствующих шестерен (Д = Д0

Д1hellip) принимаются равными бесконечности а практически ndash большой

величине например Д = 10000000 см При этом окружная и радиальная силы

получаются близкими к 0

На рис 36 показана расчетная схема нагружения II вала для нашего

примера

333 Порядок расчета вала с помощью унифицированных формул

Расчет стального сплошного вала на двух опорах из условия прочности

заключается в определении его диаметров в сечениях I 0 1 II (см рис35)

Последовательность расчета выполняемого по унифицированным

формулам программ следующая

1) Определение действующих в зацеплении сил

ii

Д

МT КР2 R T tgi i

o 20

2) Определение проекций сил на оси X и Y

X T Ri i i i i cos cos Y T Ri i i i i sin sin

3) Определение опорных реакций в плоскостях X ndash горизонтальная и

Y ndash вертикальная соответственно в опоре I и II

g

lxlxlxlxR

IX33221100

R x x x x RX XII I 0 1 2 3

g

lylylylyR

IY33221100

R y y y y RY YII I 0 1 2 3

Силы направленные на вал при принятом расположении осей координат

имеют знак laquo + raquo а от вала laquo ndash raquo Для реакций правило знаков противоположно

35

4) Определение изгибающих моментов в сечениях

над левой опорой (сечение I)

M x l gX I 2 2( ) M y l gYI

2 2( )

над правой опорой (сечение II)

M x lX II 3 3 M y lYII

3 3

под силой P0 (сечение 0)

)()( 00220

lgRllxMI

XX )()( 00220

lgRllyMI

YY

под силой P1 (сечение 1)

M x l l R lX XI II 3 1 3 1( ) M y l l R lY YI II

3 1 3 1( )

5) Определение суммарных изгибающих моментов

M M MI X YI I 2 2 M M MII X YII II 2 2

M M MX Y 02 2

0 0 M M MX Y1

2 2

1 1

6) Определение приведенных моментов ПРМ

Приведенные моменты определяются в каждом из 4-х сечений в

отдельности по формуле

22750 КРMMM iпрi где i = 0 1 I II

7) Определение диаметра вала в каждом из сечений производится по

зависимости

3

10 и

прii

Md

где ПРМ Н∙см [ и ] ndash допускаемое напряжение на изгиб МПа

334 Определение исходных данных для расчета валов

Указания по определению исходных данных для расчета валов приведены

в табл38 В ней же даны численные значения исходных параметров

36

Таблица 38

Исходные данные для расчета диаметров вала

Исходные

данные и

определя ndash

емые

величины

Обозна ndash

ения и

раз ndash

мерность

Расчетные

формулы

Указания по

выбору

Числовые

величины

(см пример)

Крутящий

момент на

рассчиты ndash

ваемом валу

MKP

Н∙м

MKP =

= 974000 N

n

п 313 2250

Марка

стали и

термообра ndash

ботка

Сталь 45

нормализованная

Табл39

[3 13 14]

ndash

Допускаемое

напряжение

на изгиб

[ ]u

МПа

ndash Рис37 и

табл39

[3 13 14]

775

Начальные

диаметры

колес

Д0 Д1 Д2 Д3

в расчетной

схеме

Д см Д = z m z ndash из

кинематичес ndash

кого расчета

mndash в п322

диаметры

отсутствую ndash

щих шестерен

Д = 10000000

Д0 =10000000

Д1 = 48

Д2 = 50

Д3 = 107

Расстояния

g l0 l1

l2 l3

в расчетной

схеме

g l

см

ndash п332 рис 35

(числовые

величины

см рис 36)

g0 = 102

l0 = 0

l1= 24

l2 = 135

l3 = 0

Углы

действия сил

i для iT

i для iR

i i

рад

ii0

0180

ii0

0180

где 0

i 0

i

ndash углы

измеренные

в градусах

п332 рис 35

(числовые

величины

см рис 36)

0 = 0

0 = 157

1 = 0

1 = 157

2 = 0785

2 = 2355

3 = 0

3 = 157

37

Таблица 39

Допускаемые напряжения на изгиб [ и ] для стальных валов (в МПа)

Источник

концентрации

напряжения

Диаметр

вала мм

Марка стали и термообработка

45

норм

45

улучш

40Х

улучш

40Х

закал

Насаженная на вал

деталь

(шестерня шкив)

с острыми кромками

15 775 850 900 950

30 750 825 875 925

45 725 800 850 900

60 700 775 825 875

75 675 750 800 850

90 650 725 775 825

Рис37 Номограмма для ориентированного определения

диаметров валов по крутящему моменту

38

необходимые для расчета II вала привода подач в рассматриваемом примере

При расчете валов на ЭВМ углы вводятся в программу в радианах

Если на участке вала действует только крутящий момент то при

составлении исходных данных следует задавать расстояние до шестерни

обусловливающей приложение этого момента величиной 01 см При этом

изгибающий момент от действия радиальной силы будет близок к 0

Например при расчете V вала рассматриваемой коробки подач

(см рис35 и 36) следует принять расстояние l3 = 01 см до шестерни

Д3 = zm = 02 ∙ 20 = 4 см соответственно приняв 3 = 0 и 3 = 157 рад

335 Указания по расчету валов на ЭВМ

Расчет диаметров валов в опасных сечениях I 0 1 II (рис35)

производится на ЭВМ по программе laquoВАЛraquo [20] исходные данные для

расчета по программе laquoВАЛraquo вводятся в режиме диалога с машиной При

расчете нескольких валов каждому файлу необходимо давать новое название

например PETROV1 PETROV2 PETROV3

В приложении В представлены распечатки ввода исходных данных и

результаты расчета диаметров II вала в рассматриваемом примере

Для перевода языка машины в принятые обозначения формул следует

руководствоваться табл 310

В целях удобства программирования di рассматриваются для всех

сечений по приведенному моменту Для сечений в которых не действует MKP

диаметр определяется по iM (без машины) Из всех полученных диаметров

выбирается наибольший и округляется до стандартного ряда

Для нашего примера принимаем d = 18 мм учитывая что этот диаметр

вала не окончательный и может измениться при окончательной

конструктивной проработке привода О выборе геометрических параметров

шлицевых валов сказано ниже в п 34

В курсовом проекте с помощью ЭВМ должны быть рассчитаны все валы

коробки подач В записке приводятся расчетные схемы валов и результаты

расчета (распечатки) по каждому валу

34 Выбор подшипников качения и прочих элементов привода

Выбор подшипников качения ведется по динамической грузоподъемности

C определяемой по формуле

P

CL

где L ndash число миллионов оборотов за расчетный срок службы подшипника

качения

39

Таблица 310

Соответствие символов в программе laquoВАЛraquo

обозначениям в расчетных формулах

Символ в

программе

Обозначение

в формулах

Размерность Наименование параметров

1 2 3 4

C MKp Н∙см Крутящий момент на

рассчитываемом валу

Q g см Расстояние между опорами

B [u ] МПа Допускаемое напряжение

на изгиб

M(I)

Di

см

Делительный диаметр i - го

колеса в точке приложения

силы Pi

F1(I) i рад Угол действия силы Ti

F2(I) i рад Угол действия силы Ri

T(I)

Ti

Н

Тангенциальная сила

действующая в точке

приложения силы Pi

R(I) Ri Н Радиальная сила в той же точке

X(I) X i Н Проекция сил на ось Х в точке

приложения силы Pi

Y(I) Yi Н Проекция сил на ось Y в той же

точке

G(0) RxI Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре I

G(1) RxII Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре II

B1(0) RyI Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

B1(1) RyII Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре II

L(0)

MxI

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре I

L(1) MxII Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре II

U(0) M yI Н∙см Изгибающий момент в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

40

Окончание табл 310

1 2 3 4

L(I) li см Расстояние между опорой II и

точкой приложения силы Pi

М1(0)

M X 0

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquo0raquo

М1(1) M X1 Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquoIraquo

М2(0)

MY0

Н∙см

Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIIraquo

М2(1) MY1 Н∙см Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIraquo

S(0) M I Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре I

S(1)

M II Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре II

S(2) M 0 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquo0raquo

S(3)

M1 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquoIraquo

P(0)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре I

P(1)

IIпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре II

P(2) 0прМ Н∙см Приведѐнный момент

в сечении laquo0raquo

P(3)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в

сечении laquoIraquo

A(0)

d I см Диаметр вала в опоре I

A(1)

d II см Диаметр вала в опоре II

A(2)

d0 см Диаметр вала в сечении laquo0raquo

A(3)

d1 см Диаметр вала в сечении laquoIraquo

41

P ndash расчетная нагрузка подшипника Н

C ndash динамическая грузоподъемность подшипника указанная в катало ndash

ге Н

ndash коэффициент (для шарикоподшипников = 3 для роликоподшип ndash

ников = 333)

Данная формула справедлива при n ge 10 обмин При n = 1 divide 10 обмин

расчет ведут по n = 10 обмин При n lt 1 обмин действующую нагрузку

рассматривают как статическую

Расчетный срок службы подшипника в часах выражается зависимостью

LL

nh

10

60

6

Задавшись Lh (для металлорежущих станков обычно Lh = 12000divide20000 ч)

из данной формулы определяют L затем вычислив P (см ниже) и зная

находят C После того ориентируясь на желаемые габариты и прежде всего на

диаметр шейки вала где должен быть установлен подшипник подбирают по

каталогу 21 наиболее близкий по величине C типоразмер подшипника

Расчетную нагрузку подшипника определяют по формуле

P X V F Y F K Kr a T ( )

где Fr ndash радиальная нагрузка Н

Fa ndash осевая нагрузка Н

X ndash безразмерный коэффициент радиальной нагрузки

Y ndash безразмерный коэффициент вращения (при вращении внутреннего

кольца V = 1 при вращении наружного ndash V = 12)

K ndash безразмерный коэффициент безопасности (для токарных станков

K = 1 ndash 12 для фрезерных ndash K = 13 ndash 18)

KT ndash безразмерный температурный коэффициент (при работе до 1250С

KT = 105)

В коробках подач обычно используют прямозубые колеса поэтому

формула для определения расчетной нагрузки без учета осевых сил примет

вид (при Fa = 0 X =1)

P V F K Kr T

Величина радиальной нагрузки подсчитывается по формуле

F R Rr Xi Yi 2 2

где RXi RYi ndash наибольшие по величине опорные реакции определяемые при

расчете вала (см приложение 3 соответственно G(0) B1(0) или G(1) B1(1))

42

Проведем подбор подшипников для II вала привода в рассматриваемом

примере Из распечатки результатов расчета вала выписываем наибольшие

опорные реакции G(0) = 7566 Н B1(0) = 12285 Н и определяем

Fr 757 6 1228 5 1443 32 2 Н

Для определения расчетной нагрузки принимаем V =1 K = 12 KT = 105

тогда P = 1∙14433∙12∙105 = 18188 Н Определяем L при известной частоте

вращения n = 45 обмин (см табл 31) и задавшись hL = 2000 ч

5410

456020000

10

6066

nhL

L млн оборотов

Динамическая грузоподъемность 868735461818 3 LPC Н

По расчетному значению C приняв диаметр шейки вала шd = 17 мм

(см приложение Б) выбираем по каталогу [21] подшипник 203 с

динамической грузоподъемностью C = 7520 Н

Выбор геометрических характеристик шлицевых валов [17 18 21 и др]

можно производить по ранее рассчитываемому на ЭВМ наибольшему

диаметру сплошного вала Желательно затем произвести проверочный расчет

шлицевого соединения по напряжениям смятия [14 21 и др]

При выборе и расчете шпоночных соединений следует использовать

работы [13 divide 15 21 и др] Сечение шпонки подбирают по диаметру вала

длину ndash обычно на 5 ndash 10 мм короче ступицы закрепляемой детали соедине ndash

ние проверяют на смятие

43

ПРИЛОЖЕНИЕ А

Нормальный ряд чисел в станкостроении (нормаль HII - I) со

знаменателем =106

1 ndash 106 ndash 112 ndash 118 ndash 125 ndash 132 ndash 14 ndash 15 ndash 16 ndash 17 ndash 18 ndash 19 ndash 2 ndash 212 ndash

225 ndash 235 ndash 25 ndash 265 ndash 28 ndash 3 ndash 315 ndash 335 ndash 355 ndash 375 ndash 4 ndash 425 ndash 45 ndash 475

ndash 5 ndash 53 ndash 56 ndash 6 ndash 63 ndash 67 ndash 71 ndash 75 ndash 8 ndash 85 ndash 9 ndash 95 ndash 10

Примечания

1 Числа высшего порядка получаются умножением или делением чисел нор-

мального ряда на 10 100 1000hellip

Например

01 ndash 0106 ndash 0112 hellip 10 ndash 106 ndash 112 hellip 100 ndash 106 ndash 112 hellip

2 Числа геометрического ряда с gt 106 образуются из ряда с = 106 по

зависимости вида

U i106

112 1062 141 1066 178 10610

126 1064 158 1068 2 10612

3 Образование нормального ряда чисел с заданным = 106 производится

путем выписывания каждого (i + 1) числа из которых с = 106 начиная с

минимального ndash заданного

Например

126 1064 при minn = 112

hellip112 ndash 14 ndash 18 ndash 225 ndash hellip ndash 9 ndash 95 ndash 10 ndash 106 hellip

6061411 при minn = 132

hellip132 ndash 19 ndash 265 ndash 375 ndash hellipndash 53 ndash 75 ndash 106 ndash 15 hellip

8061581 при minn = 125

hellip125 ndash 2 ndash 315 ndash 5 ndash hellip ndash 8 ndash 125 ndash 20 ndash 315 hellip

44

ПРИЛОЖЕНИЕ Б

Распечатка исходных данных и результатов расчета

шестерен коробки подач

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ1 BSV

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y=037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 20289 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 170

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 164

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 124

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 096

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 143

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 105

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ2 BSV

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 142

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 131

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 104

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 076

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 3389 S = 1130

45

Продолжение приложения Б

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 120

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 084

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ3 BSV

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 123

А= 0102 С = 120 L = 1

R= 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 072

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБ НОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 079

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ4 BSV

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 108

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 063

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

46

Окончание приложения Б

G = 10 F = 225 U = 138

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 069

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ5 BSV

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 175

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 106

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 128

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 061

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U= 4

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 147

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 067

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

47

ПРИЛОЖЕНИЕ В

Распечатка исходных данных и результатов расчета II вала коробки подач

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

С = 2250 Q = 102 В = 775

М (0) = 10000000 L (0) = 0 Fl (0) = 0 F2 (0) = 157

М (1) = 48 L (1) = 24 Fl (1) = 0 F2 (1) = 157

М (2) = 5 L (2) = 135 Fl (2) = 0785 F2 (2) = 2355

М (3) = 10000000 L (3) = 0 Fl (3) = 0 F2 (3) = 157

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЁТА

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

VAL2 BSS

G (0) = 75761 В1 (0) = 122849

L1 (0) = -133882 М1 (0) = 225065

U (0) = -286321 М2 (0) = 81749

G (1) = 58586 В1 (1) = -2023

L1 (1)=0 М1 (1) = 140606

U (1) = 0 М2 (1) = -4855

S (0) = 316076 Р (0) = 37131 А (0) = 168

S (1) = 0 Р (1) = 194855 А(1) = 135

S (2) = 239451 Р (2) = 308716 А (2) = 158

S (3) = 140690 Р (3) = 240338 А (3) = 145

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

48

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1 Киреев Г И Комплексный расчет коробок скоростей металлорежущих

станков на ЕС ndash ЭВМ методические указания по курсовому и дипломному

проектированию для студентов специальности 0501 Часть 1 Г И Киреев ndash

Ульяновск УлПИ 1984 ndash 43 с

2 Металлорежущие станки и автоматы учебник для машинострои ndash

тельных втузов под ред А С Проникова ndash М Машиностроение 1981 ndash

479 с

3 Тарзиманов Г А Проектирование металлорежущих станков ГА

Тарзиманов ndash М Машиностроение 1980 ndash 288 с

4 Тепинкичиев В К Металлорежущие станки В К Тепинкичиев ndash М

Машиностроение 1973 ndash 472 с

5 Металлорежущие станки учебник для машиностроительных вузов

под ред В Э Пуша ndash М Машиностроение 1985 ndash 575 с

6 Металлорежущие системы машиностроительных производств учебное

пособие для студентов техн вузов О В Таратынов Г Г Земсков И М

Таратынова ndash М Высш шк 1988 ndash 464 с

7 Кузнецов М М Проектирование автоматизированного производствен ndash

ного оборудования учебное пособие для вузов М М Кузнецов В А Усов

К С Стародубов ndash М Машиностроение 1987 ndash 288 с

8 Орликов М Л Металлорежущие станки курсовое и дипломное

проектирование М Л Орликов И Г Федоренко В Н Шишкин ndash Киев

Высш шк1987 ndash 152 с

9 ГОСТ 2701 ndash 76 Схемы Виды и типы Общие требования к

выполнению ndash М Изд ndash во стандартов 1976 ndash 12 с

10 ГОСТ 2703 ndash 88 Правила выполнения кинематических схем ndash М

Изд ndash во стандартов 1988 ndash 7 с

11 Пуш В Э Конструирование металлорежущих станков В Э Пуш ndash

М Машиностроение 1977 ndash 380 с

12 Каминская В В Станины и корпусные детали металлорежущих

станков В В Каминская З М Левиеа Д Н Решетов ndash М Машгиз 1960 ndash

362 с

13 Курсовое проектирование деталей машин справочное пособие часть I

и II А В Кузьмин И Н Макейчик Ф В Калачѐв и др ndash Минск Высш шк

1982 ndash 584 с

14 Анурьев В И Справочник конструктора ndash машиностроителя Т2

В И Анурьев ndash М Машиностроение 1982 ndash 584 с

15 Чернин И М Расчѐты деталей машин справочник И М Чернин

А В Кузьмин Г М Ицкевич ndash Минск Высш шк 1978 ndash 592 с

16 Детали и механизмы металлорежущих станков Т2 под общ ред

Д Н Решетова ndash М Машиностроение 1972 ndash 405 с

49

17 Серенсен С В Валы и оси Конструирование и расчет С В Серенсен

и др ndash М Машиностроение 1970 ndash 312 с

18 СТ СЭВ 185 ndash 75 Геометрические характеристики шлицевых

прямозубых соединений ndash М Изд ndash во стандартов 1975

19 СТ СЭВ 189 ndash 76 и СТ СЭВ 189 ndash 77 Размеры призматических

шпонок ndash М Изд ndash во стандартов 1976

20 Зубенко В Л Методические разработки к курсовому проектированию

по металлорежущим станкам В Л Зубенко М Я Цлаф ndash Куйбышев КПтИ

1978 ndash 32 с

21 Справочник металлиста В 5 т Т1 под общ ред С А Чернавского и

В Ф Рещикова ndash М Машиностроение 1976 ndash 768 с

22 Сена Л А Единицы физических величин и их размерности учебно-

справочное руководство ЛА Сена ndash 3-е изд перераб и доп ndash М Наука

Гл ред физ-мат лит 1988 ndash 432 с

23 Кочергин А И Конструирование и расчет металлорежущих станков и

станочных комплексов Курсовое проектирование учебное пособие для вузов

А И Кочергин ndash Минск Высш шк 1991 ndash 382 с

Учебное издание

РАСЧЕТ ПРИВОДОВ ПОДАЧ

МЕТАЛЛОРЕЖУЩИХ СТАНКОВ

Методические указания по курсовому

и дипломному проектированию

Составители Шестернинов Александр Владимирович

Горшков Геннадий Михайлович

Редактор НАЕвдокимова

Подписано в печать 30082007 Формат 60times8416 Услпечл302

Тираж 150 экз Заказ

Ульяновский государственный технический университет

432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Типография УлГТУ 432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Page 9: Расчет приводов подач металлорежущих станков. Методичка

10

270414111 231 n 191714111 22

2 n и тд Такая погрешность

закономерна и приниматься во внимание на данном этапе кинематического

расчѐта не должна

Для определения числа валов в приводе необходимо общее передаточное

отношение 231 1 шпобщ nni распределить между отдельными

передаточными отношениями зубчатых передач входящих в механизм подач

При этом необходимо соблюсти условия приведенные в табл11

Разбивку общего передаточного отношения лучше всего начинать с

предпоследнего звена цепи подачкоторым в зависимых приводах большинства

станков является червячная передача Передаточное отношение червячной

передачи обычно принимается в пределах 4i = 16 + 164 Примем 10

4 1321 i тогда можно записать

131023

111

общi

Передаточное отношение приходящееся на долю зубчатых пар учитывая

рекомендации табл11 представим в таком виде

4332133

111111

i

Из условия получения наименьших габаритных размеров коробок подач

необходимо стремиться к тому чтобы передаточные отношения отдельных

понижающих зубчатых передач плавно убывали от шпинделя к тяговому

устройству В этом случае нижняя ветвь графика (см рис21) представляет

собой плавную выпуклую линию

Таким образом количество валов привода подач определяется

количеством сомножителей входящих в общi плюс 1 (вал ndash шпиндель) В

нашем случае привод подач будет иметь 6 + 1 = 7 валов которые представля ndash

ются на графике частот вращения в виде вертикальных линий и обозначаются

римскими цифрами

Далее на основании структурной формулы 8222 421 Z и принятой

разбивки передаточного отношения между передачами строится график частот

вращения механизма подач

212 Определение чисел зубьев передач

Минимальное число зубьев шестерен в коробках подач можно принимать

minшZ = 15 и даже меньше [8] но из условия отсутствия подрезания ножки

11

зуба целесообразно назначать minшZ ge 18

Приняв 1шZ = 18 для первой одиночной передачи (между валами I и II) и

имея 11 i определим число зубьев колеса 111

iшZZK = 18 ∙ 141 = 25

При определении чисел зубьев групповой передачи между II и III валами

необходимо не только выдержать имеющиеся передаточные отношения 2

2 1i и 13 i но и обеспечить постоянную сумму зубьев в пределах

этой передачи constZZZZZ КК шш 3322

Приняв 2

шZ = 19

определим число зубьев колеса 3819 22

22 iшZZK Суммарное число

зубьев sum Z = 19 + 38 = 57 Числа зубьев других передач в группе находим по

формулам

1

i

i ZZш и шZZZK

Имея 13 i и Z = 57 получим 3

шZ asymp 24 и 3

KZ = 33 Аналогично

определяются значения Z остальных передач Результаты расчета

представлены в табл 21

Таблица 21

Значения i Z и sum Z групповых передач привода подач

i KZZш sum Z i KZZш sum Z

11 i

18 25

43

3

6 1i

7i

20 56

44 32

76

76

22 1i

13 i

19 38

24 33

57

57

48 1i

20 80

100

34 1i

15 i

19 53

30 42

72

72

10

9 1i

1 32

ndash

213 Проверка отклонений действительных величин

подач от нормального ряда

Отклонение действительных величин подач от установленных нормалью

HII ndash I не должно превышать plusmn 10 ( ndash 1) В нашем случае максимально

возможное отклонение подачи может быть ΔS = plusmn 10 (141 ndash 1) = 41

12

Действительные величины подач ДS находим из уравнений кинематического

баланса

61018332

1

80

20

56

20

53

19

38

19

25

1811 ДS

71100060

0600610100

1

111

S

SSS

Д

Подобным образом проводится проверка всех 8 значений подач Если

отклонение действительной величины подачи превышает допустимое

значение то изменяют числа зубьев колеса и шестерни отдельных передач

сохранив их сумму при этом неизменной

214 Разработка кинематической схемы коробки подач

Кинематический расчет завершается вычерчиванием кинематической

схемы коробки подач В качестве исходных данных используется график

частот вращения и кинематическая схема базового станка На схеме (рис22)

указывается номера валов характеристика электродвигателя (для

независимого привода) числа зубьев колес Кинематическая схема должна

вычерчиваться с соблюдением требований ГОСТ [910]

При наличии в коробке подач подвижных тройных блоков необходимо

учитывать следующее При перемещении подвижного блока его крайние

колеса (правое и левое) проходят мимо среднего колеса неподвижного блока

Чтобы зубья этих колес не зацеплялись для некоррегированных колес должно

быть соблюдено условие

Z Z ZCP KP 4 где Z

CP ndash число зубьев среднего колеса неподвижного

блока ZKP

ndash число зубьев крайнего колеса неподвижного блока Z ndash

суммарное число зубьев средних колес подвижного и неподвижного блоков

22 Кинематический расчет независимого привода

подач с винтовой передачей

Кинематический расчет независимых приводов подач имеет много общего

с кинематическим расчетом приводов главного движения [1 2 3 и др]

Основное отличие заключается лишь в определении величин расчетных

перемещений ndash величин подач Для кинематического расчета здесь в

большинстве случаев задаются шагом винта подачи и величинами минутных

подач S мммин Описание приводимого ниже примера методически схоже с

предыдущим (см п21) и поэтому дано в более сокращенном варианте

Исходные данные проект привода продольной подачи к универсальному

13

Ри

с22

К

ин

емат

ичес

кая

схем

а за

ви

сим

ого

при

вод

а п

од

ач с

рее

чн

ой

пер

едач

ей

14

горизонтально ndash фрезерному станку Smin= 19 мммин Smax = 950 мммин

количество подач Z = 18 Эn = 1450 обмин Диапазон регулирования

5019950minmax SSRZ знаменатель ряда

26150171 ZZR

По нормали станкостроения HII ndash I (см приложение А) выписываем ряд

подач S1 = 19 S2 = 236 S3 = 30 S4 = 375 S5 = 475 S6 = 60 S7 = 75

S8 = 95 S9 = 118 S10 = 150 S11 = 190 S12 = 236 S13= 300 S14 = 375 S15

= 475 S16 = 600 S17 = 750 S18 = 950 обмин

Принимаем в качестве прототипа станок мод 6Н82 имеющий шаг винта

продольной подачи стола t = 6 мм

По принятым величинам подач определяем частоты вращения винта в

обмин по формуле n = S t Полученные значения частот вращения сразу

округляем до значений указанных в нормали HII ndash I для = 126

1536

191 n 4

6

6232 n 5

6

303 n и тд

(см рис 23 частоты вращения на XI валу)

Принимаем структурную формулу коробки подач привода

Z 3 3 2 183 1 9

Далее кинематический расчет производится по методике изложенной

в п21

Принятой структурной формуле соответствует график частот вращения

(см рис23) и кинематическая схема привода подач на рис24

3 ПРОЧНОСТНОЙ (СИЛОВОЙ) РАСЧЕТ ПРИВОДОВ ПОДАЧ

После того как построен график частот вращения валов привода подач

вычерчена кинематическая схема и определены числа зубьев колес

выполняется силовой расчет отдельных элементов привода

В этом разделе параллельно с изложением общей методики приводится

пример численного расчета коробки подач зависимого привода

рассматриваемого ранее в п 21

Методика прочностного расчета может быть использована и для расчета приводов

главного движения

15

Рис23 График частот вращения валов независимого

привода подач с винтовой передачей (гори ndash

зонтально - фрезерный станок)

16

Ри

с24

К

ин

емат

ичес

кая

схем

а п

ри

вод

а п

од

ач г

ори

зон

тальн

о ndash

фрез

ерн

ого

ста

нка

17

Исходные данные для прочностного расчѐта описываемого примера

расчетное число часов работы привода Т = 20000 ч тяговое усилие

развиваемое исполнительным органом Q = 11000 Н

31 Определение недостающих параметров

для прочностного расчета

Прочностной расчет привода подач должен быть выполнен таким

образом чтобы все его звенья могли выдержать нагрузки возникающие при

черновых режимах работы В соответствии с этим необходимо предварительно

определить расчетные величины частот вращения валов мощностей крутящих

моментов и других параметров действующих при силовом резании Однако

несмотря на то что все типы приводов подач должны рассчитываться для

черновой обработки между ними существует отличие в определении

указанных расчѐтных величин

311 Определение расчетных частот вращения

валов привода

Расчѐтная частота вращения i - го вала привода n n n nI II III i ndash опре ndash

деляется по графику частот вращения с помощью расчетной ветви

обозначаемой на графике утолщенной линией (см рис 21 и 23)

Положение расчѐтной линии для коробок скоростей определяется

расчѐтной частотой вращения шпинделя

4

min

max

minn

nnnшп (31)

где nmin и nmax ndash соответственно минимальная и максимальная частоты

вращения шпинделя (задаются или определяются по базовому станку)

В нашем случае для станка мод 16К20 при minn = 16 обмин

maxn = 2000 обмин ndash шпn = 535 обмин Корректируя по станку имеем

шпn = 63 обмин

Положение расчетной ветви на графике в приводах подач независимого

типа определяется расчетной частотой вращения последнего вала привода

(см рис23)

3

max

minmax

n

nnn прн

(32)

18

где nmin и nmax ndash минимальная и максимальная частоты вращения последнего

вала привода подач

Положение расчетной ветви для зависимых приводов подач определяется

верхней линией на графике (см рис 21) Однако расчетные значения in

берутся здесь не прямо с графика а находятся путем умножения частот

вращения верхней линии на величину шпn определяемой по формуле 31

Для нашего примера 6311 шпnn обмин

456341

1IIn 53163

2

1IIIn 52263

82

1IVn 531Vn

97638

1IVn 252063

250

1VIIn

312 Определение потребной величины мощности

подачи исполнительного органа станка

Мощность расходуемая непосредственно исполнительным органом

станка на осуществление подач относительно невелика и может быть

приблизительно определена по мощности электродвигателя привода главного

движения В этом случае она обычно принимается для токарных и

револьверных станков равной 1 ndash 4 сверлильных 4 ndash 5 и фрезерных

15 ndash 20 от мощности главного привода Более точно потребную величину

мощности подачи исполнительного органа станка в кВт можно определить по

формуле

10200060

МИНSQ

N (33)

где Q ndash тяговая сила необходимая для перемещения исполнительного органа

станка при резании Н

МИНS ndash величина минутной подачи при черновой обработке мммин

Величину тяговой силы если она не задана можно рассчитать по

формулам приведенных в работах [6811]

Подача МИНS при расчете независимого привода определяется следующим

образом

ПРНМИН ntS или ПРНМИН nzmS

При расчете зависимого привода величина МИНS определяется

произведением

шпnSSМИН

где S ndash максимальная подача за 1 оборот шпинделя ммоб

19

В нашем примере 4263600 МИНS мммин Q = 11000 Н

соответственно

N

11000 42

60 1020000 075 кВт

Если привод подач независим т е движение подачи осуществляется от

отдельного электродвигателя то необходимая мощность двигателя

определяется отношением

эN =n

N

где n ndash КПД цепи подач приближенно принимаемой при расчете двигателя

n = 015 divide 02

Найденная величина эN уточняется при выборе типа электродвигателя по

справочным данным

313 Определение величины мощности и крутящих

моментов на валах привода

Мощность на i - м валу независимого привода подач и коробок скоростей

определяется произведением

iэi NN

где i ndash КПД участка кинематической цепи до i ndash вала подсчитываемый как

произведение КПД отдельных элементов (см табл 33) начиная с вала

электродвигателя ( IIIIIIi )

Мощность на i - м валу зависимого привода определяется следующим

образом

ii

NN

где i ndash КПД участка кинематической цепи до i - го вала подсчитываемый как

произведение КПД отдельных элементов (см табл 33) начиная с вала

тягового устройства

В нашем примере 0760990

0750

i

NNVII

кВт

NVI

0 076

0 8 0 9950 096

2

кВт NV

0 096

0 99 0 9950 098

2

кВт

20

N IV 0100 кВт N III 0102 кВт N II 0104 кВт N I 0106 кВт

Крутящий момент на i - м валу любого привода определяется по фор ndash

муле

i

ii n

NM 974000 Н∙см

В рассматриваемом приводе подач

164063

1060974000974000

I

II n

NM Н∙см

2250IIM Н∙см 3150IIIM Н∙см 4330IVM Н∙см

3030VM Н∙см 11830VIM Н∙см 293740VIIM Н∙см

32 Расчет зубчатых передач

Расчет цилиндрических зубчатых колес (шестерен) заключается в

определении требуемого модуля Для стальных прямозубых колес модуль

определяется по следующим двум формулам

1) из условия изгибной прочности зубьев

3

19500000

nm

uвu

KKKN

Н

НРДП

2) из условия контактной прочности (усталости) поверхностных слоѐв

зубьев

3

210700001

nzi

im НРДП KKKN

квк

Порядок выбора исходных данных с указанием их размерностей приведен

в п 321

Из двух рассчитываемых модулей выбирается большее значение и

округляется до стандартного m = 1 15 2 25 3 4 5 6 8 10hellip(мм)

321 Определение исходных данных для расчета зубчатых колес

Выбор исходных величин необходимых для расчета модулей зубчатых

колес производится с помощью указаний табл 31 В ней же приведены

числовые величины рассматриваемого примера

21

Таблица 31

Исходные данные для определения модулей зубчатых колес

Исходные данные и

определяемые

величины

Обозначе ndash

ния и раз ndash

мерность

Расчетные

формулы

Указания

по выбору

см hellip

Числовые

величины

(см

пример)

1 2 3 4 5

Степень точности

зубчатых передач

(67 или 8)

ndash

ndash

По ГОСТ

1643-81

7

Марка стали и

термообработка

1 ndash 40Х нормализация

2 ndash 12ХН3А цементация

и закалка

3 ndash 40ХФА

азотирование

Табл 32

[14]

ndash

Мощность на валах

привода

ndash для коробок подач с

независимым

приводом и коробок

скоростей

ndash для коробок подач с

зависимым приводом

iN кВт

iN кВт

iэi NN

ii NN

п 313

п 313

ndash

IN =0106

IIN =0104

IIIN =0102

IVN =0100

VN =0098

Число зубьев

шестерен (зубчатое

колесо с меньшим

числом зубьев)

Z

ndash

Из кинемаndash

тического

расчета

рис 22

1 ndash 18

5 ndash 24

7 ndash 30

11 ndash 44

15 ndash 20

Расчетная частота

вращения вала

(шестерни)

n обмин

ndash

п 311 In =63

IIn =45

IIIn =315

VIn =225

Vn =315

22

Продолжение табл 31

1 2 3 4 5

Передаточное число

зубчатой пары

i

Определяется

отношением числа

зубьев большего колеса

к меньшему (т е i ge 1)

1i =139

2i =138

3i =14

4i =138

5i =4

Отношение ширины

зубчатого венца (acirc) к

модулю (m)

в

mвв

147 в

10

Коэффициенты

перегрузки

динамичности

неравномерности

распределения

нагрузки

формы зуба

ПK

ДK

НРK

НУ

ndash

ndash

ndash

ndash

Табл34

Табл35

(в короб ndash

ках подач

ДK =1)

Табл36

Рис31

при =0

12

1

1 ndash 17

5 ndash 11

7 ndash 105

11 ndash 11

15 ndash 12

1 ndash 037

5 ndash 042

7 ndash 050

11 ndash 049

15 ndash 040

Общая

продолжительность

работы механизма за

расчетный срок

службы

МТ ч

ndash

Из задания

20000

Суммарное число

циклов нагружения

зуба за TM

CN CN

MTn 60

ndash

7 6 107

5 4 107

38 107

2 7 107

38 107

23

Окончание табл 31

1 2 3 4 5

Коэффициент

переменности режима

нагрузок для расчета

модуля на изгиб

Kи реж

ndash

Рис 32

для сред ndash

него ре ndash

жима при

среднем

значении

NC 4 7 107

113

Длительный предел

выносливости зуба

при работе на изгиб

(для трех сталей)

σи пр МПа

ndash

Табл 32

[14]

1 ndash 180

2 ndash 460

3 ndash 300

Допускаемое

напряжение на изгиб

[σи] МПа [σи] =

= σи пр Kи реж

1 ndash 2029

2 ndash 5200

3 ndash 3389

Коэффициент

переменности режима

нагрузок для расчета

модуля на контакт ndash

ную прочность

Kк реж

ndash

Рис33

для сред ndash

него ре ndash

жима при

среднем

значении

NC

108

Длительный предел

контактной

выносливости (для

трех сталей)

σКД МПа

ndash

Табл33

[14]

1 ndash 500

2 ndash 1200

3 ndash 1050

Допускаемое

напряжение при

расчете на контакт ndash

ную прочность

[σк] МПа [σк] =

= σКД Kк реж

1 ndash 580

2 ndash 1300

3 ndash 1130

24

Таблица 32

Предел выносливости зубьев для цилиндрических колес

при расчете на изгиб ndash σи пр и контактную прочность ndash σКД

Марка стали

Вид термообработки

σи пр МПа

σКД МПа

40Х

40Х

40Х

50ХН

20Х

18ХГТ

20ХНМ

12ХН3А

25Х2ГНТА

25ХГТ

40Х

40ХФА

Нормализация

Улучшение

Закалка с нагревом ТВЧ

Закалка объемная

Цементация и закалка

То же

raquo

raquo

raquo

raquo

Азотирование (газовое)

То же

180

220

240

260

440

300

440

460

440

400

240

300

500

600

950

980

1150

1150

1200

1200

1200

1100

950

1050

Таблица 33

Значения КПД элементов передач

Элементы передач

КПД

Зубчатая передача

цилиндрическая со шлифованными зубьями

коническая

Червяная передача

Ременная передача

Цепная передача роликовой цепью

Передача винт-гайка

однозаходный винт

двухзаходный винт

Подшипник качения

Подшипник скольжения

099

097

07 ndash 09

095 ndash 098

096

045

065

0995

098 ndash 0985

25

Таблица 34

Коэффициент перегрузки ПK

Характеристика

привода условия

пуска и торможения

Характер процесса резания

равномерный

припуск

неравномерный

припуск

фрезерование

удары

Плавный пуск и

торможение с

помощью

фрикционных муфт

или наличие упругих

и демпфирующих

элементов или

наличие ременной

передачи

10

11 ndash 13

14

Резкий пуск и

торможение

непосредственно от

асинхронного эл

двигателя или

возможность частого

соударения зубьев

при переключении

на ходу

11 ndash 17

12 ndash 17

17

Таблица 35

Коэффициент динамичности ndash ДK для стальных

прямозубых цилиндрических колес

Степень

точности

передачи

Окружная скорость колеса мс

1 ndash 3 3 ndash 6 6 ndash 9 9 ndash 12

6 10 ndash 105 105 ndash 11 11 ndash 115 115 ndash 125

7 105 11 ndash 115 115 ndash 125 12 ndash 135

8 105 ndash 11 115 ndash 12 12 ndash 135 ndash

26

Таблица 36

Средние значения коэффициента неравномерности распределения

нагрузки НРK для стальных прямозубых цилиндрических колес

Отношение

z

в

Расположение зубчатого колеса

симметрично

относительно

опор

вблизи одной

опоры

(вал жесткий)

вблизи одной

опоры

(вал средней

жесткости)

на

консоли

02 10 10 11 12

04 105 11 12 14

06 11 115 13 17

08 115 12 145 20

12 125 14 17 ndash

16 14 16 ndash ndash

20 16 ndash ndash ndash

Рис31 Зависимость коэффициента формы зуба УН от числа

зубьев Z и коэффициента смещения ξ (для некор ndash

регированных колес ξ = 0)

27

Ри

с32

З

ави

сим

ост

ь к

оэф

фи

ци

ента

пер

емен

ност

и р

ежи

ма

наг

рузо

к К

и р

еж

о

т чи

сла

ци

клов н

агруж

ени

я N

c

__________

цем

ента

ци

я

_ _

_ _

_ _

_ у

луч

шен

ие

норм

али

зац

ия за

кал

ка

азо

тирован

ие

1 ndash

сред

нел

егки

й р

ежи

м р

аботы

2 ndash

сред

ни

й р

ежи

м р

аботы

3 ndash

сред

нет

яж

елы

й р

ежи

м р

аботы

28

Ри

с32

З

ави

сим

ост

ь к

оэф

фи

ци

ента

пер

емен

ност

и р

ежи

ма

наг

рузо

к К

и р

еж

о

т чи

сла

ци

клов н

агруж

ени

я N

c

__________

цем

ента

ци

я

_ _

_ _

_ _

_ у

луч

шен

ие

норм

али

зац

ия за

кал

ка

азо

тирован

ие

1 ndash

сред

нел

егки

й р

ежи

м р

аботы

2 ndash

сред

ни

й р

ежи

м р

аботы

3 ndash

сред

нет

яж

елы

й р

ежи

м р

аботы

29

Для каждой зубчатой передачи следует провести два ndash три расчета

используя материалы с разными прочностными характеристиками В

результате будут получены два ndash три разных модуля Это позволит например

сконструировать коробку подач меньших габаритов и веса применив для

колес более прочный и дорогой материал С другой стороны можно

изготовить коробку с зубчатыми передачами имеющими один модуль путем

подбора материалов с разными прочностными свойствами Окончательное же

решение по обоснованному выбору марок сталей следует производить на

основе технико-экономических расчетов

При изложении материала в пояснительной записке по п321 следует

придерживаться порядка приведенного в табл 31

В случае использования справочных данных выраженных во

внесистемных единицах измерения для перевода их размерностей в единицы

СИ необходимо руководствоваться справочником [22]

322 Указания по расчету зубчатых колес на ЭВМ

Расчет модулей зубчатых колес из различных материалов производится на

ЭВМ по программе laquoШестерняraquo [20] Исходные данные для расчета колес по

программе laquoШестерняraquo вводятся в режиме диалога с машиной

В приложении Б представлены распечатки ввода исходных данных и

результаты расчѐта модулей колес в рассматриваемом примере Эти

распечатки вклеиваются в записку Для перевода символов языка машины в

принятые обозначения формул следует руководствоваться табл 37

Анализируем результаты расчета и принимаем в качестве материала

зубчатых колес сталь 40Х нормализованную В этом случае расчетные

значения laquoизгибногоraquo модуля составят соответственно иm = 17 142 137

137 175 мм Принимаем для всех колес коробки модуль равный 2 мм

Следует отметить что модули колес меньше 15 мм в коробке подач

рассматриваемых станков применять не рекомендуется

33 Расчет валов привода

Расчет валов привода подач заключается в определении их диаметров из

условия прочности и содержит целый ряд промежуточных этапов

Необходимо отметить что данный расчет является проектировочным т е

служит для предварительного определения диаметров вала которые в

дальнейшем уточняются при выборе подшипников зубчатых колес расчете

шпонок шлицев и др

331 Разработка компоновочной схемы

Для расчета вала необходимо располагать расчетной схемой его

30

Таблица 37

Соответствие символов в программе laquoШестерняraquo

обозначениям в расчетных формулах

Символ в

программе

Обозначение

в

формулах

Размерность Наименование параметров

1 2 3 4

A Ni кВт Мощность передаваемая i - м валом ( i = 1+У)

C Kn ndash

Коэффициент перегрузки

L KDi ndash

Коэффициент

динамичности

R

KHPi

ndash

Коэффициент

неравномерности

распределения нагрузки

Y НiУ ndash

Коэффициент формы зуба

Z Zi ndash

Число зубьев i - й

шестерни

G вi

ndash

Коэффициент ширины

зубчатого венца

F ni обмин Частота вращения

U ii ndash

Передаточное число

зубчатой пары

W [ ]u ij МПа Допускаемое напряжение

на изгиб

S [ ]K ij МПа Допускаемое напряжение

контактное

M1 muij мм Модуль laquoизгибнойraquo

M2 кijm мм Модуль laquoконтактныйraquo

31

нагружения которая выполняется на основе предварительно разработанной

компоновочной схемы коробки подач Компоновочная схема или эскизная

компоновка выполняется в виде развертки по валам и свертки определяющей

пространственное расположение валов (см рис 34) Эта схема вычерчивается

в произвольном масштабе и в обязательном порядке помещается в записку

При ее разработке следует использовать чертежи привода подач базового

станка чтобы осуществить по возможности наиболее близкую компоновку

разрабатываемой коробки к имеющейся Кроме того необходимо пользоваться

рекомендациями работ [31517] по выбору конструктивных параметров

зубчатых колѐс и других элементов привода

На рис 34 изображена компоновочная схема коробки подач

рассматриваемого примера Там же приведены некоторые рекомендации по

выбору конструктивных параметров В зацеплении показываются те зубчатые

колеса которые соответствуют расчѐтной ветви на графике подач

(см рис 21) С помощью этой схемы могут быть определены все

необходимые расстояния между опорами шестернями а также направления

тангенциальных и радиальных усилий

При вычерчивании компоновочной схемы необходимо

ndash обеспечить достаточные осевые перемещения зубчатых колес муфт

переключающих устройств

ndash исключить одновременное включение зубчатых колес с двумя

смежными неподвижными колесами

ndash обеспечить доступную и быструю сборку и разборку легкую

регулировку опор зубчатых зацеплений Кроме того обеспечить хороший

доступ для осмотра деталей коробки и ремонта

ndash конструкцию корпуса выполнять удобной простой и технологичной

обеспечивающей простоту монтажа и демонтажа деталей и узлов коробок

ndash возможно большее число центров валов располагать по одним и тем же

вертикалям и горизонталям что обеспечивает наибольшую простоту

настройки станков при обработке посадочных отверстий в корпусах

ndash обеспечить наибольшую жесткость валов и опор для чего следует

расстояние между зубчатыми колѐсами и другими деталями принимать

наименьшими из допустимых

332 Составление расчетной схемы нагружения вала

Расчет валов в настоящих методических указаниях производится на ЭВМ

Программа расчета составлена для унифицированной схемы нагружения

двухопорного вала (рис35) двумя силами в пролете P0 и P1 и силами P2 и P3

приложенными на консольных участках Эти силы возникают в зубчатых

зацеплениях при передаче крутящего момента К такой схеме нагружения

можно привести большое число валов приняв для отсутствующих шестерен

силы равными нулю Расстояния между опорами валов и закрепленными на

32

Ри

с3

4 К

ом

пон

овочн

ая с

хем

а короб

ки

под

ач

а-раз

вер

тка

б-с

вер

тка

(од

ин

из

возм

ож

ны

х в

ари

анто

в)

33

Рис35 Расчетная унифицированная схема нагружения вала к программе ldquoВалrdquo

Рис36 Расчетная схема нагружения II вала в рассматриваемом примере

34

нем шестернями а также направление тангенциальных ( iT ) и радиальных ( iR )

усилий определяется с помощью компоновочной схемы При этом радиальные

усилия всегда направлены к центру рассчитываемого вала а тангенциальные

совпадают с направлением вращения ведущего колеса Все линейные размеры

( g l l 0 1 ) отсчитываются от II опоры причем для отсутствующих шестерен

они задаются равными 0 Углы i и i определяющие направления

радиальных iR и тангенциальных iT сил должны отсчитываться против

часовой стрелки от положительного направления оси Х выбранного так как

показано на схеме Для отсутствующих шестерен принимается 0i

571i рад (900 ) Начальные диаметры отсутствующих шестерен (Д = Д0

Д1hellip) принимаются равными бесконечности а практически ndash большой

величине например Д = 10000000 см При этом окружная и радиальная силы

получаются близкими к 0

На рис 36 показана расчетная схема нагружения II вала для нашего

примера

333 Порядок расчета вала с помощью унифицированных формул

Расчет стального сплошного вала на двух опорах из условия прочности

заключается в определении его диаметров в сечениях I 0 1 II (см рис35)

Последовательность расчета выполняемого по унифицированным

формулам программ следующая

1) Определение действующих в зацеплении сил

ii

Д

МT КР2 R T tgi i

o 20

2) Определение проекций сил на оси X и Y

X T Ri i i i i cos cos Y T Ri i i i i sin sin

3) Определение опорных реакций в плоскостях X ndash горизонтальная и

Y ndash вертикальная соответственно в опоре I и II

g

lxlxlxlxR

IX33221100

R x x x x RX XII I 0 1 2 3

g

lylylylyR

IY33221100

R y y y y RY YII I 0 1 2 3

Силы направленные на вал при принятом расположении осей координат

имеют знак laquo + raquo а от вала laquo ndash raquo Для реакций правило знаков противоположно

35

4) Определение изгибающих моментов в сечениях

над левой опорой (сечение I)

M x l gX I 2 2( ) M y l gYI

2 2( )

над правой опорой (сечение II)

M x lX II 3 3 M y lYII

3 3

под силой P0 (сечение 0)

)()( 00220

lgRllxMI

XX )()( 00220

lgRllyMI

YY

под силой P1 (сечение 1)

M x l l R lX XI II 3 1 3 1( ) M y l l R lY YI II

3 1 3 1( )

5) Определение суммарных изгибающих моментов

M M MI X YI I 2 2 M M MII X YII II 2 2

M M MX Y 02 2

0 0 M M MX Y1

2 2

1 1

6) Определение приведенных моментов ПРМ

Приведенные моменты определяются в каждом из 4-х сечений в

отдельности по формуле

22750 КРMMM iпрi где i = 0 1 I II

7) Определение диаметра вала в каждом из сечений производится по

зависимости

3

10 и

прii

Md

где ПРМ Н∙см [ и ] ndash допускаемое напряжение на изгиб МПа

334 Определение исходных данных для расчета валов

Указания по определению исходных данных для расчета валов приведены

в табл38 В ней же даны численные значения исходных параметров

36

Таблица 38

Исходные данные для расчета диаметров вала

Исходные

данные и

определя ndash

емые

величины

Обозна ndash

ения и

раз ndash

мерность

Расчетные

формулы

Указания по

выбору

Числовые

величины

(см пример)

Крутящий

момент на

рассчиты ndash

ваемом валу

MKP

Н∙м

MKP =

= 974000 N

n

п 313 2250

Марка

стали и

термообра ndash

ботка

Сталь 45

нормализованная

Табл39

[3 13 14]

ndash

Допускаемое

напряжение

на изгиб

[ ]u

МПа

ndash Рис37 и

табл39

[3 13 14]

775

Начальные

диаметры

колес

Д0 Д1 Д2 Д3

в расчетной

схеме

Д см Д = z m z ndash из

кинематичес ndash

кого расчета

mndash в п322

диаметры

отсутствую ndash

щих шестерен

Д = 10000000

Д0 =10000000

Д1 = 48

Д2 = 50

Д3 = 107

Расстояния

g l0 l1

l2 l3

в расчетной

схеме

g l

см

ndash п332 рис 35

(числовые

величины

см рис 36)

g0 = 102

l0 = 0

l1= 24

l2 = 135

l3 = 0

Углы

действия сил

i для iT

i для iR

i i

рад

ii0

0180

ii0

0180

где 0

i 0

i

ndash углы

измеренные

в градусах

п332 рис 35

(числовые

величины

см рис 36)

0 = 0

0 = 157

1 = 0

1 = 157

2 = 0785

2 = 2355

3 = 0

3 = 157

37

Таблица 39

Допускаемые напряжения на изгиб [ и ] для стальных валов (в МПа)

Источник

концентрации

напряжения

Диаметр

вала мм

Марка стали и термообработка

45

норм

45

улучш

40Х

улучш

40Х

закал

Насаженная на вал

деталь

(шестерня шкив)

с острыми кромками

15 775 850 900 950

30 750 825 875 925

45 725 800 850 900

60 700 775 825 875

75 675 750 800 850

90 650 725 775 825

Рис37 Номограмма для ориентированного определения

диаметров валов по крутящему моменту

38

необходимые для расчета II вала привода подач в рассматриваемом примере

При расчете валов на ЭВМ углы вводятся в программу в радианах

Если на участке вала действует только крутящий момент то при

составлении исходных данных следует задавать расстояние до шестерни

обусловливающей приложение этого момента величиной 01 см При этом

изгибающий момент от действия радиальной силы будет близок к 0

Например при расчете V вала рассматриваемой коробки подач

(см рис35 и 36) следует принять расстояние l3 = 01 см до шестерни

Д3 = zm = 02 ∙ 20 = 4 см соответственно приняв 3 = 0 и 3 = 157 рад

335 Указания по расчету валов на ЭВМ

Расчет диаметров валов в опасных сечениях I 0 1 II (рис35)

производится на ЭВМ по программе laquoВАЛraquo [20] исходные данные для

расчета по программе laquoВАЛraquo вводятся в режиме диалога с машиной При

расчете нескольких валов каждому файлу необходимо давать новое название

например PETROV1 PETROV2 PETROV3

В приложении В представлены распечатки ввода исходных данных и

результаты расчета диаметров II вала в рассматриваемом примере

Для перевода языка машины в принятые обозначения формул следует

руководствоваться табл 310

В целях удобства программирования di рассматриваются для всех

сечений по приведенному моменту Для сечений в которых не действует MKP

диаметр определяется по iM (без машины) Из всех полученных диаметров

выбирается наибольший и округляется до стандартного ряда

Для нашего примера принимаем d = 18 мм учитывая что этот диаметр

вала не окончательный и может измениться при окончательной

конструктивной проработке привода О выборе геометрических параметров

шлицевых валов сказано ниже в п 34

В курсовом проекте с помощью ЭВМ должны быть рассчитаны все валы

коробки подач В записке приводятся расчетные схемы валов и результаты

расчета (распечатки) по каждому валу

34 Выбор подшипников качения и прочих элементов привода

Выбор подшипников качения ведется по динамической грузоподъемности

C определяемой по формуле

P

CL

где L ndash число миллионов оборотов за расчетный срок службы подшипника

качения

39

Таблица 310

Соответствие символов в программе laquoВАЛraquo

обозначениям в расчетных формулах

Символ в

программе

Обозначение

в формулах

Размерность Наименование параметров

1 2 3 4

C MKp Н∙см Крутящий момент на

рассчитываемом валу

Q g см Расстояние между опорами

B [u ] МПа Допускаемое напряжение

на изгиб

M(I)

Di

см

Делительный диаметр i - го

колеса в точке приложения

силы Pi

F1(I) i рад Угол действия силы Ti

F2(I) i рад Угол действия силы Ri

T(I)

Ti

Н

Тангенциальная сила

действующая в точке

приложения силы Pi

R(I) Ri Н Радиальная сила в той же точке

X(I) X i Н Проекция сил на ось Х в точке

приложения силы Pi

Y(I) Yi Н Проекция сил на ось Y в той же

точке

G(0) RxI Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре I

G(1) RxII Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре II

B1(0) RyI Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

B1(1) RyII Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре II

L(0)

MxI

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре I

L(1) MxII Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре II

U(0) M yI Н∙см Изгибающий момент в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

40

Окончание табл 310

1 2 3 4

L(I) li см Расстояние между опорой II и

точкой приложения силы Pi

М1(0)

M X 0

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquo0raquo

М1(1) M X1 Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquoIraquo

М2(0)

MY0

Н∙см

Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIIraquo

М2(1) MY1 Н∙см Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIraquo

S(0) M I Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре I

S(1)

M II Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре II

S(2) M 0 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquo0raquo

S(3)

M1 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquoIraquo

P(0)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре I

P(1)

IIпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре II

P(2) 0прМ Н∙см Приведѐнный момент

в сечении laquo0raquo

P(3)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в

сечении laquoIraquo

A(0)

d I см Диаметр вала в опоре I

A(1)

d II см Диаметр вала в опоре II

A(2)

d0 см Диаметр вала в сечении laquo0raquo

A(3)

d1 см Диаметр вала в сечении laquoIraquo

41

P ndash расчетная нагрузка подшипника Н

C ndash динамическая грузоподъемность подшипника указанная в катало ndash

ге Н

ndash коэффициент (для шарикоподшипников = 3 для роликоподшип ndash

ников = 333)

Данная формула справедлива при n ge 10 обмин При n = 1 divide 10 обмин

расчет ведут по n = 10 обмин При n lt 1 обмин действующую нагрузку

рассматривают как статическую

Расчетный срок службы подшипника в часах выражается зависимостью

LL

nh

10

60

6

Задавшись Lh (для металлорежущих станков обычно Lh = 12000divide20000 ч)

из данной формулы определяют L затем вычислив P (см ниже) и зная

находят C После того ориентируясь на желаемые габариты и прежде всего на

диаметр шейки вала где должен быть установлен подшипник подбирают по

каталогу 21 наиболее близкий по величине C типоразмер подшипника

Расчетную нагрузку подшипника определяют по формуле

P X V F Y F K Kr a T ( )

где Fr ndash радиальная нагрузка Н

Fa ndash осевая нагрузка Н

X ndash безразмерный коэффициент радиальной нагрузки

Y ndash безразмерный коэффициент вращения (при вращении внутреннего

кольца V = 1 при вращении наружного ndash V = 12)

K ndash безразмерный коэффициент безопасности (для токарных станков

K = 1 ndash 12 для фрезерных ndash K = 13 ndash 18)

KT ndash безразмерный температурный коэффициент (при работе до 1250С

KT = 105)

В коробках подач обычно используют прямозубые колеса поэтому

формула для определения расчетной нагрузки без учета осевых сил примет

вид (при Fa = 0 X =1)

P V F K Kr T

Величина радиальной нагрузки подсчитывается по формуле

F R Rr Xi Yi 2 2

где RXi RYi ndash наибольшие по величине опорные реакции определяемые при

расчете вала (см приложение 3 соответственно G(0) B1(0) или G(1) B1(1))

42

Проведем подбор подшипников для II вала привода в рассматриваемом

примере Из распечатки результатов расчета вала выписываем наибольшие

опорные реакции G(0) = 7566 Н B1(0) = 12285 Н и определяем

Fr 757 6 1228 5 1443 32 2 Н

Для определения расчетной нагрузки принимаем V =1 K = 12 KT = 105

тогда P = 1∙14433∙12∙105 = 18188 Н Определяем L при известной частоте

вращения n = 45 обмин (см табл 31) и задавшись hL = 2000 ч

5410

456020000

10

6066

nhL

L млн оборотов

Динамическая грузоподъемность 868735461818 3 LPC Н

По расчетному значению C приняв диаметр шейки вала шd = 17 мм

(см приложение Б) выбираем по каталогу [21] подшипник 203 с

динамической грузоподъемностью C = 7520 Н

Выбор геометрических характеристик шлицевых валов [17 18 21 и др]

можно производить по ранее рассчитываемому на ЭВМ наибольшему

диаметру сплошного вала Желательно затем произвести проверочный расчет

шлицевого соединения по напряжениям смятия [14 21 и др]

При выборе и расчете шпоночных соединений следует использовать

работы [13 divide 15 21 и др] Сечение шпонки подбирают по диаметру вала

длину ndash обычно на 5 ndash 10 мм короче ступицы закрепляемой детали соедине ndash

ние проверяют на смятие

43

ПРИЛОЖЕНИЕ А

Нормальный ряд чисел в станкостроении (нормаль HII - I) со

знаменателем =106

1 ndash 106 ndash 112 ndash 118 ndash 125 ndash 132 ndash 14 ndash 15 ndash 16 ndash 17 ndash 18 ndash 19 ndash 2 ndash 212 ndash

225 ndash 235 ndash 25 ndash 265 ndash 28 ndash 3 ndash 315 ndash 335 ndash 355 ndash 375 ndash 4 ndash 425 ndash 45 ndash 475

ndash 5 ndash 53 ndash 56 ndash 6 ndash 63 ndash 67 ndash 71 ndash 75 ndash 8 ndash 85 ndash 9 ndash 95 ndash 10

Примечания

1 Числа высшего порядка получаются умножением или делением чисел нор-

мального ряда на 10 100 1000hellip

Например

01 ndash 0106 ndash 0112 hellip 10 ndash 106 ndash 112 hellip 100 ndash 106 ndash 112 hellip

2 Числа геометрического ряда с gt 106 образуются из ряда с = 106 по

зависимости вида

U i106

112 1062 141 1066 178 10610

126 1064 158 1068 2 10612

3 Образование нормального ряда чисел с заданным = 106 производится

путем выписывания каждого (i + 1) числа из которых с = 106 начиная с

минимального ndash заданного

Например

126 1064 при minn = 112

hellip112 ndash 14 ndash 18 ndash 225 ndash hellip ndash 9 ndash 95 ndash 10 ndash 106 hellip

6061411 при minn = 132

hellip132 ndash 19 ndash 265 ndash 375 ndash hellipndash 53 ndash 75 ndash 106 ndash 15 hellip

8061581 при minn = 125

hellip125 ndash 2 ndash 315 ndash 5 ndash hellip ndash 8 ndash 125 ndash 20 ndash 315 hellip

44

ПРИЛОЖЕНИЕ Б

Распечатка исходных данных и результатов расчета

шестерен коробки подач

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ1 BSV

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y=037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 20289 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 170

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 164

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 124

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 096

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 143

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 105

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ2 BSV

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 142

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 131

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 104

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 076

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 3389 S = 1130

45

Продолжение приложения Б

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 120

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 084

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ3 BSV

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 123

А= 0102 С = 120 L = 1

R= 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 072

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБ НОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 079

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ4 BSV

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 108

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 063

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

46

Окончание приложения Б

G = 10 F = 225 U = 138

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 069

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ5 BSV

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 175

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 106

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 128

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 061

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U= 4

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 147

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 067

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

47

ПРИЛОЖЕНИЕ В

Распечатка исходных данных и результатов расчета II вала коробки подач

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

С = 2250 Q = 102 В = 775

М (0) = 10000000 L (0) = 0 Fl (0) = 0 F2 (0) = 157

М (1) = 48 L (1) = 24 Fl (1) = 0 F2 (1) = 157

М (2) = 5 L (2) = 135 Fl (2) = 0785 F2 (2) = 2355

М (3) = 10000000 L (3) = 0 Fl (3) = 0 F2 (3) = 157

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЁТА

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

VAL2 BSS

G (0) = 75761 В1 (0) = 122849

L1 (0) = -133882 М1 (0) = 225065

U (0) = -286321 М2 (0) = 81749

G (1) = 58586 В1 (1) = -2023

L1 (1)=0 М1 (1) = 140606

U (1) = 0 М2 (1) = -4855

S (0) = 316076 Р (0) = 37131 А (0) = 168

S (1) = 0 Р (1) = 194855 А(1) = 135

S (2) = 239451 Р (2) = 308716 А (2) = 158

S (3) = 140690 Р (3) = 240338 А (3) = 145

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

48

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1 Киреев Г И Комплексный расчет коробок скоростей металлорежущих

станков на ЕС ndash ЭВМ методические указания по курсовому и дипломному

проектированию для студентов специальности 0501 Часть 1 Г И Киреев ndash

Ульяновск УлПИ 1984 ndash 43 с

2 Металлорежущие станки и автоматы учебник для машинострои ndash

тельных втузов под ред А С Проникова ndash М Машиностроение 1981 ndash

479 с

3 Тарзиманов Г А Проектирование металлорежущих станков ГА

Тарзиманов ndash М Машиностроение 1980 ndash 288 с

4 Тепинкичиев В К Металлорежущие станки В К Тепинкичиев ndash М

Машиностроение 1973 ndash 472 с

5 Металлорежущие станки учебник для машиностроительных вузов

под ред В Э Пуша ndash М Машиностроение 1985 ndash 575 с

6 Металлорежущие системы машиностроительных производств учебное

пособие для студентов техн вузов О В Таратынов Г Г Земсков И М

Таратынова ndash М Высш шк 1988 ndash 464 с

7 Кузнецов М М Проектирование автоматизированного производствен ndash

ного оборудования учебное пособие для вузов М М Кузнецов В А Усов

К С Стародубов ndash М Машиностроение 1987 ndash 288 с

8 Орликов М Л Металлорежущие станки курсовое и дипломное

проектирование М Л Орликов И Г Федоренко В Н Шишкин ndash Киев

Высш шк1987 ndash 152 с

9 ГОСТ 2701 ndash 76 Схемы Виды и типы Общие требования к

выполнению ndash М Изд ndash во стандартов 1976 ndash 12 с

10 ГОСТ 2703 ndash 88 Правила выполнения кинематических схем ndash М

Изд ndash во стандартов 1988 ndash 7 с

11 Пуш В Э Конструирование металлорежущих станков В Э Пуш ndash

М Машиностроение 1977 ndash 380 с

12 Каминская В В Станины и корпусные детали металлорежущих

станков В В Каминская З М Левиеа Д Н Решетов ndash М Машгиз 1960 ndash

362 с

13 Курсовое проектирование деталей машин справочное пособие часть I

и II А В Кузьмин И Н Макейчик Ф В Калачѐв и др ndash Минск Высш шк

1982 ndash 584 с

14 Анурьев В И Справочник конструктора ndash машиностроителя Т2

В И Анурьев ndash М Машиностроение 1982 ndash 584 с

15 Чернин И М Расчѐты деталей машин справочник И М Чернин

А В Кузьмин Г М Ицкевич ndash Минск Высш шк 1978 ndash 592 с

16 Детали и механизмы металлорежущих станков Т2 под общ ред

Д Н Решетова ndash М Машиностроение 1972 ndash 405 с

49

17 Серенсен С В Валы и оси Конструирование и расчет С В Серенсен

и др ndash М Машиностроение 1970 ndash 312 с

18 СТ СЭВ 185 ndash 75 Геометрические характеристики шлицевых

прямозубых соединений ndash М Изд ndash во стандартов 1975

19 СТ СЭВ 189 ndash 76 и СТ СЭВ 189 ndash 77 Размеры призматических

шпонок ndash М Изд ndash во стандартов 1976

20 Зубенко В Л Методические разработки к курсовому проектированию

по металлорежущим станкам В Л Зубенко М Я Цлаф ndash Куйбышев КПтИ

1978 ndash 32 с

21 Справочник металлиста В 5 т Т1 под общ ред С А Чернавского и

В Ф Рещикова ndash М Машиностроение 1976 ndash 768 с

22 Сена Л А Единицы физических величин и их размерности учебно-

справочное руководство ЛА Сена ndash 3-е изд перераб и доп ndash М Наука

Гл ред физ-мат лит 1988 ndash 432 с

23 Кочергин А И Конструирование и расчет металлорежущих станков и

станочных комплексов Курсовое проектирование учебное пособие для вузов

А И Кочергин ndash Минск Высш шк 1991 ndash 382 с

Учебное издание

РАСЧЕТ ПРИВОДОВ ПОДАЧ

МЕТАЛЛОРЕЖУЩИХ СТАНКОВ

Методические указания по курсовому

и дипломному проектированию

Составители Шестернинов Александр Владимирович

Горшков Геннадий Михайлович

Редактор НАЕвдокимова

Подписано в печать 30082007 Формат 60times8416 Услпечл302

Тираж 150 экз Заказ

Ульяновский государственный технический университет

432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Типография УлГТУ 432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Page 10: Расчет приводов подач металлорежущих станков. Методичка

11

зуба целесообразно назначать minшZ ge 18

Приняв 1шZ = 18 для первой одиночной передачи (между валами I и II) и

имея 11 i определим число зубьев колеса 111

iшZZK = 18 ∙ 141 = 25

При определении чисел зубьев групповой передачи между II и III валами

необходимо не только выдержать имеющиеся передаточные отношения 2

2 1i и 13 i но и обеспечить постоянную сумму зубьев в пределах

этой передачи constZZZZZ КК шш 3322

Приняв 2

шZ = 19

определим число зубьев колеса 3819 22

22 iшZZK Суммарное число

зубьев sum Z = 19 + 38 = 57 Числа зубьев других передач в группе находим по

формулам

1

i

i ZZш и шZZZK

Имея 13 i и Z = 57 получим 3

шZ asymp 24 и 3

KZ = 33 Аналогично

определяются значения Z остальных передач Результаты расчета

представлены в табл 21

Таблица 21

Значения i Z и sum Z групповых передач привода подач

i KZZш sum Z i KZZш sum Z

11 i

18 25

43

3

6 1i

7i

20 56

44 32

76

76

22 1i

13 i

19 38

24 33

57

57

48 1i

20 80

100

34 1i

15 i

19 53

30 42

72

72

10

9 1i

1 32

ndash

213 Проверка отклонений действительных величин

подач от нормального ряда

Отклонение действительных величин подач от установленных нормалью

HII ndash I не должно превышать plusmn 10 ( ndash 1) В нашем случае максимально

возможное отклонение подачи может быть ΔS = plusmn 10 (141 ndash 1) = 41

12

Действительные величины подач ДS находим из уравнений кинематического

баланса

61018332

1

80

20

56

20

53

19

38

19

25

1811 ДS

71100060

0600610100

1

111

S

SSS

Д

Подобным образом проводится проверка всех 8 значений подач Если

отклонение действительной величины подачи превышает допустимое

значение то изменяют числа зубьев колеса и шестерни отдельных передач

сохранив их сумму при этом неизменной

214 Разработка кинематической схемы коробки подач

Кинематический расчет завершается вычерчиванием кинематической

схемы коробки подач В качестве исходных данных используется график

частот вращения и кинематическая схема базового станка На схеме (рис22)

указывается номера валов характеристика электродвигателя (для

независимого привода) числа зубьев колес Кинематическая схема должна

вычерчиваться с соблюдением требований ГОСТ [910]

При наличии в коробке подач подвижных тройных блоков необходимо

учитывать следующее При перемещении подвижного блока его крайние

колеса (правое и левое) проходят мимо среднего колеса неподвижного блока

Чтобы зубья этих колес не зацеплялись для некоррегированных колес должно

быть соблюдено условие

Z Z ZCP KP 4 где Z

CP ndash число зубьев среднего колеса неподвижного

блока ZKP

ndash число зубьев крайнего колеса неподвижного блока Z ndash

суммарное число зубьев средних колес подвижного и неподвижного блоков

22 Кинематический расчет независимого привода

подач с винтовой передачей

Кинематический расчет независимых приводов подач имеет много общего

с кинематическим расчетом приводов главного движения [1 2 3 и др]

Основное отличие заключается лишь в определении величин расчетных

перемещений ndash величин подач Для кинематического расчета здесь в

большинстве случаев задаются шагом винта подачи и величинами минутных

подач S мммин Описание приводимого ниже примера методически схоже с

предыдущим (см п21) и поэтому дано в более сокращенном варианте

Исходные данные проект привода продольной подачи к универсальному

13

Ри

с22

К

ин

емат

ичес

кая

схем

а за

ви

сим

ого

при

вод

а п

од

ач с

рее

чн

ой

пер

едач

ей

14

горизонтально ndash фрезерному станку Smin= 19 мммин Smax = 950 мммин

количество подач Z = 18 Эn = 1450 обмин Диапазон регулирования

5019950minmax SSRZ знаменатель ряда

26150171 ZZR

По нормали станкостроения HII ndash I (см приложение А) выписываем ряд

подач S1 = 19 S2 = 236 S3 = 30 S4 = 375 S5 = 475 S6 = 60 S7 = 75

S8 = 95 S9 = 118 S10 = 150 S11 = 190 S12 = 236 S13= 300 S14 = 375 S15

= 475 S16 = 600 S17 = 750 S18 = 950 обмин

Принимаем в качестве прототипа станок мод 6Н82 имеющий шаг винта

продольной подачи стола t = 6 мм

По принятым величинам подач определяем частоты вращения винта в

обмин по формуле n = S t Полученные значения частот вращения сразу

округляем до значений указанных в нормали HII ndash I для = 126

1536

191 n 4

6

6232 n 5

6

303 n и тд

(см рис 23 частоты вращения на XI валу)

Принимаем структурную формулу коробки подач привода

Z 3 3 2 183 1 9

Далее кинематический расчет производится по методике изложенной

в п21

Принятой структурной формуле соответствует график частот вращения

(см рис23) и кинематическая схема привода подач на рис24

3 ПРОЧНОСТНОЙ (СИЛОВОЙ) РАСЧЕТ ПРИВОДОВ ПОДАЧ

После того как построен график частот вращения валов привода подач

вычерчена кинематическая схема и определены числа зубьев колес

выполняется силовой расчет отдельных элементов привода

В этом разделе параллельно с изложением общей методики приводится

пример численного расчета коробки подач зависимого привода

рассматриваемого ранее в п 21

Методика прочностного расчета может быть использована и для расчета приводов

главного движения

15

Рис23 График частот вращения валов независимого

привода подач с винтовой передачей (гори ndash

зонтально - фрезерный станок)

16

Ри

с24

К

ин

емат

ичес

кая

схем

а п

ри

вод

а п

од

ач г

ори

зон

тальн

о ndash

фрез

ерн

ого

ста

нка

17

Исходные данные для прочностного расчѐта описываемого примера

расчетное число часов работы привода Т = 20000 ч тяговое усилие

развиваемое исполнительным органом Q = 11000 Н

31 Определение недостающих параметров

для прочностного расчета

Прочностной расчет привода подач должен быть выполнен таким

образом чтобы все его звенья могли выдержать нагрузки возникающие при

черновых режимах работы В соответствии с этим необходимо предварительно

определить расчетные величины частот вращения валов мощностей крутящих

моментов и других параметров действующих при силовом резании Однако

несмотря на то что все типы приводов подач должны рассчитываться для

черновой обработки между ними существует отличие в определении

указанных расчѐтных величин

311 Определение расчетных частот вращения

валов привода

Расчѐтная частота вращения i - го вала привода n n n nI II III i ndash опре ndash

деляется по графику частот вращения с помощью расчетной ветви

обозначаемой на графике утолщенной линией (см рис 21 и 23)

Положение расчѐтной линии для коробок скоростей определяется

расчѐтной частотой вращения шпинделя

4

min

max

minn

nnnшп (31)

где nmin и nmax ndash соответственно минимальная и максимальная частоты

вращения шпинделя (задаются или определяются по базовому станку)

В нашем случае для станка мод 16К20 при minn = 16 обмин

maxn = 2000 обмин ndash шпn = 535 обмин Корректируя по станку имеем

шпn = 63 обмин

Положение расчетной ветви на графике в приводах подач независимого

типа определяется расчетной частотой вращения последнего вала привода

(см рис23)

3

max

minmax

n

nnn прн

(32)

18

где nmin и nmax ndash минимальная и максимальная частоты вращения последнего

вала привода подач

Положение расчетной ветви для зависимых приводов подач определяется

верхней линией на графике (см рис 21) Однако расчетные значения in

берутся здесь не прямо с графика а находятся путем умножения частот

вращения верхней линии на величину шпn определяемой по формуле 31

Для нашего примера 6311 шпnn обмин

456341

1IIn 53163

2

1IIIn 52263

82

1IVn 531Vn

97638

1IVn 252063

250

1VIIn

312 Определение потребной величины мощности

подачи исполнительного органа станка

Мощность расходуемая непосредственно исполнительным органом

станка на осуществление подач относительно невелика и может быть

приблизительно определена по мощности электродвигателя привода главного

движения В этом случае она обычно принимается для токарных и

револьверных станков равной 1 ndash 4 сверлильных 4 ndash 5 и фрезерных

15 ndash 20 от мощности главного привода Более точно потребную величину

мощности подачи исполнительного органа станка в кВт можно определить по

формуле

10200060

МИНSQ

N (33)

где Q ndash тяговая сила необходимая для перемещения исполнительного органа

станка при резании Н

МИНS ndash величина минутной подачи при черновой обработке мммин

Величину тяговой силы если она не задана можно рассчитать по

формулам приведенных в работах [6811]

Подача МИНS при расчете независимого привода определяется следующим

образом

ПРНМИН ntS или ПРНМИН nzmS

При расчете зависимого привода величина МИНS определяется

произведением

шпnSSМИН

где S ndash максимальная подача за 1 оборот шпинделя ммоб

19

В нашем примере 4263600 МИНS мммин Q = 11000 Н

соответственно

N

11000 42

60 1020000 075 кВт

Если привод подач независим т е движение подачи осуществляется от

отдельного электродвигателя то необходимая мощность двигателя

определяется отношением

эN =n

N

где n ndash КПД цепи подач приближенно принимаемой при расчете двигателя

n = 015 divide 02

Найденная величина эN уточняется при выборе типа электродвигателя по

справочным данным

313 Определение величины мощности и крутящих

моментов на валах привода

Мощность на i - м валу независимого привода подач и коробок скоростей

определяется произведением

iэi NN

где i ndash КПД участка кинематической цепи до i ndash вала подсчитываемый как

произведение КПД отдельных элементов (см табл 33) начиная с вала

электродвигателя ( IIIIIIi )

Мощность на i - м валу зависимого привода определяется следующим

образом

ii

NN

где i ndash КПД участка кинематической цепи до i - го вала подсчитываемый как

произведение КПД отдельных элементов (см табл 33) начиная с вала

тягового устройства

В нашем примере 0760990

0750

i

NNVII

кВт

NVI

0 076

0 8 0 9950 096

2

кВт NV

0 096

0 99 0 9950 098

2

кВт

20

N IV 0100 кВт N III 0102 кВт N II 0104 кВт N I 0106 кВт

Крутящий момент на i - м валу любого привода определяется по фор ndash

муле

i

ii n

NM 974000 Н∙см

В рассматриваемом приводе подач

164063

1060974000974000

I

II n

NM Н∙см

2250IIM Н∙см 3150IIIM Н∙см 4330IVM Н∙см

3030VM Н∙см 11830VIM Н∙см 293740VIIM Н∙см

32 Расчет зубчатых передач

Расчет цилиндрических зубчатых колес (шестерен) заключается в

определении требуемого модуля Для стальных прямозубых колес модуль

определяется по следующим двум формулам

1) из условия изгибной прочности зубьев

3

19500000

nm

uвu

KKKN

Н

НРДП

2) из условия контактной прочности (усталости) поверхностных слоѐв

зубьев

3

210700001

nzi

im НРДП KKKN

квк

Порядок выбора исходных данных с указанием их размерностей приведен

в п 321

Из двух рассчитываемых модулей выбирается большее значение и

округляется до стандартного m = 1 15 2 25 3 4 5 6 8 10hellip(мм)

321 Определение исходных данных для расчета зубчатых колес

Выбор исходных величин необходимых для расчета модулей зубчатых

колес производится с помощью указаний табл 31 В ней же приведены

числовые величины рассматриваемого примера

21

Таблица 31

Исходные данные для определения модулей зубчатых колес

Исходные данные и

определяемые

величины

Обозначе ndash

ния и раз ndash

мерность

Расчетные

формулы

Указания

по выбору

см hellip

Числовые

величины

(см

пример)

1 2 3 4 5

Степень точности

зубчатых передач

(67 или 8)

ndash

ndash

По ГОСТ

1643-81

7

Марка стали и

термообработка

1 ndash 40Х нормализация

2 ndash 12ХН3А цементация

и закалка

3 ndash 40ХФА

азотирование

Табл 32

[14]

ndash

Мощность на валах

привода

ndash для коробок подач с

независимым

приводом и коробок

скоростей

ndash для коробок подач с

зависимым приводом

iN кВт

iN кВт

iэi NN

ii NN

п 313

п 313

ndash

IN =0106

IIN =0104

IIIN =0102

IVN =0100

VN =0098

Число зубьев

шестерен (зубчатое

колесо с меньшим

числом зубьев)

Z

ndash

Из кинемаndash

тического

расчета

рис 22

1 ndash 18

5 ndash 24

7 ndash 30

11 ndash 44

15 ndash 20

Расчетная частота

вращения вала

(шестерни)

n обмин

ndash

п 311 In =63

IIn =45

IIIn =315

VIn =225

Vn =315

22

Продолжение табл 31

1 2 3 4 5

Передаточное число

зубчатой пары

i

Определяется

отношением числа

зубьев большего колеса

к меньшему (т е i ge 1)

1i =139

2i =138

3i =14

4i =138

5i =4

Отношение ширины

зубчатого венца (acirc) к

модулю (m)

в

mвв

147 в

10

Коэффициенты

перегрузки

динамичности

неравномерности

распределения

нагрузки

формы зуба

ПK

ДK

НРK

НУ

ndash

ndash

ndash

ndash

Табл34

Табл35

(в короб ndash

ках подач

ДK =1)

Табл36

Рис31

при =0

12

1

1 ndash 17

5 ndash 11

7 ndash 105

11 ndash 11

15 ndash 12

1 ndash 037

5 ndash 042

7 ndash 050

11 ndash 049

15 ndash 040

Общая

продолжительность

работы механизма за

расчетный срок

службы

МТ ч

ndash

Из задания

20000

Суммарное число

циклов нагружения

зуба за TM

CN CN

MTn 60

ndash

7 6 107

5 4 107

38 107

2 7 107

38 107

23

Окончание табл 31

1 2 3 4 5

Коэффициент

переменности режима

нагрузок для расчета

модуля на изгиб

Kи реж

ndash

Рис 32

для сред ndash

него ре ndash

жима при

среднем

значении

NC 4 7 107

113

Длительный предел

выносливости зуба

при работе на изгиб

(для трех сталей)

σи пр МПа

ndash

Табл 32

[14]

1 ndash 180

2 ndash 460

3 ndash 300

Допускаемое

напряжение на изгиб

[σи] МПа [σи] =

= σи пр Kи реж

1 ndash 2029

2 ndash 5200

3 ndash 3389

Коэффициент

переменности режима

нагрузок для расчета

модуля на контакт ndash

ную прочность

Kк реж

ndash

Рис33

для сред ndash

него ре ndash

жима при

среднем

значении

NC

108

Длительный предел

контактной

выносливости (для

трех сталей)

σКД МПа

ndash

Табл33

[14]

1 ndash 500

2 ndash 1200

3 ndash 1050

Допускаемое

напряжение при

расчете на контакт ndash

ную прочность

[σк] МПа [σк] =

= σКД Kк реж

1 ndash 580

2 ndash 1300

3 ndash 1130

24

Таблица 32

Предел выносливости зубьев для цилиндрических колес

при расчете на изгиб ndash σи пр и контактную прочность ndash σКД

Марка стали

Вид термообработки

σи пр МПа

σКД МПа

40Х

40Х

40Х

50ХН

20Х

18ХГТ

20ХНМ

12ХН3А

25Х2ГНТА

25ХГТ

40Х

40ХФА

Нормализация

Улучшение

Закалка с нагревом ТВЧ

Закалка объемная

Цементация и закалка

То же

raquo

raquo

raquo

raquo

Азотирование (газовое)

То же

180

220

240

260

440

300

440

460

440

400

240

300

500

600

950

980

1150

1150

1200

1200

1200

1100

950

1050

Таблица 33

Значения КПД элементов передач

Элементы передач

КПД

Зубчатая передача

цилиндрическая со шлифованными зубьями

коническая

Червяная передача

Ременная передача

Цепная передача роликовой цепью

Передача винт-гайка

однозаходный винт

двухзаходный винт

Подшипник качения

Подшипник скольжения

099

097

07 ndash 09

095 ndash 098

096

045

065

0995

098 ndash 0985

25

Таблица 34

Коэффициент перегрузки ПK

Характеристика

привода условия

пуска и торможения

Характер процесса резания

равномерный

припуск

неравномерный

припуск

фрезерование

удары

Плавный пуск и

торможение с

помощью

фрикционных муфт

или наличие упругих

и демпфирующих

элементов или

наличие ременной

передачи

10

11 ndash 13

14

Резкий пуск и

торможение

непосредственно от

асинхронного эл

двигателя или

возможность частого

соударения зубьев

при переключении

на ходу

11 ndash 17

12 ndash 17

17

Таблица 35

Коэффициент динамичности ndash ДK для стальных

прямозубых цилиндрических колес

Степень

точности

передачи

Окружная скорость колеса мс

1 ndash 3 3 ndash 6 6 ndash 9 9 ndash 12

6 10 ndash 105 105 ndash 11 11 ndash 115 115 ndash 125

7 105 11 ndash 115 115 ndash 125 12 ndash 135

8 105 ndash 11 115 ndash 12 12 ndash 135 ndash

26

Таблица 36

Средние значения коэффициента неравномерности распределения

нагрузки НРK для стальных прямозубых цилиндрических колес

Отношение

z

в

Расположение зубчатого колеса

симметрично

относительно

опор

вблизи одной

опоры

(вал жесткий)

вблизи одной

опоры

(вал средней

жесткости)

на

консоли

02 10 10 11 12

04 105 11 12 14

06 11 115 13 17

08 115 12 145 20

12 125 14 17 ndash

16 14 16 ndash ndash

20 16 ndash ndash ndash

Рис31 Зависимость коэффициента формы зуба УН от числа

зубьев Z и коэффициента смещения ξ (для некор ndash

регированных колес ξ = 0)

27

Ри

с32

З

ави

сим

ост

ь к

оэф

фи

ци

ента

пер

емен

ност

и р

ежи

ма

наг

рузо

к К

и р

еж

о

т чи

сла

ци

клов н

агруж

ени

я N

c

__________

цем

ента

ци

я

_ _

_ _

_ _

_ у

луч

шен

ие

норм

али

зац

ия за

кал

ка

азо

тирован

ие

1 ndash

сред

нел

егки

й р

ежи

м р

аботы

2 ndash

сред

ни

й р

ежи

м р

аботы

3 ndash

сред

нет

яж

елы

й р

ежи

м р

аботы

28

Ри

с32

З

ави

сим

ост

ь к

оэф

фи

ци

ента

пер

емен

ност

и р

ежи

ма

наг

рузо

к К

и р

еж

о

т чи

сла

ци

клов н

агруж

ени

я N

c

__________

цем

ента

ци

я

_ _

_ _

_ _

_ у

луч

шен

ие

норм

али

зац

ия за

кал

ка

азо

тирован

ие

1 ndash

сред

нел

егки

й р

ежи

м р

аботы

2 ndash

сред

ни

й р

ежи

м р

аботы

3 ndash

сред

нет

яж

елы

й р

ежи

м р

аботы

29

Для каждой зубчатой передачи следует провести два ndash три расчета

используя материалы с разными прочностными характеристиками В

результате будут получены два ndash три разных модуля Это позволит например

сконструировать коробку подач меньших габаритов и веса применив для

колес более прочный и дорогой материал С другой стороны можно

изготовить коробку с зубчатыми передачами имеющими один модуль путем

подбора материалов с разными прочностными свойствами Окончательное же

решение по обоснованному выбору марок сталей следует производить на

основе технико-экономических расчетов

При изложении материала в пояснительной записке по п321 следует

придерживаться порядка приведенного в табл 31

В случае использования справочных данных выраженных во

внесистемных единицах измерения для перевода их размерностей в единицы

СИ необходимо руководствоваться справочником [22]

322 Указания по расчету зубчатых колес на ЭВМ

Расчет модулей зубчатых колес из различных материалов производится на

ЭВМ по программе laquoШестерняraquo [20] Исходные данные для расчета колес по

программе laquoШестерняraquo вводятся в режиме диалога с машиной

В приложении Б представлены распечатки ввода исходных данных и

результаты расчѐта модулей колес в рассматриваемом примере Эти

распечатки вклеиваются в записку Для перевода символов языка машины в

принятые обозначения формул следует руководствоваться табл 37

Анализируем результаты расчета и принимаем в качестве материала

зубчатых колес сталь 40Х нормализованную В этом случае расчетные

значения laquoизгибногоraquo модуля составят соответственно иm = 17 142 137

137 175 мм Принимаем для всех колес коробки модуль равный 2 мм

Следует отметить что модули колес меньше 15 мм в коробке подач

рассматриваемых станков применять не рекомендуется

33 Расчет валов привода

Расчет валов привода подач заключается в определении их диаметров из

условия прочности и содержит целый ряд промежуточных этапов

Необходимо отметить что данный расчет является проектировочным т е

служит для предварительного определения диаметров вала которые в

дальнейшем уточняются при выборе подшипников зубчатых колес расчете

шпонок шлицев и др

331 Разработка компоновочной схемы

Для расчета вала необходимо располагать расчетной схемой его

30

Таблица 37

Соответствие символов в программе laquoШестерняraquo

обозначениям в расчетных формулах

Символ в

программе

Обозначение

в

формулах

Размерность Наименование параметров

1 2 3 4

A Ni кВт Мощность передаваемая i - м валом ( i = 1+У)

C Kn ndash

Коэффициент перегрузки

L KDi ndash

Коэффициент

динамичности

R

KHPi

ndash

Коэффициент

неравномерности

распределения нагрузки

Y НiУ ndash

Коэффициент формы зуба

Z Zi ndash

Число зубьев i - й

шестерни

G вi

ndash

Коэффициент ширины

зубчатого венца

F ni обмин Частота вращения

U ii ndash

Передаточное число

зубчатой пары

W [ ]u ij МПа Допускаемое напряжение

на изгиб

S [ ]K ij МПа Допускаемое напряжение

контактное

M1 muij мм Модуль laquoизгибнойraquo

M2 кijm мм Модуль laquoконтактныйraquo

31

нагружения которая выполняется на основе предварительно разработанной

компоновочной схемы коробки подач Компоновочная схема или эскизная

компоновка выполняется в виде развертки по валам и свертки определяющей

пространственное расположение валов (см рис 34) Эта схема вычерчивается

в произвольном масштабе и в обязательном порядке помещается в записку

При ее разработке следует использовать чертежи привода подач базового

станка чтобы осуществить по возможности наиболее близкую компоновку

разрабатываемой коробки к имеющейся Кроме того необходимо пользоваться

рекомендациями работ [31517] по выбору конструктивных параметров

зубчатых колѐс и других элементов привода

На рис 34 изображена компоновочная схема коробки подач

рассматриваемого примера Там же приведены некоторые рекомендации по

выбору конструктивных параметров В зацеплении показываются те зубчатые

колеса которые соответствуют расчѐтной ветви на графике подач

(см рис 21) С помощью этой схемы могут быть определены все

необходимые расстояния между опорами шестернями а также направления

тангенциальных и радиальных усилий

При вычерчивании компоновочной схемы необходимо

ndash обеспечить достаточные осевые перемещения зубчатых колес муфт

переключающих устройств

ndash исключить одновременное включение зубчатых колес с двумя

смежными неподвижными колесами

ndash обеспечить доступную и быструю сборку и разборку легкую

регулировку опор зубчатых зацеплений Кроме того обеспечить хороший

доступ для осмотра деталей коробки и ремонта

ndash конструкцию корпуса выполнять удобной простой и технологичной

обеспечивающей простоту монтажа и демонтажа деталей и узлов коробок

ndash возможно большее число центров валов располагать по одним и тем же

вертикалям и горизонталям что обеспечивает наибольшую простоту

настройки станков при обработке посадочных отверстий в корпусах

ndash обеспечить наибольшую жесткость валов и опор для чего следует

расстояние между зубчатыми колѐсами и другими деталями принимать

наименьшими из допустимых

332 Составление расчетной схемы нагружения вала

Расчет валов в настоящих методических указаниях производится на ЭВМ

Программа расчета составлена для унифицированной схемы нагружения

двухопорного вала (рис35) двумя силами в пролете P0 и P1 и силами P2 и P3

приложенными на консольных участках Эти силы возникают в зубчатых

зацеплениях при передаче крутящего момента К такой схеме нагружения

можно привести большое число валов приняв для отсутствующих шестерен

силы равными нулю Расстояния между опорами валов и закрепленными на

32

Ри

с3

4 К

ом

пон

овочн

ая с

хем

а короб

ки

под

ач

а-раз

вер

тка

б-с

вер

тка

(од

ин

из

возм

ож

ны

х в

ари

анто

в)

33

Рис35 Расчетная унифицированная схема нагружения вала к программе ldquoВалrdquo

Рис36 Расчетная схема нагружения II вала в рассматриваемом примере

34

нем шестернями а также направление тангенциальных ( iT ) и радиальных ( iR )

усилий определяется с помощью компоновочной схемы При этом радиальные

усилия всегда направлены к центру рассчитываемого вала а тангенциальные

совпадают с направлением вращения ведущего колеса Все линейные размеры

( g l l 0 1 ) отсчитываются от II опоры причем для отсутствующих шестерен

они задаются равными 0 Углы i и i определяющие направления

радиальных iR и тангенциальных iT сил должны отсчитываться против

часовой стрелки от положительного направления оси Х выбранного так как

показано на схеме Для отсутствующих шестерен принимается 0i

571i рад (900 ) Начальные диаметры отсутствующих шестерен (Д = Д0

Д1hellip) принимаются равными бесконечности а практически ndash большой

величине например Д = 10000000 см При этом окружная и радиальная силы

получаются близкими к 0

На рис 36 показана расчетная схема нагружения II вала для нашего

примера

333 Порядок расчета вала с помощью унифицированных формул

Расчет стального сплошного вала на двух опорах из условия прочности

заключается в определении его диаметров в сечениях I 0 1 II (см рис35)

Последовательность расчета выполняемого по унифицированным

формулам программ следующая

1) Определение действующих в зацеплении сил

ii

Д

МT КР2 R T tgi i

o 20

2) Определение проекций сил на оси X и Y

X T Ri i i i i cos cos Y T Ri i i i i sin sin

3) Определение опорных реакций в плоскостях X ndash горизонтальная и

Y ndash вертикальная соответственно в опоре I и II

g

lxlxlxlxR

IX33221100

R x x x x RX XII I 0 1 2 3

g

lylylylyR

IY33221100

R y y y y RY YII I 0 1 2 3

Силы направленные на вал при принятом расположении осей координат

имеют знак laquo + raquo а от вала laquo ndash raquo Для реакций правило знаков противоположно

35

4) Определение изгибающих моментов в сечениях

над левой опорой (сечение I)

M x l gX I 2 2( ) M y l gYI

2 2( )

над правой опорой (сечение II)

M x lX II 3 3 M y lYII

3 3

под силой P0 (сечение 0)

)()( 00220

lgRllxMI

XX )()( 00220

lgRllyMI

YY

под силой P1 (сечение 1)

M x l l R lX XI II 3 1 3 1( ) M y l l R lY YI II

3 1 3 1( )

5) Определение суммарных изгибающих моментов

M M MI X YI I 2 2 M M MII X YII II 2 2

M M MX Y 02 2

0 0 M M MX Y1

2 2

1 1

6) Определение приведенных моментов ПРМ

Приведенные моменты определяются в каждом из 4-х сечений в

отдельности по формуле

22750 КРMMM iпрi где i = 0 1 I II

7) Определение диаметра вала в каждом из сечений производится по

зависимости

3

10 и

прii

Md

где ПРМ Н∙см [ и ] ndash допускаемое напряжение на изгиб МПа

334 Определение исходных данных для расчета валов

Указания по определению исходных данных для расчета валов приведены

в табл38 В ней же даны численные значения исходных параметров

36

Таблица 38

Исходные данные для расчета диаметров вала

Исходные

данные и

определя ndash

емые

величины

Обозна ndash

ения и

раз ndash

мерность

Расчетные

формулы

Указания по

выбору

Числовые

величины

(см пример)

Крутящий

момент на

рассчиты ndash

ваемом валу

MKP

Н∙м

MKP =

= 974000 N

n

п 313 2250

Марка

стали и

термообра ndash

ботка

Сталь 45

нормализованная

Табл39

[3 13 14]

ndash

Допускаемое

напряжение

на изгиб

[ ]u

МПа

ndash Рис37 и

табл39

[3 13 14]

775

Начальные

диаметры

колес

Д0 Д1 Д2 Д3

в расчетной

схеме

Д см Д = z m z ndash из

кинематичес ndash

кого расчета

mndash в п322

диаметры

отсутствую ndash

щих шестерен

Д = 10000000

Д0 =10000000

Д1 = 48

Д2 = 50

Д3 = 107

Расстояния

g l0 l1

l2 l3

в расчетной

схеме

g l

см

ndash п332 рис 35

(числовые

величины

см рис 36)

g0 = 102

l0 = 0

l1= 24

l2 = 135

l3 = 0

Углы

действия сил

i для iT

i для iR

i i

рад

ii0

0180

ii0

0180

где 0

i 0

i

ndash углы

измеренные

в градусах

п332 рис 35

(числовые

величины

см рис 36)

0 = 0

0 = 157

1 = 0

1 = 157

2 = 0785

2 = 2355

3 = 0

3 = 157

37

Таблица 39

Допускаемые напряжения на изгиб [ и ] для стальных валов (в МПа)

Источник

концентрации

напряжения

Диаметр

вала мм

Марка стали и термообработка

45

норм

45

улучш

40Х

улучш

40Х

закал

Насаженная на вал

деталь

(шестерня шкив)

с острыми кромками

15 775 850 900 950

30 750 825 875 925

45 725 800 850 900

60 700 775 825 875

75 675 750 800 850

90 650 725 775 825

Рис37 Номограмма для ориентированного определения

диаметров валов по крутящему моменту

38

необходимые для расчета II вала привода подач в рассматриваемом примере

При расчете валов на ЭВМ углы вводятся в программу в радианах

Если на участке вала действует только крутящий момент то при

составлении исходных данных следует задавать расстояние до шестерни

обусловливающей приложение этого момента величиной 01 см При этом

изгибающий момент от действия радиальной силы будет близок к 0

Например при расчете V вала рассматриваемой коробки подач

(см рис35 и 36) следует принять расстояние l3 = 01 см до шестерни

Д3 = zm = 02 ∙ 20 = 4 см соответственно приняв 3 = 0 и 3 = 157 рад

335 Указания по расчету валов на ЭВМ

Расчет диаметров валов в опасных сечениях I 0 1 II (рис35)

производится на ЭВМ по программе laquoВАЛraquo [20] исходные данные для

расчета по программе laquoВАЛraquo вводятся в режиме диалога с машиной При

расчете нескольких валов каждому файлу необходимо давать новое название

например PETROV1 PETROV2 PETROV3

В приложении В представлены распечатки ввода исходных данных и

результаты расчета диаметров II вала в рассматриваемом примере

Для перевода языка машины в принятые обозначения формул следует

руководствоваться табл 310

В целях удобства программирования di рассматриваются для всех

сечений по приведенному моменту Для сечений в которых не действует MKP

диаметр определяется по iM (без машины) Из всех полученных диаметров

выбирается наибольший и округляется до стандартного ряда

Для нашего примера принимаем d = 18 мм учитывая что этот диаметр

вала не окончательный и может измениться при окончательной

конструктивной проработке привода О выборе геометрических параметров

шлицевых валов сказано ниже в п 34

В курсовом проекте с помощью ЭВМ должны быть рассчитаны все валы

коробки подач В записке приводятся расчетные схемы валов и результаты

расчета (распечатки) по каждому валу

34 Выбор подшипников качения и прочих элементов привода

Выбор подшипников качения ведется по динамической грузоподъемности

C определяемой по формуле

P

CL

где L ndash число миллионов оборотов за расчетный срок службы подшипника

качения

39

Таблица 310

Соответствие символов в программе laquoВАЛraquo

обозначениям в расчетных формулах

Символ в

программе

Обозначение

в формулах

Размерность Наименование параметров

1 2 3 4

C MKp Н∙см Крутящий момент на

рассчитываемом валу

Q g см Расстояние между опорами

B [u ] МПа Допускаемое напряжение

на изгиб

M(I)

Di

см

Делительный диаметр i - го

колеса в точке приложения

силы Pi

F1(I) i рад Угол действия силы Ti

F2(I) i рад Угол действия силы Ri

T(I)

Ti

Н

Тангенциальная сила

действующая в точке

приложения силы Pi

R(I) Ri Н Радиальная сила в той же точке

X(I) X i Н Проекция сил на ось Х в точке

приложения силы Pi

Y(I) Yi Н Проекция сил на ось Y в той же

точке

G(0) RxI Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре I

G(1) RxII Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре II

B1(0) RyI Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

B1(1) RyII Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре II

L(0)

MxI

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре I

L(1) MxII Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре II

U(0) M yI Н∙см Изгибающий момент в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

40

Окончание табл 310

1 2 3 4

L(I) li см Расстояние между опорой II и

точкой приложения силы Pi

М1(0)

M X 0

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquo0raquo

М1(1) M X1 Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquoIraquo

М2(0)

MY0

Н∙см

Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIIraquo

М2(1) MY1 Н∙см Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIraquo

S(0) M I Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре I

S(1)

M II Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре II

S(2) M 0 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquo0raquo

S(3)

M1 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquoIraquo

P(0)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре I

P(1)

IIпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре II

P(2) 0прМ Н∙см Приведѐнный момент

в сечении laquo0raquo

P(3)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в

сечении laquoIraquo

A(0)

d I см Диаметр вала в опоре I

A(1)

d II см Диаметр вала в опоре II

A(2)

d0 см Диаметр вала в сечении laquo0raquo

A(3)

d1 см Диаметр вала в сечении laquoIraquo

41

P ndash расчетная нагрузка подшипника Н

C ndash динамическая грузоподъемность подшипника указанная в катало ndash

ге Н

ndash коэффициент (для шарикоподшипников = 3 для роликоподшип ndash

ников = 333)

Данная формула справедлива при n ge 10 обмин При n = 1 divide 10 обмин

расчет ведут по n = 10 обмин При n lt 1 обмин действующую нагрузку

рассматривают как статическую

Расчетный срок службы подшипника в часах выражается зависимостью

LL

nh

10

60

6

Задавшись Lh (для металлорежущих станков обычно Lh = 12000divide20000 ч)

из данной формулы определяют L затем вычислив P (см ниже) и зная

находят C После того ориентируясь на желаемые габариты и прежде всего на

диаметр шейки вала где должен быть установлен подшипник подбирают по

каталогу 21 наиболее близкий по величине C типоразмер подшипника

Расчетную нагрузку подшипника определяют по формуле

P X V F Y F K Kr a T ( )

где Fr ndash радиальная нагрузка Н

Fa ndash осевая нагрузка Н

X ndash безразмерный коэффициент радиальной нагрузки

Y ndash безразмерный коэффициент вращения (при вращении внутреннего

кольца V = 1 при вращении наружного ndash V = 12)

K ndash безразмерный коэффициент безопасности (для токарных станков

K = 1 ndash 12 для фрезерных ndash K = 13 ndash 18)

KT ndash безразмерный температурный коэффициент (при работе до 1250С

KT = 105)

В коробках подач обычно используют прямозубые колеса поэтому

формула для определения расчетной нагрузки без учета осевых сил примет

вид (при Fa = 0 X =1)

P V F K Kr T

Величина радиальной нагрузки подсчитывается по формуле

F R Rr Xi Yi 2 2

где RXi RYi ndash наибольшие по величине опорные реакции определяемые при

расчете вала (см приложение 3 соответственно G(0) B1(0) или G(1) B1(1))

42

Проведем подбор подшипников для II вала привода в рассматриваемом

примере Из распечатки результатов расчета вала выписываем наибольшие

опорные реакции G(0) = 7566 Н B1(0) = 12285 Н и определяем

Fr 757 6 1228 5 1443 32 2 Н

Для определения расчетной нагрузки принимаем V =1 K = 12 KT = 105

тогда P = 1∙14433∙12∙105 = 18188 Н Определяем L при известной частоте

вращения n = 45 обмин (см табл 31) и задавшись hL = 2000 ч

5410

456020000

10

6066

nhL

L млн оборотов

Динамическая грузоподъемность 868735461818 3 LPC Н

По расчетному значению C приняв диаметр шейки вала шd = 17 мм

(см приложение Б) выбираем по каталогу [21] подшипник 203 с

динамической грузоподъемностью C = 7520 Н

Выбор геометрических характеристик шлицевых валов [17 18 21 и др]

можно производить по ранее рассчитываемому на ЭВМ наибольшему

диаметру сплошного вала Желательно затем произвести проверочный расчет

шлицевого соединения по напряжениям смятия [14 21 и др]

При выборе и расчете шпоночных соединений следует использовать

работы [13 divide 15 21 и др] Сечение шпонки подбирают по диаметру вала

длину ndash обычно на 5 ndash 10 мм короче ступицы закрепляемой детали соедине ndash

ние проверяют на смятие

43

ПРИЛОЖЕНИЕ А

Нормальный ряд чисел в станкостроении (нормаль HII - I) со

знаменателем =106

1 ndash 106 ndash 112 ndash 118 ndash 125 ndash 132 ndash 14 ndash 15 ndash 16 ndash 17 ndash 18 ndash 19 ndash 2 ndash 212 ndash

225 ndash 235 ndash 25 ndash 265 ndash 28 ndash 3 ndash 315 ndash 335 ndash 355 ndash 375 ndash 4 ndash 425 ndash 45 ndash 475

ndash 5 ndash 53 ndash 56 ndash 6 ndash 63 ndash 67 ndash 71 ndash 75 ndash 8 ndash 85 ndash 9 ndash 95 ndash 10

Примечания

1 Числа высшего порядка получаются умножением или делением чисел нор-

мального ряда на 10 100 1000hellip

Например

01 ndash 0106 ndash 0112 hellip 10 ndash 106 ndash 112 hellip 100 ndash 106 ndash 112 hellip

2 Числа геометрического ряда с gt 106 образуются из ряда с = 106 по

зависимости вида

U i106

112 1062 141 1066 178 10610

126 1064 158 1068 2 10612

3 Образование нормального ряда чисел с заданным = 106 производится

путем выписывания каждого (i + 1) числа из которых с = 106 начиная с

минимального ndash заданного

Например

126 1064 при minn = 112

hellip112 ndash 14 ndash 18 ndash 225 ndash hellip ndash 9 ndash 95 ndash 10 ndash 106 hellip

6061411 при minn = 132

hellip132 ndash 19 ndash 265 ndash 375 ndash hellipndash 53 ndash 75 ndash 106 ndash 15 hellip

8061581 при minn = 125

hellip125 ndash 2 ndash 315 ndash 5 ndash hellip ndash 8 ndash 125 ndash 20 ndash 315 hellip

44

ПРИЛОЖЕНИЕ Б

Распечатка исходных данных и результатов расчета

шестерен коробки подач

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ1 BSV

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y=037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 20289 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 170

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 164

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 124

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 096

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 143

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 105

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ2 BSV

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 142

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 131

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 104

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 076

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 3389 S = 1130

45

Продолжение приложения Б

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 120

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 084

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ3 BSV

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 123

А= 0102 С = 120 L = 1

R= 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 072

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБ НОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 079

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ4 BSV

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 108

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 063

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

46

Окончание приложения Б

G = 10 F = 225 U = 138

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 069

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ5 BSV

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 175

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 106

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 128

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 061

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U= 4

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 147

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 067

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

47

ПРИЛОЖЕНИЕ В

Распечатка исходных данных и результатов расчета II вала коробки подач

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

С = 2250 Q = 102 В = 775

М (0) = 10000000 L (0) = 0 Fl (0) = 0 F2 (0) = 157

М (1) = 48 L (1) = 24 Fl (1) = 0 F2 (1) = 157

М (2) = 5 L (2) = 135 Fl (2) = 0785 F2 (2) = 2355

М (3) = 10000000 L (3) = 0 Fl (3) = 0 F2 (3) = 157

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЁТА

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

VAL2 BSS

G (0) = 75761 В1 (0) = 122849

L1 (0) = -133882 М1 (0) = 225065

U (0) = -286321 М2 (0) = 81749

G (1) = 58586 В1 (1) = -2023

L1 (1)=0 М1 (1) = 140606

U (1) = 0 М2 (1) = -4855

S (0) = 316076 Р (0) = 37131 А (0) = 168

S (1) = 0 Р (1) = 194855 А(1) = 135

S (2) = 239451 Р (2) = 308716 А (2) = 158

S (3) = 140690 Р (3) = 240338 А (3) = 145

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

48

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1 Киреев Г И Комплексный расчет коробок скоростей металлорежущих

станков на ЕС ndash ЭВМ методические указания по курсовому и дипломному

проектированию для студентов специальности 0501 Часть 1 Г И Киреев ndash

Ульяновск УлПИ 1984 ndash 43 с

2 Металлорежущие станки и автоматы учебник для машинострои ndash

тельных втузов под ред А С Проникова ndash М Машиностроение 1981 ndash

479 с

3 Тарзиманов Г А Проектирование металлорежущих станков ГА

Тарзиманов ndash М Машиностроение 1980 ndash 288 с

4 Тепинкичиев В К Металлорежущие станки В К Тепинкичиев ndash М

Машиностроение 1973 ndash 472 с

5 Металлорежущие станки учебник для машиностроительных вузов

под ред В Э Пуша ndash М Машиностроение 1985 ndash 575 с

6 Металлорежущие системы машиностроительных производств учебное

пособие для студентов техн вузов О В Таратынов Г Г Земсков И М

Таратынова ndash М Высш шк 1988 ndash 464 с

7 Кузнецов М М Проектирование автоматизированного производствен ndash

ного оборудования учебное пособие для вузов М М Кузнецов В А Усов

К С Стародубов ndash М Машиностроение 1987 ndash 288 с

8 Орликов М Л Металлорежущие станки курсовое и дипломное

проектирование М Л Орликов И Г Федоренко В Н Шишкин ndash Киев

Высш шк1987 ndash 152 с

9 ГОСТ 2701 ndash 76 Схемы Виды и типы Общие требования к

выполнению ndash М Изд ndash во стандартов 1976 ndash 12 с

10 ГОСТ 2703 ndash 88 Правила выполнения кинематических схем ndash М

Изд ndash во стандартов 1988 ndash 7 с

11 Пуш В Э Конструирование металлорежущих станков В Э Пуш ndash

М Машиностроение 1977 ndash 380 с

12 Каминская В В Станины и корпусные детали металлорежущих

станков В В Каминская З М Левиеа Д Н Решетов ndash М Машгиз 1960 ndash

362 с

13 Курсовое проектирование деталей машин справочное пособие часть I

и II А В Кузьмин И Н Макейчик Ф В Калачѐв и др ndash Минск Высш шк

1982 ndash 584 с

14 Анурьев В И Справочник конструктора ndash машиностроителя Т2

В И Анурьев ndash М Машиностроение 1982 ndash 584 с

15 Чернин И М Расчѐты деталей машин справочник И М Чернин

А В Кузьмин Г М Ицкевич ndash Минск Высш шк 1978 ndash 592 с

16 Детали и механизмы металлорежущих станков Т2 под общ ред

Д Н Решетова ndash М Машиностроение 1972 ndash 405 с

49

17 Серенсен С В Валы и оси Конструирование и расчет С В Серенсен

и др ndash М Машиностроение 1970 ndash 312 с

18 СТ СЭВ 185 ndash 75 Геометрические характеристики шлицевых

прямозубых соединений ndash М Изд ndash во стандартов 1975

19 СТ СЭВ 189 ndash 76 и СТ СЭВ 189 ndash 77 Размеры призматических

шпонок ndash М Изд ndash во стандартов 1976

20 Зубенко В Л Методические разработки к курсовому проектированию

по металлорежущим станкам В Л Зубенко М Я Цлаф ndash Куйбышев КПтИ

1978 ndash 32 с

21 Справочник металлиста В 5 т Т1 под общ ред С А Чернавского и

В Ф Рещикова ndash М Машиностроение 1976 ndash 768 с

22 Сена Л А Единицы физических величин и их размерности учебно-

справочное руководство ЛА Сена ndash 3-е изд перераб и доп ndash М Наука

Гл ред физ-мат лит 1988 ndash 432 с

23 Кочергин А И Конструирование и расчет металлорежущих станков и

станочных комплексов Курсовое проектирование учебное пособие для вузов

А И Кочергин ndash Минск Высш шк 1991 ndash 382 с

Учебное издание

РАСЧЕТ ПРИВОДОВ ПОДАЧ

МЕТАЛЛОРЕЖУЩИХ СТАНКОВ

Методические указания по курсовому

и дипломному проектированию

Составители Шестернинов Александр Владимирович

Горшков Геннадий Михайлович

Редактор НАЕвдокимова

Подписано в печать 30082007 Формат 60times8416 Услпечл302

Тираж 150 экз Заказ

Ульяновский государственный технический университет

432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Типография УлГТУ 432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Page 11: Расчет приводов подач металлорежущих станков. Методичка

12

Действительные величины подач ДS находим из уравнений кинематического

баланса

61018332

1

80

20

56

20

53

19

38

19

25

1811 ДS

71100060

0600610100

1

111

S

SSS

Д

Подобным образом проводится проверка всех 8 значений подач Если

отклонение действительной величины подачи превышает допустимое

значение то изменяют числа зубьев колеса и шестерни отдельных передач

сохранив их сумму при этом неизменной

214 Разработка кинематической схемы коробки подач

Кинематический расчет завершается вычерчиванием кинематической

схемы коробки подач В качестве исходных данных используется график

частот вращения и кинематическая схема базового станка На схеме (рис22)

указывается номера валов характеристика электродвигателя (для

независимого привода) числа зубьев колес Кинематическая схема должна

вычерчиваться с соблюдением требований ГОСТ [910]

При наличии в коробке подач подвижных тройных блоков необходимо

учитывать следующее При перемещении подвижного блока его крайние

колеса (правое и левое) проходят мимо среднего колеса неподвижного блока

Чтобы зубья этих колес не зацеплялись для некоррегированных колес должно

быть соблюдено условие

Z Z ZCP KP 4 где Z

CP ndash число зубьев среднего колеса неподвижного

блока ZKP

ndash число зубьев крайнего колеса неподвижного блока Z ndash

суммарное число зубьев средних колес подвижного и неподвижного блоков

22 Кинематический расчет независимого привода

подач с винтовой передачей

Кинематический расчет независимых приводов подач имеет много общего

с кинематическим расчетом приводов главного движения [1 2 3 и др]

Основное отличие заключается лишь в определении величин расчетных

перемещений ndash величин подач Для кинематического расчета здесь в

большинстве случаев задаются шагом винта подачи и величинами минутных

подач S мммин Описание приводимого ниже примера методически схоже с

предыдущим (см п21) и поэтому дано в более сокращенном варианте

Исходные данные проект привода продольной подачи к универсальному

13

Ри

с22

К

ин

емат

ичес

кая

схем

а за

ви

сим

ого

при

вод

а п

од

ач с

рее

чн

ой

пер

едач

ей

14

горизонтально ndash фрезерному станку Smin= 19 мммин Smax = 950 мммин

количество подач Z = 18 Эn = 1450 обмин Диапазон регулирования

5019950minmax SSRZ знаменатель ряда

26150171 ZZR

По нормали станкостроения HII ndash I (см приложение А) выписываем ряд

подач S1 = 19 S2 = 236 S3 = 30 S4 = 375 S5 = 475 S6 = 60 S7 = 75

S8 = 95 S9 = 118 S10 = 150 S11 = 190 S12 = 236 S13= 300 S14 = 375 S15

= 475 S16 = 600 S17 = 750 S18 = 950 обмин

Принимаем в качестве прототипа станок мод 6Н82 имеющий шаг винта

продольной подачи стола t = 6 мм

По принятым величинам подач определяем частоты вращения винта в

обмин по формуле n = S t Полученные значения частот вращения сразу

округляем до значений указанных в нормали HII ndash I для = 126

1536

191 n 4

6

6232 n 5

6

303 n и тд

(см рис 23 частоты вращения на XI валу)

Принимаем структурную формулу коробки подач привода

Z 3 3 2 183 1 9

Далее кинематический расчет производится по методике изложенной

в п21

Принятой структурной формуле соответствует график частот вращения

(см рис23) и кинематическая схема привода подач на рис24

3 ПРОЧНОСТНОЙ (СИЛОВОЙ) РАСЧЕТ ПРИВОДОВ ПОДАЧ

После того как построен график частот вращения валов привода подач

вычерчена кинематическая схема и определены числа зубьев колес

выполняется силовой расчет отдельных элементов привода

В этом разделе параллельно с изложением общей методики приводится

пример численного расчета коробки подач зависимого привода

рассматриваемого ранее в п 21

Методика прочностного расчета может быть использована и для расчета приводов

главного движения

15

Рис23 График частот вращения валов независимого

привода подач с винтовой передачей (гори ndash

зонтально - фрезерный станок)

16

Ри

с24

К

ин

емат

ичес

кая

схем

а п

ри

вод

а п

од

ач г

ори

зон

тальн

о ndash

фрез

ерн

ого

ста

нка

17

Исходные данные для прочностного расчѐта описываемого примера

расчетное число часов работы привода Т = 20000 ч тяговое усилие

развиваемое исполнительным органом Q = 11000 Н

31 Определение недостающих параметров

для прочностного расчета

Прочностной расчет привода подач должен быть выполнен таким

образом чтобы все его звенья могли выдержать нагрузки возникающие при

черновых режимах работы В соответствии с этим необходимо предварительно

определить расчетные величины частот вращения валов мощностей крутящих

моментов и других параметров действующих при силовом резании Однако

несмотря на то что все типы приводов подач должны рассчитываться для

черновой обработки между ними существует отличие в определении

указанных расчѐтных величин

311 Определение расчетных частот вращения

валов привода

Расчѐтная частота вращения i - го вала привода n n n nI II III i ndash опре ndash

деляется по графику частот вращения с помощью расчетной ветви

обозначаемой на графике утолщенной линией (см рис 21 и 23)

Положение расчѐтной линии для коробок скоростей определяется

расчѐтной частотой вращения шпинделя

4

min

max

minn

nnnшп (31)

где nmin и nmax ndash соответственно минимальная и максимальная частоты

вращения шпинделя (задаются или определяются по базовому станку)

В нашем случае для станка мод 16К20 при minn = 16 обмин

maxn = 2000 обмин ndash шпn = 535 обмин Корректируя по станку имеем

шпn = 63 обмин

Положение расчетной ветви на графике в приводах подач независимого

типа определяется расчетной частотой вращения последнего вала привода

(см рис23)

3

max

minmax

n

nnn прн

(32)

18

где nmin и nmax ndash минимальная и максимальная частоты вращения последнего

вала привода подач

Положение расчетной ветви для зависимых приводов подач определяется

верхней линией на графике (см рис 21) Однако расчетные значения in

берутся здесь не прямо с графика а находятся путем умножения частот

вращения верхней линии на величину шпn определяемой по формуле 31

Для нашего примера 6311 шпnn обмин

456341

1IIn 53163

2

1IIIn 52263

82

1IVn 531Vn

97638

1IVn 252063

250

1VIIn

312 Определение потребной величины мощности

подачи исполнительного органа станка

Мощность расходуемая непосредственно исполнительным органом

станка на осуществление подач относительно невелика и может быть

приблизительно определена по мощности электродвигателя привода главного

движения В этом случае она обычно принимается для токарных и

револьверных станков равной 1 ndash 4 сверлильных 4 ndash 5 и фрезерных

15 ndash 20 от мощности главного привода Более точно потребную величину

мощности подачи исполнительного органа станка в кВт можно определить по

формуле

10200060

МИНSQ

N (33)

где Q ndash тяговая сила необходимая для перемещения исполнительного органа

станка при резании Н

МИНS ndash величина минутной подачи при черновой обработке мммин

Величину тяговой силы если она не задана можно рассчитать по

формулам приведенных в работах [6811]

Подача МИНS при расчете независимого привода определяется следующим

образом

ПРНМИН ntS или ПРНМИН nzmS

При расчете зависимого привода величина МИНS определяется

произведением

шпnSSМИН

где S ndash максимальная подача за 1 оборот шпинделя ммоб

19

В нашем примере 4263600 МИНS мммин Q = 11000 Н

соответственно

N

11000 42

60 1020000 075 кВт

Если привод подач независим т е движение подачи осуществляется от

отдельного электродвигателя то необходимая мощность двигателя

определяется отношением

эN =n

N

где n ndash КПД цепи подач приближенно принимаемой при расчете двигателя

n = 015 divide 02

Найденная величина эN уточняется при выборе типа электродвигателя по

справочным данным

313 Определение величины мощности и крутящих

моментов на валах привода

Мощность на i - м валу независимого привода подач и коробок скоростей

определяется произведением

iэi NN

где i ndash КПД участка кинематической цепи до i ndash вала подсчитываемый как

произведение КПД отдельных элементов (см табл 33) начиная с вала

электродвигателя ( IIIIIIi )

Мощность на i - м валу зависимого привода определяется следующим

образом

ii

NN

где i ndash КПД участка кинематической цепи до i - го вала подсчитываемый как

произведение КПД отдельных элементов (см табл 33) начиная с вала

тягового устройства

В нашем примере 0760990

0750

i

NNVII

кВт

NVI

0 076

0 8 0 9950 096

2

кВт NV

0 096

0 99 0 9950 098

2

кВт

20

N IV 0100 кВт N III 0102 кВт N II 0104 кВт N I 0106 кВт

Крутящий момент на i - м валу любого привода определяется по фор ndash

муле

i

ii n

NM 974000 Н∙см

В рассматриваемом приводе подач

164063

1060974000974000

I

II n

NM Н∙см

2250IIM Н∙см 3150IIIM Н∙см 4330IVM Н∙см

3030VM Н∙см 11830VIM Н∙см 293740VIIM Н∙см

32 Расчет зубчатых передач

Расчет цилиндрических зубчатых колес (шестерен) заключается в

определении требуемого модуля Для стальных прямозубых колес модуль

определяется по следующим двум формулам

1) из условия изгибной прочности зубьев

3

19500000

nm

uвu

KKKN

Н

НРДП

2) из условия контактной прочности (усталости) поверхностных слоѐв

зубьев

3

210700001

nzi

im НРДП KKKN

квк

Порядок выбора исходных данных с указанием их размерностей приведен

в п 321

Из двух рассчитываемых модулей выбирается большее значение и

округляется до стандартного m = 1 15 2 25 3 4 5 6 8 10hellip(мм)

321 Определение исходных данных для расчета зубчатых колес

Выбор исходных величин необходимых для расчета модулей зубчатых

колес производится с помощью указаний табл 31 В ней же приведены

числовые величины рассматриваемого примера

21

Таблица 31

Исходные данные для определения модулей зубчатых колес

Исходные данные и

определяемые

величины

Обозначе ndash

ния и раз ndash

мерность

Расчетные

формулы

Указания

по выбору

см hellip

Числовые

величины

(см

пример)

1 2 3 4 5

Степень точности

зубчатых передач

(67 или 8)

ndash

ndash

По ГОСТ

1643-81

7

Марка стали и

термообработка

1 ndash 40Х нормализация

2 ndash 12ХН3А цементация

и закалка

3 ndash 40ХФА

азотирование

Табл 32

[14]

ndash

Мощность на валах

привода

ndash для коробок подач с

независимым

приводом и коробок

скоростей

ndash для коробок подач с

зависимым приводом

iN кВт

iN кВт

iэi NN

ii NN

п 313

п 313

ndash

IN =0106

IIN =0104

IIIN =0102

IVN =0100

VN =0098

Число зубьев

шестерен (зубчатое

колесо с меньшим

числом зубьев)

Z

ndash

Из кинемаndash

тического

расчета

рис 22

1 ndash 18

5 ndash 24

7 ndash 30

11 ndash 44

15 ndash 20

Расчетная частота

вращения вала

(шестерни)

n обмин

ndash

п 311 In =63

IIn =45

IIIn =315

VIn =225

Vn =315

22

Продолжение табл 31

1 2 3 4 5

Передаточное число

зубчатой пары

i

Определяется

отношением числа

зубьев большего колеса

к меньшему (т е i ge 1)

1i =139

2i =138

3i =14

4i =138

5i =4

Отношение ширины

зубчатого венца (acirc) к

модулю (m)

в

mвв

147 в

10

Коэффициенты

перегрузки

динамичности

неравномерности

распределения

нагрузки

формы зуба

ПK

ДK

НРK

НУ

ndash

ndash

ndash

ndash

Табл34

Табл35

(в короб ndash

ках подач

ДK =1)

Табл36

Рис31

при =0

12

1

1 ndash 17

5 ndash 11

7 ndash 105

11 ndash 11

15 ndash 12

1 ndash 037

5 ndash 042

7 ndash 050

11 ndash 049

15 ndash 040

Общая

продолжительность

работы механизма за

расчетный срок

службы

МТ ч

ndash

Из задания

20000

Суммарное число

циклов нагружения

зуба за TM

CN CN

MTn 60

ndash

7 6 107

5 4 107

38 107

2 7 107

38 107

23

Окончание табл 31

1 2 3 4 5

Коэффициент

переменности режима

нагрузок для расчета

модуля на изгиб

Kи реж

ndash

Рис 32

для сред ndash

него ре ndash

жима при

среднем

значении

NC 4 7 107

113

Длительный предел

выносливости зуба

при работе на изгиб

(для трех сталей)

σи пр МПа

ndash

Табл 32

[14]

1 ndash 180

2 ndash 460

3 ndash 300

Допускаемое

напряжение на изгиб

[σи] МПа [σи] =

= σи пр Kи реж

1 ndash 2029

2 ndash 5200

3 ndash 3389

Коэффициент

переменности режима

нагрузок для расчета

модуля на контакт ndash

ную прочность

Kк реж

ndash

Рис33

для сред ndash

него ре ndash

жима при

среднем

значении

NC

108

Длительный предел

контактной

выносливости (для

трех сталей)

σКД МПа

ndash

Табл33

[14]

1 ndash 500

2 ndash 1200

3 ndash 1050

Допускаемое

напряжение при

расчете на контакт ndash

ную прочность

[σк] МПа [σк] =

= σКД Kк реж

1 ndash 580

2 ndash 1300

3 ndash 1130

24

Таблица 32

Предел выносливости зубьев для цилиндрических колес

при расчете на изгиб ndash σи пр и контактную прочность ndash σКД

Марка стали

Вид термообработки

σи пр МПа

σКД МПа

40Х

40Х

40Х

50ХН

20Х

18ХГТ

20ХНМ

12ХН3А

25Х2ГНТА

25ХГТ

40Х

40ХФА

Нормализация

Улучшение

Закалка с нагревом ТВЧ

Закалка объемная

Цементация и закалка

То же

raquo

raquo

raquo

raquo

Азотирование (газовое)

То же

180

220

240

260

440

300

440

460

440

400

240

300

500

600

950

980

1150

1150

1200

1200

1200

1100

950

1050

Таблица 33

Значения КПД элементов передач

Элементы передач

КПД

Зубчатая передача

цилиндрическая со шлифованными зубьями

коническая

Червяная передача

Ременная передача

Цепная передача роликовой цепью

Передача винт-гайка

однозаходный винт

двухзаходный винт

Подшипник качения

Подшипник скольжения

099

097

07 ndash 09

095 ndash 098

096

045

065

0995

098 ndash 0985

25

Таблица 34

Коэффициент перегрузки ПK

Характеристика

привода условия

пуска и торможения

Характер процесса резания

равномерный

припуск

неравномерный

припуск

фрезерование

удары

Плавный пуск и

торможение с

помощью

фрикционных муфт

или наличие упругих

и демпфирующих

элементов или

наличие ременной

передачи

10

11 ndash 13

14

Резкий пуск и

торможение

непосредственно от

асинхронного эл

двигателя или

возможность частого

соударения зубьев

при переключении

на ходу

11 ndash 17

12 ndash 17

17

Таблица 35

Коэффициент динамичности ndash ДK для стальных

прямозубых цилиндрических колес

Степень

точности

передачи

Окружная скорость колеса мс

1 ndash 3 3 ndash 6 6 ndash 9 9 ndash 12

6 10 ndash 105 105 ndash 11 11 ndash 115 115 ndash 125

7 105 11 ndash 115 115 ndash 125 12 ndash 135

8 105 ndash 11 115 ndash 12 12 ndash 135 ndash

26

Таблица 36

Средние значения коэффициента неравномерности распределения

нагрузки НРK для стальных прямозубых цилиндрических колес

Отношение

z

в

Расположение зубчатого колеса

симметрично

относительно

опор

вблизи одной

опоры

(вал жесткий)

вблизи одной

опоры

(вал средней

жесткости)

на

консоли

02 10 10 11 12

04 105 11 12 14

06 11 115 13 17

08 115 12 145 20

12 125 14 17 ndash

16 14 16 ndash ndash

20 16 ndash ndash ndash

Рис31 Зависимость коэффициента формы зуба УН от числа

зубьев Z и коэффициента смещения ξ (для некор ndash

регированных колес ξ = 0)

27

Ри

с32

З

ави

сим

ост

ь к

оэф

фи

ци

ента

пер

емен

ност

и р

ежи

ма

наг

рузо

к К

и р

еж

о

т чи

сла

ци

клов н

агруж

ени

я N

c

__________

цем

ента

ци

я

_ _

_ _

_ _

_ у

луч

шен

ие

норм

али

зац

ия за

кал

ка

азо

тирован

ие

1 ndash

сред

нел

егки

й р

ежи

м р

аботы

2 ndash

сред

ни

й р

ежи

м р

аботы

3 ndash

сред

нет

яж

елы

й р

ежи

м р

аботы

28

Ри

с32

З

ави

сим

ост

ь к

оэф

фи

ци

ента

пер

емен

ност

и р

ежи

ма

наг

рузо

к К

и р

еж

о

т чи

сла

ци

клов н

агруж

ени

я N

c

__________

цем

ента

ци

я

_ _

_ _

_ _

_ у

луч

шен

ие

норм

али

зац

ия за

кал

ка

азо

тирован

ие

1 ndash

сред

нел

егки

й р

ежи

м р

аботы

2 ndash

сред

ни

й р

ежи

м р

аботы

3 ndash

сред

нет

яж

елы

й р

ежи

м р

аботы

29

Для каждой зубчатой передачи следует провести два ndash три расчета

используя материалы с разными прочностными характеристиками В

результате будут получены два ndash три разных модуля Это позволит например

сконструировать коробку подач меньших габаритов и веса применив для

колес более прочный и дорогой материал С другой стороны можно

изготовить коробку с зубчатыми передачами имеющими один модуль путем

подбора материалов с разными прочностными свойствами Окончательное же

решение по обоснованному выбору марок сталей следует производить на

основе технико-экономических расчетов

При изложении материала в пояснительной записке по п321 следует

придерживаться порядка приведенного в табл 31

В случае использования справочных данных выраженных во

внесистемных единицах измерения для перевода их размерностей в единицы

СИ необходимо руководствоваться справочником [22]

322 Указания по расчету зубчатых колес на ЭВМ

Расчет модулей зубчатых колес из различных материалов производится на

ЭВМ по программе laquoШестерняraquo [20] Исходные данные для расчета колес по

программе laquoШестерняraquo вводятся в режиме диалога с машиной

В приложении Б представлены распечатки ввода исходных данных и

результаты расчѐта модулей колес в рассматриваемом примере Эти

распечатки вклеиваются в записку Для перевода символов языка машины в

принятые обозначения формул следует руководствоваться табл 37

Анализируем результаты расчета и принимаем в качестве материала

зубчатых колес сталь 40Х нормализованную В этом случае расчетные

значения laquoизгибногоraquo модуля составят соответственно иm = 17 142 137

137 175 мм Принимаем для всех колес коробки модуль равный 2 мм

Следует отметить что модули колес меньше 15 мм в коробке подач

рассматриваемых станков применять не рекомендуется

33 Расчет валов привода

Расчет валов привода подач заключается в определении их диаметров из

условия прочности и содержит целый ряд промежуточных этапов

Необходимо отметить что данный расчет является проектировочным т е

служит для предварительного определения диаметров вала которые в

дальнейшем уточняются при выборе подшипников зубчатых колес расчете

шпонок шлицев и др

331 Разработка компоновочной схемы

Для расчета вала необходимо располагать расчетной схемой его

30

Таблица 37

Соответствие символов в программе laquoШестерняraquo

обозначениям в расчетных формулах

Символ в

программе

Обозначение

в

формулах

Размерность Наименование параметров

1 2 3 4

A Ni кВт Мощность передаваемая i - м валом ( i = 1+У)

C Kn ndash

Коэффициент перегрузки

L KDi ndash

Коэффициент

динамичности

R

KHPi

ndash

Коэффициент

неравномерности

распределения нагрузки

Y НiУ ndash

Коэффициент формы зуба

Z Zi ndash

Число зубьев i - й

шестерни

G вi

ndash

Коэффициент ширины

зубчатого венца

F ni обмин Частота вращения

U ii ndash

Передаточное число

зубчатой пары

W [ ]u ij МПа Допускаемое напряжение

на изгиб

S [ ]K ij МПа Допускаемое напряжение

контактное

M1 muij мм Модуль laquoизгибнойraquo

M2 кijm мм Модуль laquoконтактныйraquo

31

нагружения которая выполняется на основе предварительно разработанной

компоновочной схемы коробки подач Компоновочная схема или эскизная

компоновка выполняется в виде развертки по валам и свертки определяющей

пространственное расположение валов (см рис 34) Эта схема вычерчивается

в произвольном масштабе и в обязательном порядке помещается в записку

При ее разработке следует использовать чертежи привода подач базового

станка чтобы осуществить по возможности наиболее близкую компоновку

разрабатываемой коробки к имеющейся Кроме того необходимо пользоваться

рекомендациями работ [31517] по выбору конструктивных параметров

зубчатых колѐс и других элементов привода

На рис 34 изображена компоновочная схема коробки подач

рассматриваемого примера Там же приведены некоторые рекомендации по

выбору конструктивных параметров В зацеплении показываются те зубчатые

колеса которые соответствуют расчѐтной ветви на графике подач

(см рис 21) С помощью этой схемы могут быть определены все

необходимые расстояния между опорами шестернями а также направления

тангенциальных и радиальных усилий

При вычерчивании компоновочной схемы необходимо

ndash обеспечить достаточные осевые перемещения зубчатых колес муфт

переключающих устройств

ndash исключить одновременное включение зубчатых колес с двумя

смежными неподвижными колесами

ndash обеспечить доступную и быструю сборку и разборку легкую

регулировку опор зубчатых зацеплений Кроме того обеспечить хороший

доступ для осмотра деталей коробки и ремонта

ndash конструкцию корпуса выполнять удобной простой и технологичной

обеспечивающей простоту монтажа и демонтажа деталей и узлов коробок

ndash возможно большее число центров валов располагать по одним и тем же

вертикалям и горизонталям что обеспечивает наибольшую простоту

настройки станков при обработке посадочных отверстий в корпусах

ndash обеспечить наибольшую жесткость валов и опор для чего следует

расстояние между зубчатыми колѐсами и другими деталями принимать

наименьшими из допустимых

332 Составление расчетной схемы нагружения вала

Расчет валов в настоящих методических указаниях производится на ЭВМ

Программа расчета составлена для унифицированной схемы нагружения

двухопорного вала (рис35) двумя силами в пролете P0 и P1 и силами P2 и P3

приложенными на консольных участках Эти силы возникают в зубчатых

зацеплениях при передаче крутящего момента К такой схеме нагружения

можно привести большое число валов приняв для отсутствующих шестерен

силы равными нулю Расстояния между опорами валов и закрепленными на

32

Ри

с3

4 К

ом

пон

овочн

ая с

хем

а короб

ки

под

ач

а-раз

вер

тка

б-с

вер

тка

(од

ин

из

возм

ож

ны

х в

ари

анто

в)

33

Рис35 Расчетная унифицированная схема нагружения вала к программе ldquoВалrdquo

Рис36 Расчетная схема нагружения II вала в рассматриваемом примере

34

нем шестернями а также направление тангенциальных ( iT ) и радиальных ( iR )

усилий определяется с помощью компоновочной схемы При этом радиальные

усилия всегда направлены к центру рассчитываемого вала а тангенциальные

совпадают с направлением вращения ведущего колеса Все линейные размеры

( g l l 0 1 ) отсчитываются от II опоры причем для отсутствующих шестерен

они задаются равными 0 Углы i и i определяющие направления

радиальных iR и тангенциальных iT сил должны отсчитываться против

часовой стрелки от положительного направления оси Х выбранного так как

показано на схеме Для отсутствующих шестерен принимается 0i

571i рад (900 ) Начальные диаметры отсутствующих шестерен (Д = Д0

Д1hellip) принимаются равными бесконечности а практически ndash большой

величине например Д = 10000000 см При этом окружная и радиальная силы

получаются близкими к 0

На рис 36 показана расчетная схема нагружения II вала для нашего

примера

333 Порядок расчета вала с помощью унифицированных формул

Расчет стального сплошного вала на двух опорах из условия прочности

заключается в определении его диаметров в сечениях I 0 1 II (см рис35)

Последовательность расчета выполняемого по унифицированным

формулам программ следующая

1) Определение действующих в зацеплении сил

ii

Д

МT КР2 R T tgi i

o 20

2) Определение проекций сил на оси X и Y

X T Ri i i i i cos cos Y T Ri i i i i sin sin

3) Определение опорных реакций в плоскостях X ndash горизонтальная и

Y ndash вертикальная соответственно в опоре I и II

g

lxlxlxlxR

IX33221100

R x x x x RX XII I 0 1 2 3

g

lylylylyR

IY33221100

R y y y y RY YII I 0 1 2 3

Силы направленные на вал при принятом расположении осей координат

имеют знак laquo + raquo а от вала laquo ndash raquo Для реакций правило знаков противоположно

35

4) Определение изгибающих моментов в сечениях

над левой опорой (сечение I)

M x l gX I 2 2( ) M y l gYI

2 2( )

над правой опорой (сечение II)

M x lX II 3 3 M y lYII

3 3

под силой P0 (сечение 0)

)()( 00220

lgRllxMI

XX )()( 00220

lgRllyMI

YY

под силой P1 (сечение 1)

M x l l R lX XI II 3 1 3 1( ) M y l l R lY YI II

3 1 3 1( )

5) Определение суммарных изгибающих моментов

M M MI X YI I 2 2 M M MII X YII II 2 2

M M MX Y 02 2

0 0 M M MX Y1

2 2

1 1

6) Определение приведенных моментов ПРМ

Приведенные моменты определяются в каждом из 4-х сечений в

отдельности по формуле

22750 КРMMM iпрi где i = 0 1 I II

7) Определение диаметра вала в каждом из сечений производится по

зависимости

3

10 и

прii

Md

где ПРМ Н∙см [ и ] ndash допускаемое напряжение на изгиб МПа

334 Определение исходных данных для расчета валов

Указания по определению исходных данных для расчета валов приведены

в табл38 В ней же даны численные значения исходных параметров

36

Таблица 38

Исходные данные для расчета диаметров вала

Исходные

данные и

определя ndash

емые

величины

Обозна ndash

ения и

раз ndash

мерность

Расчетные

формулы

Указания по

выбору

Числовые

величины

(см пример)

Крутящий

момент на

рассчиты ndash

ваемом валу

MKP

Н∙м

MKP =

= 974000 N

n

п 313 2250

Марка

стали и

термообра ndash

ботка

Сталь 45

нормализованная

Табл39

[3 13 14]

ndash

Допускаемое

напряжение

на изгиб

[ ]u

МПа

ndash Рис37 и

табл39

[3 13 14]

775

Начальные

диаметры

колес

Д0 Д1 Д2 Д3

в расчетной

схеме

Д см Д = z m z ndash из

кинематичес ndash

кого расчета

mndash в п322

диаметры

отсутствую ndash

щих шестерен

Д = 10000000

Д0 =10000000

Д1 = 48

Д2 = 50

Д3 = 107

Расстояния

g l0 l1

l2 l3

в расчетной

схеме

g l

см

ndash п332 рис 35

(числовые

величины

см рис 36)

g0 = 102

l0 = 0

l1= 24

l2 = 135

l3 = 0

Углы

действия сил

i для iT

i для iR

i i

рад

ii0

0180

ii0

0180

где 0

i 0

i

ndash углы

измеренные

в градусах

п332 рис 35

(числовые

величины

см рис 36)

0 = 0

0 = 157

1 = 0

1 = 157

2 = 0785

2 = 2355

3 = 0

3 = 157

37

Таблица 39

Допускаемые напряжения на изгиб [ и ] для стальных валов (в МПа)

Источник

концентрации

напряжения

Диаметр

вала мм

Марка стали и термообработка

45

норм

45

улучш

40Х

улучш

40Х

закал

Насаженная на вал

деталь

(шестерня шкив)

с острыми кромками

15 775 850 900 950

30 750 825 875 925

45 725 800 850 900

60 700 775 825 875

75 675 750 800 850

90 650 725 775 825

Рис37 Номограмма для ориентированного определения

диаметров валов по крутящему моменту

38

необходимые для расчета II вала привода подач в рассматриваемом примере

При расчете валов на ЭВМ углы вводятся в программу в радианах

Если на участке вала действует только крутящий момент то при

составлении исходных данных следует задавать расстояние до шестерни

обусловливающей приложение этого момента величиной 01 см При этом

изгибающий момент от действия радиальной силы будет близок к 0

Например при расчете V вала рассматриваемой коробки подач

(см рис35 и 36) следует принять расстояние l3 = 01 см до шестерни

Д3 = zm = 02 ∙ 20 = 4 см соответственно приняв 3 = 0 и 3 = 157 рад

335 Указания по расчету валов на ЭВМ

Расчет диаметров валов в опасных сечениях I 0 1 II (рис35)

производится на ЭВМ по программе laquoВАЛraquo [20] исходные данные для

расчета по программе laquoВАЛraquo вводятся в режиме диалога с машиной При

расчете нескольких валов каждому файлу необходимо давать новое название

например PETROV1 PETROV2 PETROV3

В приложении В представлены распечатки ввода исходных данных и

результаты расчета диаметров II вала в рассматриваемом примере

Для перевода языка машины в принятые обозначения формул следует

руководствоваться табл 310

В целях удобства программирования di рассматриваются для всех

сечений по приведенному моменту Для сечений в которых не действует MKP

диаметр определяется по iM (без машины) Из всех полученных диаметров

выбирается наибольший и округляется до стандартного ряда

Для нашего примера принимаем d = 18 мм учитывая что этот диаметр

вала не окончательный и может измениться при окончательной

конструктивной проработке привода О выборе геометрических параметров

шлицевых валов сказано ниже в п 34

В курсовом проекте с помощью ЭВМ должны быть рассчитаны все валы

коробки подач В записке приводятся расчетные схемы валов и результаты

расчета (распечатки) по каждому валу

34 Выбор подшипников качения и прочих элементов привода

Выбор подшипников качения ведется по динамической грузоподъемности

C определяемой по формуле

P

CL

где L ndash число миллионов оборотов за расчетный срок службы подшипника

качения

39

Таблица 310

Соответствие символов в программе laquoВАЛraquo

обозначениям в расчетных формулах

Символ в

программе

Обозначение

в формулах

Размерность Наименование параметров

1 2 3 4

C MKp Н∙см Крутящий момент на

рассчитываемом валу

Q g см Расстояние между опорами

B [u ] МПа Допускаемое напряжение

на изгиб

M(I)

Di

см

Делительный диаметр i - го

колеса в точке приложения

силы Pi

F1(I) i рад Угол действия силы Ti

F2(I) i рад Угол действия силы Ri

T(I)

Ti

Н

Тангенциальная сила

действующая в точке

приложения силы Pi

R(I) Ri Н Радиальная сила в той же точке

X(I) X i Н Проекция сил на ось Х в точке

приложения силы Pi

Y(I) Yi Н Проекция сил на ось Y в той же

точке

G(0) RxI Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре I

G(1) RxII Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре II

B1(0) RyI Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

B1(1) RyII Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре II

L(0)

MxI

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре I

L(1) MxII Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре II

U(0) M yI Н∙см Изгибающий момент в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

40

Окончание табл 310

1 2 3 4

L(I) li см Расстояние между опорой II и

точкой приложения силы Pi

М1(0)

M X 0

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquo0raquo

М1(1) M X1 Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquoIraquo

М2(0)

MY0

Н∙см

Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIIraquo

М2(1) MY1 Н∙см Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIraquo

S(0) M I Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре I

S(1)

M II Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре II

S(2) M 0 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquo0raquo

S(3)

M1 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquoIraquo

P(0)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре I

P(1)

IIпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре II

P(2) 0прМ Н∙см Приведѐнный момент

в сечении laquo0raquo

P(3)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в

сечении laquoIraquo

A(0)

d I см Диаметр вала в опоре I

A(1)

d II см Диаметр вала в опоре II

A(2)

d0 см Диаметр вала в сечении laquo0raquo

A(3)

d1 см Диаметр вала в сечении laquoIraquo

41

P ndash расчетная нагрузка подшипника Н

C ndash динамическая грузоподъемность подшипника указанная в катало ndash

ге Н

ndash коэффициент (для шарикоподшипников = 3 для роликоподшип ndash

ников = 333)

Данная формула справедлива при n ge 10 обмин При n = 1 divide 10 обмин

расчет ведут по n = 10 обмин При n lt 1 обмин действующую нагрузку

рассматривают как статическую

Расчетный срок службы подшипника в часах выражается зависимостью

LL

nh

10

60

6

Задавшись Lh (для металлорежущих станков обычно Lh = 12000divide20000 ч)

из данной формулы определяют L затем вычислив P (см ниже) и зная

находят C После того ориентируясь на желаемые габариты и прежде всего на

диаметр шейки вала где должен быть установлен подшипник подбирают по

каталогу 21 наиболее близкий по величине C типоразмер подшипника

Расчетную нагрузку подшипника определяют по формуле

P X V F Y F K Kr a T ( )

где Fr ndash радиальная нагрузка Н

Fa ndash осевая нагрузка Н

X ndash безразмерный коэффициент радиальной нагрузки

Y ndash безразмерный коэффициент вращения (при вращении внутреннего

кольца V = 1 при вращении наружного ndash V = 12)

K ndash безразмерный коэффициент безопасности (для токарных станков

K = 1 ndash 12 для фрезерных ndash K = 13 ndash 18)

KT ndash безразмерный температурный коэффициент (при работе до 1250С

KT = 105)

В коробках подач обычно используют прямозубые колеса поэтому

формула для определения расчетной нагрузки без учета осевых сил примет

вид (при Fa = 0 X =1)

P V F K Kr T

Величина радиальной нагрузки подсчитывается по формуле

F R Rr Xi Yi 2 2

где RXi RYi ndash наибольшие по величине опорные реакции определяемые при

расчете вала (см приложение 3 соответственно G(0) B1(0) или G(1) B1(1))

42

Проведем подбор подшипников для II вала привода в рассматриваемом

примере Из распечатки результатов расчета вала выписываем наибольшие

опорные реакции G(0) = 7566 Н B1(0) = 12285 Н и определяем

Fr 757 6 1228 5 1443 32 2 Н

Для определения расчетной нагрузки принимаем V =1 K = 12 KT = 105

тогда P = 1∙14433∙12∙105 = 18188 Н Определяем L при известной частоте

вращения n = 45 обмин (см табл 31) и задавшись hL = 2000 ч

5410

456020000

10

6066

nhL

L млн оборотов

Динамическая грузоподъемность 868735461818 3 LPC Н

По расчетному значению C приняв диаметр шейки вала шd = 17 мм

(см приложение Б) выбираем по каталогу [21] подшипник 203 с

динамической грузоподъемностью C = 7520 Н

Выбор геометрических характеристик шлицевых валов [17 18 21 и др]

можно производить по ранее рассчитываемому на ЭВМ наибольшему

диаметру сплошного вала Желательно затем произвести проверочный расчет

шлицевого соединения по напряжениям смятия [14 21 и др]

При выборе и расчете шпоночных соединений следует использовать

работы [13 divide 15 21 и др] Сечение шпонки подбирают по диаметру вала

длину ndash обычно на 5 ndash 10 мм короче ступицы закрепляемой детали соедине ndash

ние проверяют на смятие

43

ПРИЛОЖЕНИЕ А

Нормальный ряд чисел в станкостроении (нормаль HII - I) со

знаменателем =106

1 ndash 106 ndash 112 ndash 118 ndash 125 ndash 132 ndash 14 ndash 15 ndash 16 ndash 17 ndash 18 ndash 19 ndash 2 ndash 212 ndash

225 ndash 235 ndash 25 ndash 265 ndash 28 ndash 3 ndash 315 ndash 335 ndash 355 ndash 375 ndash 4 ndash 425 ndash 45 ndash 475

ndash 5 ndash 53 ndash 56 ndash 6 ndash 63 ndash 67 ndash 71 ndash 75 ndash 8 ndash 85 ndash 9 ndash 95 ndash 10

Примечания

1 Числа высшего порядка получаются умножением или делением чисел нор-

мального ряда на 10 100 1000hellip

Например

01 ndash 0106 ndash 0112 hellip 10 ndash 106 ndash 112 hellip 100 ndash 106 ndash 112 hellip

2 Числа геометрического ряда с gt 106 образуются из ряда с = 106 по

зависимости вида

U i106

112 1062 141 1066 178 10610

126 1064 158 1068 2 10612

3 Образование нормального ряда чисел с заданным = 106 производится

путем выписывания каждого (i + 1) числа из которых с = 106 начиная с

минимального ndash заданного

Например

126 1064 при minn = 112

hellip112 ndash 14 ndash 18 ndash 225 ndash hellip ndash 9 ndash 95 ndash 10 ndash 106 hellip

6061411 при minn = 132

hellip132 ndash 19 ndash 265 ndash 375 ndash hellipndash 53 ndash 75 ndash 106 ndash 15 hellip

8061581 при minn = 125

hellip125 ndash 2 ndash 315 ndash 5 ndash hellip ndash 8 ndash 125 ndash 20 ndash 315 hellip

44

ПРИЛОЖЕНИЕ Б

Распечатка исходных данных и результатов расчета

шестерен коробки подач

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ1 BSV

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y=037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 20289 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 170

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 164

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 124

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 096

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 143

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 105

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ2 BSV

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 142

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 131

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 104

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 076

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 3389 S = 1130

45

Продолжение приложения Б

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 120

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 084

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ3 BSV

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 123

А= 0102 С = 120 L = 1

R= 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 072

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБ НОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 079

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ4 BSV

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 108

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 063

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

46

Окончание приложения Б

G = 10 F = 225 U = 138

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 069

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ5 BSV

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 175

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 106

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 128

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 061

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U= 4

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 147

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 067

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

47

ПРИЛОЖЕНИЕ В

Распечатка исходных данных и результатов расчета II вала коробки подач

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

С = 2250 Q = 102 В = 775

М (0) = 10000000 L (0) = 0 Fl (0) = 0 F2 (0) = 157

М (1) = 48 L (1) = 24 Fl (1) = 0 F2 (1) = 157

М (2) = 5 L (2) = 135 Fl (2) = 0785 F2 (2) = 2355

М (3) = 10000000 L (3) = 0 Fl (3) = 0 F2 (3) = 157

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЁТА

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

VAL2 BSS

G (0) = 75761 В1 (0) = 122849

L1 (0) = -133882 М1 (0) = 225065

U (0) = -286321 М2 (0) = 81749

G (1) = 58586 В1 (1) = -2023

L1 (1)=0 М1 (1) = 140606

U (1) = 0 М2 (1) = -4855

S (0) = 316076 Р (0) = 37131 А (0) = 168

S (1) = 0 Р (1) = 194855 А(1) = 135

S (2) = 239451 Р (2) = 308716 А (2) = 158

S (3) = 140690 Р (3) = 240338 А (3) = 145

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

48

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1 Киреев Г И Комплексный расчет коробок скоростей металлорежущих

станков на ЕС ndash ЭВМ методические указания по курсовому и дипломному

проектированию для студентов специальности 0501 Часть 1 Г И Киреев ndash

Ульяновск УлПИ 1984 ndash 43 с

2 Металлорежущие станки и автоматы учебник для машинострои ndash

тельных втузов под ред А С Проникова ndash М Машиностроение 1981 ndash

479 с

3 Тарзиманов Г А Проектирование металлорежущих станков ГА

Тарзиманов ndash М Машиностроение 1980 ndash 288 с

4 Тепинкичиев В К Металлорежущие станки В К Тепинкичиев ndash М

Машиностроение 1973 ndash 472 с

5 Металлорежущие станки учебник для машиностроительных вузов

под ред В Э Пуша ndash М Машиностроение 1985 ndash 575 с

6 Металлорежущие системы машиностроительных производств учебное

пособие для студентов техн вузов О В Таратынов Г Г Земсков И М

Таратынова ndash М Высш шк 1988 ndash 464 с

7 Кузнецов М М Проектирование автоматизированного производствен ndash

ного оборудования учебное пособие для вузов М М Кузнецов В А Усов

К С Стародубов ndash М Машиностроение 1987 ndash 288 с

8 Орликов М Л Металлорежущие станки курсовое и дипломное

проектирование М Л Орликов И Г Федоренко В Н Шишкин ndash Киев

Высш шк1987 ndash 152 с

9 ГОСТ 2701 ndash 76 Схемы Виды и типы Общие требования к

выполнению ndash М Изд ndash во стандартов 1976 ndash 12 с

10 ГОСТ 2703 ndash 88 Правила выполнения кинематических схем ndash М

Изд ndash во стандартов 1988 ndash 7 с

11 Пуш В Э Конструирование металлорежущих станков В Э Пуш ndash

М Машиностроение 1977 ndash 380 с

12 Каминская В В Станины и корпусные детали металлорежущих

станков В В Каминская З М Левиеа Д Н Решетов ndash М Машгиз 1960 ndash

362 с

13 Курсовое проектирование деталей машин справочное пособие часть I

и II А В Кузьмин И Н Макейчик Ф В Калачѐв и др ndash Минск Высш шк

1982 ndash 584 с

14 Анурьев В И Справочник конструктора ndash машиностроителя Т2

В И Анурьев ndash М Машиностроение 1982 ndash 584 с

15 Чернин И М Расчѐты деталей машин справочник И М Чернин

А В Кузьмин Г М Ицкевич ndash Минск Высш шк 1978 ndash 592 с

16 Детали и механизмы металлорежущих станков Т2 под общ ред

Д Н Решетова ndash М Машиностроение 1972 ndash 405 с

49

17 Серенсен С В Валы и оси Конструирование и расчет С В Серенсен

и др ndash М Машиностроение 1970 ndash 312 с

18 СТ СЭВ 185 ndash 75 Геометрические характеристики шлицевых

прямозубых соединений ndash М Изд ndash во стандартов 1975

19 СТ СЭВ 189 ndash 76 и СТ СЭВ 189 ndash 77 Размеры призматических

шпонок ndash М Изд ndash во стандартов 1976

20 Зубенко В Л Методические разработки к курсовому проектированию

по металлорежущим станкам В Л Зубенко М Я Цлаф ndash Куйбышев КПтИ

1978 ndash 32 с

21 Справочник металлиста В 5 т Т1 под общ ред С А Чернавского и

В Ф Рещикова ndash М Машиностроение 1976 ndash 768 с

22 Сена Л А Единицы физических величин и их размерности учебно-

справочное руководство ЛА Сена ndash 3-е изд перераб и доп ndash М Наука

Гл ред физ-мат лит 1988 ndash 432 с

23 Кочергин А И Конструирование и расчет металлорежущих станков и

станочных комплексов Курсовое проектирование учебное пособие для вузов

А И Кочергин ndash Минск Высш шк 1991 ndash 382 с

Учебное издание

РАСЧЕТ ПРИВОДОВ ПОДАЧ

МЕТАЛЛОРЕЖУЩИХ СТАНКОВ

Методические указания по курсовому

и дипломному проектированию

Составители Шестернинов Александр Владимирович

Горшков Геннадий Михайлович

Редактор НАЕвдокимова

Подписано в печать 30082007 Формат 60times8416 Услпечл302

Тираж 150 экз Заказ

Ульяновский государственный технический университет

432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Типография УлГТУ 432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Page 12: Расчет приводов подач металлорежущих станков. Методичка

13

Ри

с22

К

ин

емат

ичес

кая

схем

а за

ви

сим

ого

при

вод

а п

од

ач с

рее

чн

ой

пер

едач

ей

14

горизонтально ndash фрезерному станку Smin= 19 мммин Smax = 950 мммин

количество подач Z = 18 Эn = 1450 обмин Диапазон регулирования

5019950minmax SSRZ знаменатель ряда

26150171 ZZR

По нормали станкостроения HII ndash I (см приложение А) выписываем ряд

подач S1 = 19 S2 = 236 S3 = 30 S4 = 375 S5 = 475 S6 = 60 S7 = 75

S8 = 95 S9 = 118 S10 = 150 S11 = 190 S12 = 236 S13= 300 S14 = 375 S15

= 475 S16 = 600 S17 = 750 S18 = 950 обмин

Принимаем в качестве прототипа станок мод 6Н82 имеющий шаг винта

продольной подачи стола t = 6 мм

По принятым величинам подач определяем частоты вращения винта в

обмин по формуле n = S t Полученные значения частот вращения сразу

округляем до значений указанных в нормали HII ndash I для = 126

1536

191 n 4

6

6232 n 5

6

303 n и тд

(см рис 23 частоты вращения на XI валу)

Принимаем структурную формулу коробки подач привода

Z 3 3 2 183 1 9

Далее кинематический расчет производится по методике изложенной

в п21

Принятой структурной формуле соответствует график частот вращения

(см рис23) и кинематическая схема привода подач на рис24

3 ПРОЧНОСТНОЙ (СИЛОВОЙ) РАСЧЕТ ПРИВОДОВ ПОДАЧ

После того как построен график частот вращения валов привода подач

вычерчена кинематическая схема и определены числа зубьев колес

выполняется силовой расчет отдельных элементов привода

В этом разделе параллельно с изложением общей методики приводится

пример численного расчета коробки подач зависимого привода

рассматриваемого ранее в п 21

Методика прочностного расчета может быть использована и для расчета приводов

главного движения

15

Рис23 График частот вращения валов независимого

привода подач с винтовой передачей (гори ndash

зонтально - фрезерный станок)

16

Ри

с24

К

ин

емат

ичес

кая

схем

а п

ри

вод

а п

од

ач г

ори

зон

тальн

о ndash

фрез

ерн

ого

ста

нка

17

Исходные данные для прочностного расчѐта описываемого примера

расчетное число часов работы привода Т = 20000 ч тяговое усилие

развиваемое исполнительным органом Q = 11000 Н

31 Определение недостающих параметров

для прочностного расчета

Прочностной расчет привода подач должен быть выполнен таким

образом чтобы все его звенья могли выдержать нагрузки возникающие при

черновых режимах работы В соответствии с этим необходимо предварительно

определить расчетные величины частот вращения валов мощностей крутящих

моментов и других параметров действующих при силовом резании Однако

несмотря на то что все типы приводов подач должны рассчитываться для

черновой обработки между ними существует отличие в определении

указанных расчѐтных величин

311 Определение расчетных частот вращения

валов привода

Расчѐтная частота вращения i - го вала привода n n n nI II III i ndash опре ndash

деляется по графику частот вращения с помощью расчетной ветви

обозначаемой на графике утолщенной линией (см рис 21 и 23)

Положение расчѐтной линии для коробок скоростей определяется

расчѐтной частотой вращения шпинделя

4

min

max

minn

nnnшп (31)

где nmin и nmax ndash соответственно минимальная и максимальная частоты

вращения шпинделя (задаются или определяются по базовому станку)

В нашем случае для станка мод 16К20 при minn = 16 обмин

maxn = 2000 обмин ndash шпn = 535 обмин Корректируя по станку имеем

шпn = 63 обмин

Положение расчетной ветви на графике в приводах подач независимого

типа определяется расчетной частотой вращения последнего вала привода

(см рис23)

3

max

minmax

n

nnn прн

(32)

18

где nmin и nmax ndash минимальная и максимальная частоты вращения последнего

вала привода подач

Положение расчетной ветви для зависимых приводов подач определяется

верхней линией на графике (см рис 21) Однако расчетные значения in

берутся здесь не прямо с графика а находятся путем умножения частот

вращения верхней линии на величину шпn определяемой по формуле 31

Для нашего примера 6311 шпnn обмин

456341

1IIn 53163

2

1IIIn 52263

82

1IVn 531Vn

97638

1IVn 252063

250

1VIIn

312 Определение потребной величины мощности

подачи исполнительного органа станка

Мощность расходуемая непосредственно исполнительным органом

станка на осуществление подач относительно невелика и может быть

приблизительно определена по мощности электродвигателя привода главного

движения В этом случае она обычно принимается для токарных и

револьверных станков равной 1 ndash 4 сверлильных 4 ndash 5 и фрезерных

15 ndash 20 от мощности главного привода Более точно потребную величину

мощности подачи исполнительного органа станка в кВт можно определить по

формуле

10200060

МИНSQ

N (33)

где Q ndash тяговая сила необходимая для перемещения исполнительного органа

станка при резании Н

МИНS ndash величина минутной подачи при черновой обработке мммин

Величину тяговой силы если она не задана можно рассчитать по

формулам приведенных в работах [6811]

Подача МИНS при расчете независимого привода определяется следующим

образом

ПРНМИН ntS или ПРНМИН nzmS

При расчете зависимого привода величина МИНS определяется

произведением

шпnSSМИН

где S ndash максимальная подача за 1 оборот шпинделя ммоб

19

В нашем примере 4263600 МИНS мммин Q = 11000 Н

соответственно

N

11000 42

60 1020000 075 кВт

Если привод подач независим т е движение подачи осуществляется от

отдельного электродвигателя то необходимая мощность двигателя

определяется отношением

эN =n

N

где n ndash КПД цепи подач приближенно принимаемой при расчете двигателя

n = 015 divide 02

Найденная величина эN уточняется при выборе типа электродвигателя по

справочным данным

313 Определение величины мощности и крутящих

моментов на валах привода

Мощность на i - м валу независимого привода подач и коробок скоростей

определяется произведением

iэi NN

где i ndash КПД участка кинематической цепи до i ndash вала подсчитываемый как

произведение КПД отдельных элементов (см табл 33) начиная с вала

электродвигателя ( IIIIIIi )

Мощность на i - м валу зависимого привода определяется следующим

образом

ii

NN

где i ndash КПД участка кинематической цепи до i - го вала подсчитываемый как

произведение КПД отдельных элементов (см табл 33) начиная с вала

тягового устройства

В нашем примере 0760990

0750

i

NNVII

кВт

NVI

0 076

0 8 0 9950 096

2

кВт NV

0 096

0 99 0 9950 098

2

кВт

20

N IV 0100 кВт N III 0102 кВт N II 0104 кВт N I 0106 кВт

Крутящий момент на i - м валу любого привода определяется по фор ndash

муле

i

ii n

NM 974000 Н∙см

В рассматриваемом приводе подач

164063

1060974000974000

I

II n

NM Н∙см

2250IIM Н∙см 3150IIIM Н∙см 4330IVM Н∙см

3030VM Н∙см 11830VIM Н∙см 293740VIIM Н∙см

32 Расчет зубчатых передач

Расчет цилиндрических зубчатых колес (шестерен) заключается в

определении требуемого модуля Для стальных прямозубых колес модуль

определяется по следующим двум формулам

1) из условия изгибной прочности зубьев

3

19500000

nm

uвu

KKKN

Н

НРДП

2) из условия контактной прочности (усталости) поверхностных слоѐв

зубьев

3

210700001

nzi

im НРДП KKKN

квк

Порядок выбора исходных данных с указанием их размерностей приведен

в п 321

Из двух рассчитываемых модулей выбирается большее значение и

округляется до стандартного m = 1 15 2 25 3 4 5 6 8 10hellip(мм)

321 Определение исходных данных для расчета зубчатых колес

Выбор исходных величин необходимых для расчета модулей зубчатых

колес производится с помощью указаний табл 31 В ней же приведены

числовые величины рассматриваемого примера

21

Таблица 31

Исходные данные для определения модулей зубчатых колес

Исходные данные и

определяемые

величины

Обозначе ndash

ния и раз ndash

мерность

Расчетные

формулы

Указания

по выбору

см hellip

Числовые

величины

(см

пример)

1 2 3 4 5

Степень точности

зубчатых передач

(67 или 8)

ndash

ndash

По ГОСТ

1643-81

7

Марка стали и

термообработка

1 ndash 40Х нормализация

2 ndash 12ХН3А цементация

и закалка

3 ndash 40ХФА

азотирование

Табл 32

[14]

ndash

Мощность на валах

привода

ndash для коробок подач с

независимым

приводом и коробок

скоростей

ndash для коробок подач с

зависимым приводом

iN кВт

iN кВт

iэi NN

ii NN

п 313

п 313

ndash

IN =0106

IIN =0104

IIIN =0102

IVN =0100

VN =0098

Число зубьев

шестерен (зубчатое

колесо с меньшим

числом зубьев)

Z

ndash

Из кинемаndash

тического

расчета

рис 22

1 ndash 18

5 ndash 24

7 ndash 30

11 ndash 44

15 ndash 20

Расчетная частота

вращения вала

(шестерни)

n обмин

ndash

п 311 In =63

IIn =45

IIIn =315

VIn =225

Vn =315

22

Продолжение табл 31

1 2 3 4 5

Передаточное число

зубчатой пары

i

Определяется

отношением числа

зубьев большего колеса

к меньшему (т е i ge 1)

1i =139

2i =138

3i =14

4i =138

5i =4

Отношение ширины

зубчатого венца (acirc) к

модулю (m)

в

mвв

147 в

10

Коэффициенты

перегрузки

динамичности

неравномерности

распределения

нагрузки

формы зуба

ПK

ДK

НРK

НУ

ndash

ndash

ndash

ndash

Табл34

Табл35

(в короб ndash

ках подач

ДK =1)

Табл36

Рис31

при =0

12

1

1 ndash 17

5 ndash 11

7 ndash 105

11 ndash 11

15 ndash 12

1 ndash 037

5 ndash 042

7 ndash 050

11 ndash 049

15 ndash 040

Общая

продолжительность

работы механизма за

расчетный срок

службы

МТ ч

ndash

Из задания

20000

Суммарное число

циклов нагружения

зуба за TM

CN CN

MTn 60

ndash

7 6 107

5 4 107

38 107

2 7 107

38 107

23

Окончание табл 31

1 2 3 4 5

Коэффициент

переменности режима

нагрузок для расчета

модуля на изгиб

Kи реж

ndash

Рис 32

для сред ndash

него ре ndash

жима при

среднем

значении

NC 4 7 107

113

Длительный предел

выносливости зуба

при работе на изгиб

(для трех сталей)

σи пр МПа

ndash

Табл 32

[14]

1 ndash 180

2 ndash 460

3 ndash 300

Допускаемое

напряжение на изгиб

[σи] МПа [σи] =

= σи пр Kи реж

1 ndash 2029

2 ndash 5200

3 ndash 3389

Коэффициент

переменности режима

нагрузок для расчета

модуля на контакт ndash

ную прочность

Kк реж

ndash

Рис33

для сред ndash

него ре ndash

жима при

среднем

значении

NC

108

Длительный предел

контактной

выносливости (для

трех сталей)

σКД МПа

ndash

Табл33

[14]

1 ndash 500

2 ndash 1200

3 ndash 1050

Допускаемое

напряжение при

расчете на контакт ndash

ную прочность

[σк] МПа [σк] =

= σКД Kк реж

1 ndash 580

2 ndash 1300

3 ndash 1130

24

Таблица 32

Предел выносливости зубьев для цилиндрических колес

при расчете на изгиб ndash σи пр и контактную прочность ndash σКД

Марка стали

Вид термообработки

σи пр МПа

σКД МПа

40Х

40Х

40Х

50ХН

20Х

18ХГТ

20ХНМ

12ХН3А

25Х2ГНТА

25ХГТ

40Х

40ХФА

Нормализация

Улучшение

Закалка с нагревом ТВЧ

Закалка объемная

Цементация и закалка

То же

raquo

raquo

raquo

raquo

Азотирование (газовое)

То же

180

220

240

260

440

300

440

460

440

400

240

300

500

600

950

980

1150

1150

1200

1200

1200

1100

950

1050

Таблица 33

Значения КПД элементов передач

Элементы передач

КПД

Зубчатая передача

цилиндрическая со шлифованными зубьями

коническая

Червяная передача

Ременная передача

Цепная передача роликовой цепью

Передача винт-гайка

однозаходный винт

двухзаходный винт

Подшипник качения

Подшипник скольжения

099

097

07 ndash 09

095 ndash 098

096

045

065

0995

098 ndash 0985

25

Таблица 34

Коэффициент перегрузки ПK

Характеристика

привода условия

пуска и торможения

Характер процесса резания

равномерный

припуск

неравномерный

припуск

фрезерование

удары

Плавный пуск и

торможение с

помощью

фрикционных муфт

или наличие упругих

и демпфирующих

элементов или

наличие ременной

передачи

10

11 ndash 13

14

Резкий пуск и

торможение

непосредственно от

асинхронного эл

двигателя или

возможность частого

соударения зубьев

при переключении

на ходу

11 ndash 17

12 ndash 17

17

Таблица 35

Коэффициент динамичности ndash ДK для стальных

прямозубых цилиндрических колес

Степень

точности

передачи

Окружная скорость колеса мс

1 ndash 3 3 ndash 6 6 ndash 9 9 ndash 12

6 10 ndash 105 105 ndash 11 11 ndash 115 115 ndash 125

7 105 11 ndash 115 115 ndash 125 12 ndash 135

8 105 ndash 11 115 ndash 12 12 ndash 135 ndash

26

Таблица 36

Средние значения коэффициента неравномерности распределения

нагрузки НРK для стальных прямозубых цилиндрических колес

Отношение

z

в

Расположение зубчатого колеса

симметрично

относительно

опор

вблизи одной

опоры

(вал жесткий)

вблизи одной

опоры

(вал средней

жесткости)

на

консоли

02 10 10 11 12

04 105 11 12 14

06 11 115 13 17

08 115 12 145 20

12 125 14 17 ndash

16 14 16 ndash ndash

20 16 ndash ndash ndash

Рис31 Зависимость коэффициента формы зуба УН от числа

зубьев Z и коэффициента смещения ξ (для некор ndash

регированных колес ξ = 0)

27

Ри

с32

З

ави

сим

ост

ь к

оэф

фи

ци

ента

пер

емен

ност

и р

ежи

ма

наг

рузо

к К

и р

еж

о

т чи

сла

ци

клов н

агруж

ени

я N

c

__________

цем

ента

ци

я

_ _

_ _

_ _

_ у

луч

шен

ие

норм

али

зац

ия за

кал

ка

азо

тирован

ие

1 ndash

сред

нел

егки

й р

ежи

м р

аботы

2 ndash

сред

ни

й р

ежи

м р

аботы

3 ndash

сред

нет

яж

елы

й р

ежи

м р

аботы

28

Ри

с32

З

ави

сим

ост

ь к

оэф

фи

ци

ента

пер

емен

ност

и р

ежи

ма

наг

рузо

к К

и р

еж

о

т чи

сла

ци

клов н

агруж

ени

я N

c

__________

цем

ента

ци

я

_ _

_ _

_ _

_ у

луч

шен

ие

норм

али

зац

ия за

кал

ка

азо

тирован

ие

1 ndash

сред

нел

егки

й р

ежи

м р

аботы

2 ndash

сред

ни

й р

ежи

м р

аботы

3 ndash

сред

нет

яж

елы

й р

ежи

м р

аботы

29

Для каждой зубчатой передачи следует провести два ndash три расчета

используя материалы с разными прочностными характеристиками В

результате будут получены два ndash три разных модуля Это позволит например

сконструировать коробку подач меньших габаритов и веса применив для

колес более прочный и дорогой материал С другой стороны можно

изготовить коробку с зубчатыми передачами имеющими один модуль путем

подбора материалов с разными прочностными свойствами Окончательное же

решение по обоснованному выбору марок сталей следует производить на

основе технико-экономических расчетов

При изложении материала в пояснительной записке по п321 следует

придерживаться порядка приведенного в табл 31

В случае использования справочных данных выраженных во

внесистемных единицах измерения для перевода их размерностей в единицы

СИ необходимо руководствоваться справочником [22]

322 Указания по расчету зубчатых колес на ЭВМ

Расчет модулей зубчатых колес из различных материалов производится на

ЭВМ по программе laquoШестерняraquo [20] Исходные данные для расчета колес по

программе laquoШестерняraquo вводятся в режиме диалога с машиной

В приложении Б представлены распечатки ввода исходных данных и

результаты расчѐта модулей колес в рассматриваемом примере Эти

распечатки вклеиваются в записку Для перевода символов языка машины в

принятые обозначения формул следует руководствоваться табл 37

Анализируем результаты расчета и принимаем в качестве материала

зубчатых колес сталь 40Х нормализованную В этом случае расчетные

значения laquoизгибногоraquo модуля составят соответственно иm = 17 142 137

137 175 мм Принимаем для всех колес коробки модуль равный 2 мм

Следует отметить что модули колес меньше 15 мм в коробке подач

рассматриваемых станков применять не рекомендуется

33 Расчет валов привода

Расчет валов привода подач заключается в определении их диаметров из

условия прочности и содержит целый ряд промежуточных этапов

Необходимо отметить что данный расчет является проектировочным т е

служит для предварительного определения диаметров вала которые в

дальнейшем уточняются при выборе подшипников зубчатых колес расчете

шпонок шлицев и др

331 Разработка компоновочной схемы

Для расчета вала необходимо располагать расчетной схемой его

30

Таблица 37

Соответствие символов в программе laquoШестерняraquo

обозначениям в расчетных формулах

Символ в

программе

Обозначение

в

формулах

Размерность Наименование параметров

1 2 3 4

A Ni кВт Мощность передаваемая i - м валом ( i = 1+У)

C Kn ndash

Коэффициент перегрузки

L KDi ndash

Коэффициент

динамичности

R

KHPi

ndash

Коэффициент

неравномерности

распределения нагрузки

Y НiУ ndash

Коэффициент формы зуба

Z Zi ndash

Число зубьев i - й

шестерни

G вi

ndash

Коэффициент ширины

зубчатого венца

F ni обмин Частота вращения

U ii ndash

Передаточное число

зубчатой пары

W [ ]u ij МПа Допускаемое напряжение

на изгиб

S [ ]K ij МПа Допускаемое напряжение

контактное

M1 muij мм Модуль laquoизгибнойraquo

M2 кijm мм Модуль laquoконтактныйraquo

31

нагружения которая выполняется на основе предварительно разработанной

компоновочной схемы коробки подач Компоновочная схема или эскизная

компоновка выполняется в виде развертки по валам и свертки определяющей

пространственное расположение валов (см рис 34) Эта схема вычерчивается

в произвольном масштабе и в обязательном порядке помещается в записку

При ее разработке следует использовать чертежи привода подач базового

станка чтобы осуществить по возможности наиболее близкую компоновку

разрабатываемой коробки к имеющейся Кроме того необходимо пользоваться

рекомендациями работ [31517] по выбору конструктивных параметров

зубчатых колѐс и других элементов привода

На рис 34 изображена компоновочная схема коробки подач

рассматриваемого примера Там же приведены некоторые рекомендации по

выбору конструктивных параметров В зацеплении показываются те зубчатые

колеса которые соответствуют расчѐтной ветви на графике подач

(см рис 21) С помощью этой схемы могут быть определены все

необходимые расстояния между опорами шестернями а также направления

тангенциальных и радиальных усилий

При вычерчивании компоновочной схемы необходимо

ndash обеспечить достаточные осевые перемещения зубчатых колес муфт

переключающих устройств

ndash исключить одновременное включение зубчатых колес с двумя

смежными неподвижными колесами

ndash обеспечить доступную и быструю сборку и разборку легкую

регулировку опор зубчатых зацеплений Кроме того обеспечить хороший

доступ для осмотра деталей коробки и ремонта

ndash конструкцию корпуса выполнять удобной простой и технологичной

обеспечивающей простоту монтажа и демонтажа деталей и узлов коробок

ndash возможно большее число центров валов располагать по одним и тем же

вертикалям и горизонталям что обеспечивает наибольшую простоту

настройки станков при обработке посадочных отверстий в корпусах

ndash обеспечить наибольшую жесткость валов и опор для чего следует

расстояние между зубчатыми колѐсами и другими деталями принимать

наименьшими из допустимых

332 Составление расчетной схемы нагружения вала

Расчет валов в настоящих методических указаниях производится на ЭВМ

Программа расчета составлена для унифицированной схемы нагружения

двухопорного вала (рис35) двумя силами в пролете P0 и P1 и силами P2 и P3

приложенными на консольных участках Эти силы возникают в зубчатых

зацеплениях при передаче крутящего момента К такой схеме нагружения

можно привести большое число валов приняв для отсутствующих шестерен

силы равными нулю Расстояния между опорами валов и закрепленными на

32

Ри

с3

4 К

ом

пон

овочн

ая с

хем

а короб

ки

под

ач

а-раз

вер

тка

б-с

вер

тка

(од

ин

из

возм

ож

ны

х в

ари

анто

в)

33

Рис35 Расчетная унифицированная схема нагружения вала к программе ldquoВалrdquo

Рис36 Расчетная схема нагружения II вала в рассматриваемом примере

34

нем шестернями а также направление тангенциальных ( iT ) и радиальных ( iR )

усилий определяется с помощью компоновочной схемы При этом радиальные

усилия всегда направлены к центру рассчитываемого вала а тангенциальные

совпадают с направлением вращения ведущего колеса Все линейные размеры

( g l l 0 1 ) отсчитываются от II опоры причем для отсутствующих шестерен

они задаются равными 0 Углы i и i определяющие направления

радиальных iR и тангенциальных iT сил должны отсчитываться против

часовой стрелки от положительного направления оси Х выбранного так как

показано на схеме Для отсутствующих шестерен принимается 0i

571i рад (900 ) Начальные диаметры отсутствующих шестерен (Д = Д0

Д1hellip) принимаются равными бесконечности а практически ndash большой

величине например Д = 10000000 см При этом окружная и радиальная силы

получаются близкими к 0

На рис 36 показана расчетная схема нагружения II вала для нашего

примера

333 Порядок расчета вала с помощью унифицированных формул

Расчет стального сплошного вала на двух опорах из условия прочности

заключается в определении его диаметров в сечениях I 0 1 II (см рис35)

Последовательность расчета выполняемого по унифицированным

формулам программ следующая

1) Определение действующих в зацеплении сил

ii

Д

МT КР2 R T tgi i

o 20

2) Определение проекций сил на оси X и Y

X T Ri i i i i cos cos Y T Ri i i i i sin sin

3) Определение опорных реакций в плоскостях X ndash горизонтальная и

Y ndash вертикальная соответственно в опоре I и II

g

lxlxlxlxR

IX33221100

R x x x x RX XII I 0 1 2 3

g

lylylylyR

IY33221100

R y y y y RY YII I 0 1 2 3

Силы направленные на вал при принятом расположении осей координат

имеют знак laquo + raquo а от вала laquo ndash raquo Для реакций правило знаков противоположно

35

4) Определение изгибающих моментов в сечениях

над левой опорой (сечение I)

M x l gX I 2 2( ) M y l gYI

2 2( )

над правой опорой (сечение II)

M x lX II 3 3 M y lYII

3 3

под силой P0 (сечение 0)

)()( 00220

lgRllxMI

XX )()( 00220

lgRllyMI

YY

под силой P1 (сечение 1)

M x l l R lX XI II 3 1 3 1( ) M y l l R lY YI II

3 1 3 1( )

5) Определение суммарных изгибающих моментов

M M MI X YI I 2 2 M M MII X YII II 2 2

M M MX Y 02 2

0 0 M M MX Y1

2 2

1 1

6) Определение приведенных моментов ПРМ

Приведенные моменты определяются в каждом из 4-х сечений в

отдельности по формуле

22750 КРMMM iпрi где i = 0 1 I II

7) Определение диаметра вала в каждом из сечений производится по

зависимости

3

10 и

прii

Md

где ПРМ Н∙см [ и ] ndash допускаемое напряжение на изгиб МПа

334 Определение исходных данных для расчета валов

Указания по определению исходных данных для расчета валов приведены

в табл38 В ней же даны численные значения исходных параметров

36

Таблица 38

Исходные данные для расчета диаметров вала

Исходные

данные и

определя ndash

емые

величины

Обозна ndash

ения и

раз ndash

мерность

Расчетные

формулы

Указания по

выбору

Числовые

величины

(см пример)

Крутящий

момент на

рассчиты ndash

ваемом валу

MKP

Н∙м

MKP =

= 974000 N

n

п 313 2250

Марка

стали и

термообра ndash

ботка

Сталь 45

нормализованная

Табл39

[3 13 14]

ndash

Допускаемое

напряжение

на изгиб

[ ]u

МПа

ndash Рис37 и

табл39

[3 13 14]

775

Начальные

диаметры

колес

Д0 Д1 Д2 Д3

в расчетной

схеме

Д см Д = z m z ndash из

кинематичес ndash

кого расчета

mndash в п322

диаметры

отсутствую ndash

щих шестерен

Д = 10000000

Д0 =10000000

Д1 = 48

Д2 = 50

Д3 = 107

Расстояния

g l0 l1

l2 l3

в расчетной

схеме

g l

см

ndash п332 рис 35

(числовые

величины

см рис 36)

g0 = 102

l0 = 0

l1= 24

l2 = 135

l3 = 0

Углы

действия сил

i для iT

i для iR

i i

рад

ii0

0180

ii0

0180

где 0

i 0

i

ndash углы

измеренные

в градусах

п332 рис 35

(числовые

величины

см рис 36)

0 = 0

0 = 157

1 = 0

1 = 157

2 = 0785

2 = 2355

3 = 0

3 = 157

37

Таблица 39

Допускаемые напряжения на изгиб [ и ] для стальных валов (в МПа)

Источник

концентрации

напряжения

Диаметр

вала мм

Марка стали и термообработка

45

норм

45

улучш

40Х

улучш

40Х

закал

Насаженная на вал

деталь

(шестерня шкив)

с острыми кромками

15 775 850 900 950

30 750 825 875 925

45 725 800 850 900

60 700 775 825 875

75 675 750 800 850

90 650 725 775 825

Рис37 Номограмма для ориентированного определения

диаметров валов по крутящему моменту

38

необходимые для расчета II вала привода подач в рассматриваемом примере

При расчете валов на ЭВМ углы вводятся в программу в радианах

Если на участке вала действует только крутящий момент то при

составлении исходных данных следует задавать расстояние до шестерни

обусловливающей приложение этого момента величиной 01 см При этом

изгибающий момент от действия радиальной силы будет близок к 0

Например при расчете V вала рассматриваемой коробки подач

(см рис35 и 36) следует принять расстояние l3 = 01 см до шестерни

Д3 = zm = 02 ∙ 20 = 4 см соответственно приняв 3 = 0 и 3 = 157 рад

335 Указания по расчету валов на ЭВМ

Расчет диаметров валов в опасных сечениях I 0 1 II (рис35)

производится на ЭВМ по программе laquoВАЛraquo [20] исходные данные для

расчета по программе laquoВАЛraquo вводятся в режиме диалога с машиной При

расчете нескольких валов каждому файлу необходимо давать новое название

например PETROV1 PETROV2 PETROV3

В приложении В представлены распечатки ввода исходных данных и

результаты расчета диаметров II вала в рассматриваемом примере

Для перевода языка машины в принятые обозначения формул следует

руководствоваться табл 310

В целях удобства программирования di рассматриваются для всех

сечений по приведенному моменту Для сечений в которых не действует MKP

диаметр определяется по iM (без машины) Из всех полученных диаметров

выбирается наибольший и округляется до стандартного ряда

Для нашего примера принимаем d = 18 мм учитывая что этот диаметр

вала не окончательный и может измениться при окончательной

конструктивной проработке привода О выборе геометрических параметров

шлицевых валов сказано ниже в п 34

В курсовом проекте с помощью ЭВМ должны быть рассчитаны все валы

коробки подач В записке приводятся расчетные схемы валов и результаты

расчета (распечатки) по каждому валу

34 Выбор подшипников качения и прочих элементов привода

Выбор подшипников качения ведется по динамической грузоподъемности

C определяемой по формуле

P

CL

где L ndash число миллионов оборотов за расчетный срок службы подшипника

качения

39

Таблица 310

Соответствие символов в программе laquoВАЛraquo

обозначениям в расчетных формулах

Символ в

программе

Обозначение

в формулах

Размерность Наименование параметров

1 2 3 4

C MKp Н∙см Крутящий момент на

рассчитываемом валу

Q g см Расстояние между опорами

B [u ] МПа Допускаемое напряжение

на изгиб

M(I)

Di

см

Делительный диаметр i - го

колеса в точке приложения

силы Pi

F1(I) i рад Угол действия силы Ti

F2(I) i рад Угол действия силы Ri

T(I)

Ti

Н

Тангенциальная сила

действующая в точке

приложения силы Pi

R(I) Ri Н Радиальная сила в той же точке

X(I) X i Н Проекция сил на ось Х в точке

приложения силы Pi

Y(I) Yi Н Проекция сил на ось Y в той же

точке

G(0) RxI Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре I

G(1) RxII Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре II

B1(0) RyI Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

B1(1) RyII Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре II

L(0)

MxI

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре I

L(1) MxII Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре II

U(0) M yI Н∙см Изгибающий момент в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

40

Окончание табл 310

1 2 3 4

L(I) li см Расстояние между опорой II и

точкой приложения силы Pi

М1(0)

M X 0

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquo0raquo

М1(1) M X1 Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquoIraquo

М2(0)

MY0

Н∙см

Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIIraquo

М2(1) MY1 Н∙см Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIraquo

S(0) M I Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре I

S(1)

M II Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре II

S(2) M 0 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquo0raquo

S(3)

M1 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquoIraquo

P(0)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре I

P(1)

IIпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре II

P(2) 0прМ Н∙см Приведѐнный момент

в сечении laquo0raquo

P(3)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в

сечении laquoIraquo

A(0)

d I см Диаметр вала в опоре I

A(1)

d II см Диаметр вала в опоре II

A(2)

d0 см Диаметр вала в сечении laquo0raquo

A(3)

d1 см Диаметр вала в сечении laquoIraquo

41

P ndash расчетная нагрузка подшипника Н

C ndash динамическая грузоподъемность подшипника указанная в катало ndash

ге Н

ndash коэффициент (для шарикоподшипников = 3 для роликоподшип ndash

ников = 333)

Данная формула справедлива при n ge 10 обмин При n = 1 divide 10 обмин

расчет ведут по n = 10 обмин При n lt 1 обмин действующую нагрузку

рассматривают как статическую

Расчетный срок службы подшипника в часах выражается зависимостью

LL

nh

10

60

6

Задавшись Lh (для металлорежущих станков обычно Lh = 12000divide20000 ч)

из данной формулы определяют L затем вычислив P (см ниже) и зная

находят C После того ориентируясь на желаемые габариты и прежде всего на

диаметр шейки вала где должен быть установлен подшипник подбирают по

каталогу 21 наиболее близкий по величине C типоразмер подшипника

Расчетную нагрузку подшипника определяют по формуле

P X V F Y F K Kr a T ( )

где Fr ndash радиальная нагрузка Н

Fa ndash осевая нагрузка Н

X ndash безразмерный коэффициент радиальной нагрузки

Y ndash безразмерный коэффициент вращения (при вращении внутреннего

кольца V = 1 при вращении наружного ndash V = 12)

K ndash безразмерный коэффициент безопасности (для токарных станков

K = 1 ndash 12 для фрезерных ndash K = 13 ndash 18)

KT ndash безразмерный температурный коэффициент (при работе до 1250С

KT = 105)

В коробках подач обычно используют прямозубые колеса поэтому

формула для определения расчетной нагрузки без учета осевых сил примет

вид (при Fa = 0 X =1)

P V F K Kr T

Величина радиальной нагрузки подсчитывается по формуле

F R Rr Xi Yi 2 2

где RXi RYi ndash наибольшие по величине опорные реакции определяемые при

расчете вала (см приложение 3 соответственно G(0) B1(0) или G(1) B1(1))

42

Проведем подбор подшипников для II вала привода в рассматриваемом

примере Из распечатки результатов расчета вала выписываем наибольшие

опорные реакции G(0) = 7566 Н B1(0) = 12285 Н и определяем

Fr 757 6 1228 5 1443 32 2 Н

Для определения расчетной нагрузки принимаем V =1 K = 12 KT = 105

тогда P = 1∙14433∙12∙105 = 18188 Н Определяем L при известной частоте

вращения n = 45 обмин (см табл 31) и задавшись hL = 2000 ч

5410

456020000

10

6066

nhL

L млн оборотов

Динамическая грузоподъемность 868735461818 3 LPC Н

По расчетному значению C приняв диаметр шейки вала шd = 17 мм

(см приложение Б) выбираем по каталогу [21] подшипник 203 с

динамической грузоподъемностью C = 7520 Н

Выбор геометрических характеристик шлицевых валов [17 18 21 и др]

можно производить по ранее рассчитываемому на ЭВМ наибольшему

диаметру сплошного вала Желательно затем произвести проверочный расчет

шлицевого соединения по напряжениям смятия [14 21 и др]

При выборе и расчете шпоночных соединений следует использовать

работы [13 divide 15 21 и др] Сечение шпонки подбирают по диаметру вала

длину ndash обычно на 5 ndash 10 мм короче ступицы закрепляемой детали соедине ndash

ние проверяют на смятие

43

ПРИЛОЖЕНИЕ А

Нормальный ряд чисел в станкостроении (нормаль HII - I) со

знаменателем =106

1 ndash 106 ndash 112 ndash 118 ndash 125 ndash 132 ndash 14 ndash 15 ndash 16 ndash 17 ndash 18 ndash 19 ndash 2 ndash 212 ndash

225 ndash 235 ndash 25 ndash 265 ndash 28 ndash 3 ndash 315 ndash 335 ndash 355 ndash 375 ndash 4 ndash 425 ndash 45 ndash 475

ndash 5 ndash 53 ndash 56 ndash 6 ndash 63 ndash 67 ndash 71 ndash 75 ndash 8 ndash 85 ndash 9 ndash 95 ndash 10

Примечания

1 Числа высшего порядка получаются умножением или делением чисел нор-

мального ряда на 10 100 1000hellip

Например

01 ndash 0106 ndash 0112 hellip 10 ndash 106 ndash 112 hellip 100 ndash 106 ndash 112 hellip

2 Числа геометрического ряда с gt 106 образуются из ряда с = 106 по

зависимости вида

U i106

112 1062 141 1066 178 10610

126 1064 158 1068 2 10612

3 Образование нормального ряда чисел с заданным = 106 производится

путем выписывания каждого (i + 1) числа из которых с = 106 начиная с

минимального ndash заданного

Например

126 1064 при minn = 112

hellip112 ndash 14 ndash 18 ndash 225 ndash hellip ndash 9 ndash 95 ndash 10 ndash 106 hellip

6061411 при minn = 132

hellip132 ndash 19 ndash 265 ndash 375 ndash hellipndash 53 ndash 75 ndash 106 ndash 15 hellip

8061581 при minn = 125

hellip125 ndash 2 ndash 315 ndash 5 ndash hellip ndash 8 ndash 125 ndash 20 ndash 315 hellip

44

ПРИЛОЖЕНИЕ Б

Распечатка исходных данных и результатов расчета

шестерен коробки подач

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ1 BSV

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y=037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 20289 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 170

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 164

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 124

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 096

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 143

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 105

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ2 BSV

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 142

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 131

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 104

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 076

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 3389 S = 1130

45

Продолжение приложения Б

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 120

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 084

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ3 BSV

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 123

А= 0102 С = 120 L = 1

R= 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 072

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБ НОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 079

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ4 BSV

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 108

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 063

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

46

Окончание приложения Б

G = 10 F = 225 U = 138

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 069

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ5 BSV

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 175

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 106

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 128

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 061

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U= 4

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 147

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 067

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

47

ПРИЛОЖЕНИЕ В

Распечатка исходных данных и результатов расчета II вала коробки подач

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

С = 2250 Q = 102 В = 775

М (0) = 10000000 L (0) = 0 Fl (0) = 0 F2 (0) = 157

М (1) = 48 L (1) = 24 Fl (1) = 0 F2 (1) = 157

М (2) = 5 L (2) = 135 Fl (2) = 0785 F2 (2) = 2355

М (3) = 10000000 L (3) = 0 Fl (3) = 0 F2 (3) = 157

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЁТА

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

VAL2 BSS

G (0) = 75761 В1 (0) = 122849

L1 (0) = -133882 М1 (0) = 225065

U (0) = -286321 М2 (0) = 81749

G (1) = 58586 В1 (1) = -2023

L1 (1)=0 М1 (1) = 140606

U (1) = 0 М2 (1) = -4855

S (0) = 316076 Р (0) = 37131 А (0) = 168

S (1) = 0 Р (1) = 194855 А(1) = 135

S (2) = 239451 Р (2) = 308716 А (2) = 158

S (3) = 140690 Р (3) = 240338 А (3) = 145

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

48

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1 Киреев Г И Комплексный расчет коробок скоростей металлорежущих

станков на ЕС ndash ЭВМ методические указания по курсовому и дипломному

проектированию для студентов специальности 0501 Часть 1 Г И Киреев ndash

Ульяновск УлПИ 1984 ndash 43 с

2 Металлорежущие станки и автоматы учебник для машинострои ndash

тельных втузов под ред А С Проникова ndash М Машиностроение 1981 ndash

479 с

3 Тарзиманов Г А Проектирование металлорежущих станков ГА

Тарзиманов ndash М Машиностроение 1980 ndash 288 с

4 Тепинкичиев В К Металлорежущие станки В К Тепинкичиев ndash М

Машиностроение 1973 ndash 472 с

5 Металлорежущие станки учебник для машиностроительных вузов

под ред В Э Пуша ndash М Машиностроение 1985 ndash 575 с

6 Металлорежущие системы машиностроительных производств учебное

пособие для студентов техн вузов О В Таратынов Г Г Земсков И М

Таратынова ndash М Высш шк 1988 ndash 464 с

7 Кузнецов М М Проектирование автоматизированного производствен ndash

ного оборудования учебное пособие для вузов М М Кузнецов В А Усов

К С Стародубов ndash М Машиностроение 1987 ndash 288 с

8 Орликов М Л Металлорежущие станки курсовое и дипломное

проектирование М Л Орликов И Г Федоренко В Н Шишкин ndash Киев

Высш шк1987 ndash 152 с

9 ГОСТ 2701 ndash 76 Схемы Виды и типы Общие требования к

выполнению ndash М Изд ndash во стандартов 1976 ndash 12 с

10 ГОСТ 2703 ndash 88 Правила выполнения кинематических схем ndash М

Изд ndash во стандартов 1988 ndash 7 с

11 Пуш В Э Конструирование металлорежущих станков В Э Пуш ndash

М Машиностроение 1977 ndash 380 с

12 Каминская В В Станины и корпусные детали металлорежущих

станков В В Каминская З М Левиеа Д Н Решетов ndash М Машгиз 1960 ndash

362 с

13 Курсовое проектирование деталей машин справочное пособие часть I

и II А В Кузьмин И Н Макейчик Ф В Калачѐв и др ndash Минск Высш шк

1982 ndash 584 с

14 Анурьев В И Справочник конструктора ndash машиностроителя Т2

В И Анурьев ndash М Машиностроение 1982 ndash 584 с

15 Чернин И М Расчѐты деталей машин справочник И М Чернин

А В Кузьмин Г М Ицкевич ndash Минск Высш шк 1978 ndash 592 с

16 Детали и механизмы металлорежущих станков Т2 под общ ред

Д Н Решетова ndash М Машиностроение 1972 ndash 405 с

49

17 Серенсен С В Валы и оси Конструирование и расчет С В Серенсен

и др ndash М Машиностроение 1970 ndash 312 с

18 СТ СЭВ 185 ndash 75 Геометрические характеристики шлицевых

прямозубых соединений ndash М Изд ndash во стандартов 1975

19 СТ СЭВ 189 ndash 76 и СТ СЭВ 189 ndash 77 Размеры призматических

шпонок ndash М Изд ndash во стандартов 1976

20 Зубенко В Л Методические разработки к курсовому проектированию

по металлорежущим станкам В Л Зубенко М Я Цлаф ndash Куйбышев КПтИ

1978 ndash 32 с

21 Справочник металлиста В 5 т Т1 под общ ред С А Чернавского и

В Ф Рещикова ndash М Машиностроение 1976 ndash 768 с

22 Сена Л А Единицы физических величин и их размерности учебно-

справочное руководство ЛА Сена ndash 3-е изд перераб и доп ndash М Наука

Гл ред физ-мат лит 1988 ndash 432 с

23 Кочергин А И Конструирование и расчет металлорежущих станков и

станочных комплексов Курсовое проектирование учебное пособие для вузов

А И Кочергин ndash Минск Высш шк 1991 ndash 382 с

Учебное издание

РАСЧЕТ ПРИВОДОВ ПОДАЧ

МЕТАЛЛОРЕЖУЩИХ СТАНКОВ

Методические указания по курсовому

и дипломному проектированию

Составители Шестернинов Александр Владимирович

Горшков Геннадий Михайлович

Редактор НАЕвдокимова

Подписано в печать 30082007 Формат 60times8416 Услпечл302

Тираж 150 экз Заказ

Ульяновский государственный технический университет

432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Типография УлГТУ 432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Page 13: Расчет приводов подач металлорежущих станков. Методичка

14

горизонтально ndash фрезерному станку Smin= 19 мммин Smax = 950 мммин

количество подач Z = 18 Эn = 1450 обмин Диапазон регулирования

5019950minmax SSRZ знаменатель ряда

26150171 ZZR

По нормали станкостроения HII ndash I (см приложение А) выписываем ряд

подач S1 = 19 S2 = 236 S3 = 30 S4 = 375 S5 = 475 S6 = 60 S7 = 75

S8 = 95 S9 = 118 S10 = 150 S11 = 190 S12 = 236 S13= 300 S14 = 375 S15

= 475 S16 = 600 S17 = 750 S18 = 950 обмин

Принимаем в качестве прототипа станок мод 6Н82 имеющий шаг винта

продольной подачи стола t = 6 мм

По принятым величинам подач определяем частоты вращения винта в

обмин по формуле n = S t Полученные значения частот вращения сразу

округляем до значений указанных в нормали HII ndash I для = 126

1536

191 n 4

6

6232 n 5

6

303 n и тд

(см рис 23 частоты вращения на XI валу)

Принимаем структурную формулу коробки подач привода

Z 3 3 2 183 1 9

Далее кинематический расчет производится по методике изложенной

в п21

Принятой структурной формуле соответствует график частот вращения

(см рис23) и кинематическая схема привода подач на рис24

3 ПРОЧНОСТНОЙ (СИЛОВОЙ) РАСЧЕТ ПРИВОДОВ ПОДАЧ

После того как построен график частот вращения валов привода подач

вычерчена кинематическая схема и определены числа зубьев колес

выполняется силовой расчет отдельных элементов привода

В этом разделе параллельно с изложением общей методики приводится

пример численного расчета коробки подач зависимого привода

рассматриваемого ранее в п 21

Методика прочностного расчета может быть использована и для расчета приводов

главного движения

15

Рис23 График частот вращения валов независимого

привода подач с винтовой передачей (гори ndash

зонтально - фрезерный станок)

16

Ри

с24

К

ин

емат

ичес

кая

схем

а п

ри

вод

а п

од

ач г

ори

зон

тальн

о ndash

фрез

ерн

ого

ста

нка

17

Исходные данные для прочностного расчѐта описываемого примера

расчетное число часов работы привода Т = 20000 ч тяговое усилие

развиваемое исполнительным органом Q = 11000 Н

31 Определение недостающих параметров

для прочностного расчета

Прочностной расчет привода подач должен быть выполнен таким

образом чтобы все его звенья могли выдержать нагрузки возникающие при

черновых режимах работы В соответствии с этим необходимо предварительно

определить расчетные величины частот вращения валов мощностей крутящих

моментов и других параметров действующих при силовом резании Однако

несмотря на то что все типы приводов подач должны рассчитываться для

черновой обработки между ними существует отличие в определении

указанных расчѐтных величин

311 Определение расчетных частот вращения

валов привода

Расчѐтная частота вращения i - го вала привода n n n nI II III i ndash опре ndash

деляется по графику частот вращения с помощью расчетной ветви

обозначаемой на графике утолщенной линией (см рис 21 и 23)

Положение расчѐтной линии для коробок скоростей определяется

расчѐтной частотой вращения шпинделя

4

min

max

minn

nnnшп (31)

где nmin и nmax ndash соответственно минимальная и максимальная частоты

вращения шпинделя (задаются или определяются по базовому станку)

В нашем случае для станка мод 16К20 при minn = 16 обмин

maxn = 2000 обмин ndash шпn = 535 обмин Корректируя по станку имеем

шпn = 63 обмин

Положение расчетной ветви на графике в приводах подач независимого

типа определяется расчетной частотой вращения последнего вала привода

(см рис23)

3

max

minmax

n

nnn прн

(32)

18

где nmin и nmax ndash минимальная и максимальная частоты вращения последнего

вала привода подач

Положение расчетной ветви для зависимых приводов подач определяется

верхней линией на графике (см рис 21) Однако расчетные значения in

берутся здесь не прямо с графика а находятся путем умножения частот

вращения верхней линии на величину шпn определяемой по формуле 31

Для нашего примера 6311 шпnn обмин

456341

1IIn 53163

2

1IIIn 52263

82

1IVn 531Vn

97638

1IVn 252063

250

1VIIn

312 Определение потребной величины мощности

подачи исполнительного органа станка

Мощность расходуемая непосредственно исполнительным органом

станка на осуществление подач относительно невелика и может быть

приблизительно определена по мощности электродвигателя привода главного

движения В этом случае она обычно принимается для токарных и

револьверных станков равной 1 ndash 4 сверлильных 4 ndash 5 и фрезерных

15 ndash 20 от мощности главного привода Более точно потребную величину

мощности подачи исполнительного органа станка в кВт можно определить по

формуле

10200060

МИНSQ

N (33)

где Q ndash тяговая сила необходимая для перемещения исполнительного органа

станка при резании Н

МИНS ndash величина минутной подачи при черновой обработке мммин

Величину тяговой силы если она не задана можно рассчитать по

формулам приведенных в работах [6811]

Подача МИНS при расчете независимого привода определяется следующим

образом

ПРНМИН ntS или ПРНМИН nzmS

При расчете зависимого привода величина МИНS определяется

произведением

шпnSSМИН

где S ndash максимальная подача за 1 оборот шпинделя ммоб

19

В нашем примере 4263600 МИНS мммин Q = 11000 Н

соответственно

N

11000 42

60 1020000 075 кВт

Если привод подач независим т е движение подачи осуществляется от

отдельного электродвигателя то необходимая мощность двигателя

определяется отношением

эN =n

N

где n ndash КПД цепи подач приближенно принимаемой при расчете двигателя

n = 015 divide 02

Найденная величина эN уточняется при выборе типа электродвигателя по

справочным данным

313 Определение величины мощности и крутящих

моментов на валах привода

Мощность на i - м валу независимого привода подач и коробок скоростей

определяется произведением

iэi NN

где i ndash КПД участка кинематической цепи до i ndash вала подсчитываемый как

произведение КПД отдельных элементов (см табл 33) начиная с вала

электродвигателя ( IIIIIIi )

Мощность на i - м валу зависимого привода определяется следующим

образом

ii

NN

где i ndash КПД участка кинематической цепи до i - го вала подсчитываемый как

произведение КПД отдельных элементов (см табл 33) начиная с вала

тягового устройства

В нашем примере 0760990

0750

i

NNVII

кВт

NVI

0 076

0 8 0 9950 096

2

кВт NV

0 096

0 99 0 9950 098

2

кВт

20

N IV 0100 кВт N III 0102 кВт N II 0104 кВт N I 0106 кВт

Крутящий момент на i - м валу любого привода определяется по фор ndash

муле

i

ii n

NM 974000 Н∙см

В рассматриваемом приводе подач

164063

1060974000974000

I

II n

NM Н∙см

2250IIM Н∙см 3150IIIM Н∙см 4330IVM Н∙см

3030VM Н∙см 11830VIM Н∙см 293740VIIM Н∙см

32 Расчет зубчатых передач

Расчет цилиндрических зубчатых колес (шестерен) заключается в

определении требуемого модуля Для стальных прямозубых колес модуль

определяется по следующим двум формулам

1) из условия изгибной прочности зубьев

3

19500000

nm

uвu

KKKN

Н

НРДП

2) из условия контактной прочности (усталости) поверхностных слоѐв

зубьев

3

210700001

nzi

im НРДП KKKN

квк

Порядок выбора исходных данных с указанием их размерностей приведен

в п 321

Из двух рассчитываемых модулей выбирается большее значение и

округляется до стандартного m = 1 15 2 25 3 4 5 6 8 10hellip(мм)

321 Определение исходных данных для расчета зубчатых колес

Выбор исходных величин необходимых для расчета модулей зубчатых

колес производится с помощью указаний табл 31 В ней же приведены

числовые величины рассматриваемого примера

21

Таблица 31

Исходные данные для определения модулей зубчатых колес

Исходные данные и

определяемые

величины

Обозначе ndash

ния и раз ndash

мерность

Расчетные

формулы

Указания

по выбору

см hellip

Числовые

величины

(см

пример)

1 2 3 4 5

Степень точности

зубчатых передач

(67 или 8)

ndash

ndash

По ГОСТ

1643-81

7

Марка стали и

термообработка

1 ndash 40Х нормализация

2 ndash 12ХН3А цементация

и закалка

3 ndash 40ХФА

азотирование

Табл 32

[14]

ndash

Мощность на валах

привода

ndash для коробок подач с

независимым

приводом и коробок

скоростей

ndash для коробок подач с

зависимым приводом

iN кВт

iN кВт

iэi NN

ii NN

п 313

п 313

ndash

IN =0106

IIN =0104

IIIN =0102

IVN =0100

VN =0098

Число зубьев

шестерен (зубчатое

колесо с меньшим

числом зубьев)

Z

ndash

Из кинемаndash

тического

расчета

рис 22

1 ndash 18

5 ndash 24

7 ndash 30

11 ndash 44

15 ndash 20

Расчетная частота

вращения вала

(шестерни)

n обмин

ndash

п 311 In =63

IIn =45

IIIn =315

VIn =225

Vn =315

22

Продолжение табл 31

1 2 3 4 5

Передаточное число

зубчатой пары

i

Определяется

отношением числа

зубьев большего колеса

к меньшему (т е i ge 1)

1i =139

2i =138

3i =14

4i =138

5i =4

Отношение ширины

зубчатого венца (acirc) к

модулю (m)

в

mвв

147 в

10

Коэффициенты

перегрузки

динамичности

неравномерности

распределения

нагрузки

формы зуба

ПK

ДK

НРK

НУ

ndash

ndash

ndash

ndash

Табл34

Табл35

(в короб ndash

ках подач

ДK =1)

Табл36

Рис31

при =0

12

1

1 ndash 17

5 ndash 11

7 ndash 105

11 ndash 11

15 ndash 12

1 ndash 037

5 ndash 042

7 ndash 050

11 ndash 049

15 ndash 040

Общая

продолжительность

работы механизма за

расчетный срок

службы

МТ ч

ndash

Из задания

20000

Суммарное число

циклов нагружения

зуба за TM

CN CN

MTn 60

ndash

7 6 107

5 4 107

38 107

2 7 107

38 107

23

Окончание табл 31

1 2 3 4 5

Коэффициент

переменности режима

нагрузок для расчета

модуля на изгиб

Kи реж

ndash

Рис 32

для сред ndash

него ре ndash

жима при

среднем

значении

NC 4 7 107

113

Длительный предел

выносливости зуба

при работе на изгиб

(для трех сталей)

σи пр МПа

ndash

Табл 32

[14]

1 ndash 180

2 ndash 460

3 ndash 300

Допускаемое

напряжение на изгиб

[σи] МПа [σи] =

= σи пр Kи реж

1 ndash 2029

2 ndash 5200

3 ndash 3389

Коэффициент

переменности режима

нагрузок для расчета

модуля на контакт ndash

ную прочность

Kк реж

ndash

Рис33

для сред ndash

него ре ndash

жима при

среднем

значении

NC

108

Длительный предел

контактной

выносливости (для

трех сталей)

σКД МПа

ndash

Табл33

[14]

1 ndash 500

2 ndash 1200

3 ndash 1050

Допускаемое

напряжение при

расчете на контакт ndash

ную прочность

[σк] МПа [σк] =

= σКД Kк реж

1 ndash 580

2 ndash 1300

3 ndash 1130

24

Таблица 32

Предел выносливости зубьев для цилиндрических колес

при расчете на изгиб ndash σи пр и контактную прочность ndash σКД

Марка стали

Вид термообработки

σи пр МПа

σКД МПа

40Х

40Х

40Х

50ХН

20Х

18ХГТ

20ХНМ

12ХН3А

25Х2ГНТА

25ХГТ

40Х

40ХФА

Нормализация

Улучшение

Закалка с нагревом ТВЧ

Закалка объемная

Цементация и закалка

То же

raquo

raquo

raquo

raquo

Азотирование (газовое)

То же

180

220

240

260

440

300

440

460

440

400

240

300

500

600

950

980

1150

1150

1200

1200

1200

1100

950

1050

Таблица 33

Значения КПД элементов передач

Элементы передач

КПД

Зубчатая передача

цилиндрическая со шлифованными зубьями

коническая

Червяная передача

Ременная передача

Цепная передача роликовой цепью

Передача винт-гайка

однозаходный винт

двухзаходный винт

Подшипник качения

Подшипник скольжения

099

097

07 ndash 09

095 ndash 098

096

045

065

0995

098 ndash 0985

25

Таблица 34

Коэффициент перегрузки ПK

Характеристика

привода условия

пуска и торможения

Характер процесса резания

равномерный

припуск

неравномерный

припуск

фрезерование

удары

Плавный пуск и

торможение с

помощью

фрикционных муфт

или наличие упругих

и демпфирующих

элементов или

наличие ременной

передачи

10

11 ndash 13

14

Резкий пуск и

торможение

непосредственно от

асинхронного эл

двигателя или

возможность частого

соударения зубьев

при переключении

на ходу

11 ndash 17

12 ndash 17

17

Таблица 35

Коэффициент динамичности ndash ДK для стальных

прямозубых цилиндрических колес

Степень

точности

передачи

Окружная скорость колеса мс

1 ndash 3 3 ndash 6 6 ndash 9 9 ndash 12

6 10 ndash 105 105 ndash 11 11 ndash 115 115 ndash 125

7 105 11 ndash 115 115 ndash 125 12 ndash 135

8 105 ndash 11 115 ndash 12 12 ndash 135 ndash

26

Таблица 36

Средние значения коэффициента неравномерности распределения

нагрузки НРK для стальных прямозубых цилиндрических колес

Отношение

z

в

Расположение зубчатого колеса

симметрично

относительно

опор

вблизи одной

опоры

(вал жесткий)

вблизи одной

опоры

(вал средней

жесткости)

на

консоли

02 10 10 11 12

04 105 11 12 14

06 11 115 13 17

08 115 12 145 20

12 125 14 17 ndash

16 14 16 ndash ndash

20 16 ndash ndash ndash

Рис31 Зависимость коэффициента формы зуба УН от числа

зубьев Z и коэффициента смещения ξ (для некор ndash

регированных колес ξ = 0)

27

Ри

с32

З

ави

сим

ост

ь к

оэф

фи

ци

ента

пер

емен

ност

и р

ежи

ма

наг

рузо

к К

и р

еж

о

т чи

сла

ци

клов н

агруж

ени

я N

c

__________

цем

ента

ци

я

_ _

_ _

_ _

_ у

луч

шен

ие

норм

али

зац

ия за

кал

ка

азо

тирован

ие

1 ndash

сред

нел

егки

й р

ежи

м р

аботы

2 ndash

сред

ни

й р

ежи

м р

аботы

3 ndash

сред

нет

яж

елы

й р

ежи

м р

аботы

28

Ри

с32

З

ави

сим

ост

ь к

оэф

фи

ци

ента

пер

емен

ност

и р

ежи

ма

наг

рузо

к К

и р

еж

о

т чи

сла

ци

клов н

агруж

ени

я N

c

__________

цем

ента

ци

я

_ _

_ _

_ _

_ у

луч

шен

ие

норм

али

зац

ия за

кал

ка

азо

тирован

ие

1 ndash

сред

нел

егки

й р

ежи

м р

аботы

2 ndash

сред

ни

й р

ежи

м р

аботы

3 ndash

сред

нет

яж

елы

й р

ежи

м р

аботы

29

Для каждой зубчатой передачи следует провести два ndash три расчета

используя материалы с разными прочностными характеристиками В

результате будут получены два ndash три разных модуля Это позволит например

сконструировать коробку подач меньших габаритов и веса применив для

колес более прочный и дорогой материал С другой стороны можно

изготовить коробку с зубчатыми передачами имеющими один модуль путем

подбора материалов с разными прочностными свойствами Окончательное же

решение по обоснованному выбору марок сталей следует производить на

основе технико-экономических расчетов

При изложении материала в пояснительной записке по п321 следует

придерживаться порядка приведенного в табл 31

В случае использования справочных данных выраженных во

внесистемных единицах измерения для перевода их размерностей в единицы

СИ необходимо руководствоваться справочником [22]

322 Указания по расчету зубчатых колес на ЭВМ

Расчет модулей зубчатых колес из различных материалов производится на

ЭВМ по программе laquoШестерняraquo [20] Исходные данные для расчета колес по

программе laquoШестерняraquo вводятся в режиме диалога с машиной

В приложении Б представлены распечатки ввода исходных данных и

результаты расчѐта модулей колес в рассматриваемом примере Эти

распечатки вклеиваются в записку Для перевода символов языка машины в

принятые обозначения формул следует руководствоваться табл 37

Анализируем результаты расчета и принимаем в качестве материала

зубчатых колес сталь 40Х нормализованную В этом случае расчетные

значения laquoизгибногоraquo модуля составят соответственно иm = 17 142 137

137 175 мм Принимаем для всех колес коробки модуль равный 2 мм

Следует отметить что модули колес меньше 15 мм в коробке подач

рассматриваемых станков применять не рекомендуется

33 Расчет валов привода

Расчет валов привода подач заключается в определении их диаметров из

условия прочности и содержит целый ряд промежуточных этапов

Необходимо отметить что данный расчет является проектировочным т е

служит для предварительного определения диаметров вала которые в

дальнейшем уточняются при выборе подшипников зубчатых колес расчете

шпонок шлицев и др

331 Разработка компоновочной схемы

Для расчета вала необходимо располагать расчетной схемой его

30

Таблица 37

Соответствие символов в программе laquoШестерняraquo

обозначениям в расчетных формулах

Символ в

программе

Обозначение

в

формулах

Размерность Наименование параметров

1 2 3 4

A Ni кВт Мощность передаваемая i - м валом ( i = 1+У)

C Kn ndash

Коэффициент перегрузки

L KDi ndash

Коэффициент

динамичности

R

KHPi

ndash

Коэффициент

неравномерности

распределения нагрузки

Y НiУ ndash

Коэффициент формы зуба

Z Zi ndash

Число зубьев i - й

шестерни

G вi

ndash

Коэффициент ширины

зубчатого венца

F ni обмин Частота вращения

U ii ndash

Передаточное число

зубчатой пары

W [ ]u ij МПа Допускаемое напряжение

на изгиб

S [ ]K ij МПа Допускаемое напряжение

контактное

M1 muij мм Модуль laquoизгибнойraquo

M2 кijm мм Модуль laquoконтактныйraquo

31

нагружения которая выполняется на основе предварительно разработанной

компоновочной схемы коробки подач Компоновочная схема или эскизная

компоновка выполняется в виде развертки по валам и свертки определяющей

пространственное расположение валов (см рис 34) Эта схема вычерчивается

в произвольном масштабе и в обязательном порядке помещается в записку

При ее разработке следует использовать чертежи привода подач базового

станка чтобы осуществить по возможности наиболее близкую компоновку

разрабатываемой коробки к имеющейся Кроме того необходимо пользоваться

рекомендациями работ [31517] по выбору конструктивных параметров

зубчатых колѐс и других элементов привода

На рис 34 изображена компоновочная схема коробки подач

рассматриваемого примера Там же приведены некоторые рекомендации по

выбору конструктивных параметров В зацеплении показываются те зубчатые

колеса которые соответствуют расчѐтной ветви на графике подач

(см рис 21) С помощью этой схемы могут быть определены все

необходимые расстояния между опорами шестернями а также направления

тангенциальных и радиальных усилий

При вычерчивании компоновочной схемы необходимо

ndash обеспечить достаточные осевые перемещения зубчатых колес муфт

переключающих устройств

ndash исключить одновременное включение зубчатых колес с двумя

смежными неподвижными колесами

ndash обеспечить доступную и быструю сборку и разборку легкую

регулировку опор зубчатых зацеплений Кроме того обеспечить хороший

доступ для осмотра деталей коробки и ремонта

ndash конструкцию корпуса выполнять удобной простой и технологичной

обеспечивающей простоту монтажа и демонтажа деталей и узлов коробок

ndash возможно большее число центров валов располагать по одним и тем же

вертикалям и горизонталям что обеспечивает наибольшую простоту

настройки станков при обработке посадочных отверстий в корпусах

ndash обеспечить наибольшую жесткость валов и опор для чего следует

расстояние между зубчатыми колѐсами и другими деталями принимать

наименьшими из допустимых

332 Составление расчетной схемы нагружения вала

Расчет валов в настоящих методических указаниях производится на ЭВМ

Программа расчета составлена для унифицированной схемы нагружения

двухопорного вала (рис35) двумя силами в пролете P0 и P1 и силами P2 и P3

приложенными на консольных участках Эти силы возникают в зубчатых

зацеплениях при передаче крутящего момента К такой схеме нагружения

можно привести большое число валов приняв для отсутствующих шестерен

силы равными нулю Расстояния между опорами валов и закрепленными на

32

Ри

с3

4 К

ом

пон

овочн

ая с

хем

а короб

ки

под

ач

а-раз

вер

тка

б-с

вер

тка

(од

ин

из

возм

ож

ны

х в

ари

анто

в)

33

Рис35 Расчетная унифицированная схема нагружения вала к программе ldquoВалrdquo

Рис36 Расчетная схема нагружения II вала в рассматриваемом примере

34

нем шестернями а также направление тангенциальных ( iT ) и радиальных ( iR )

усилий определяется с помощью компоновочной схемы При этом радиальные

усилия всегда направлены к центру рассчитываемого вала а тангенциальные

совпадают с направлением вращения ведущего колеса Все линейные размеры

( g l l 0 1 ) отсчитываются от II опоры причем для отсутствующих шестерен

они задаются равными 0 Углы i и i определяющие направления

радиальных iR и тангенциальных iT сил должны отсчитываться против

часовой стрелки от положительного направления оси Х выбранного так как

показано на схеме Для отсутствующих шестерен принимается 0i

571i рад (900 ) Начальные диаметры отсутствующих шестерен (Д = Д0

Д1hellip) принимаются равными бесконечности а практически ndash большой

величине например Д = 10000000 см При этом окружная и радиальная силы

получаются близкими к 0

На рис 36 показана расчетная схема нагружения II вала для нашего

примера

333 Порядок расчета вала с помощью унифицированных формул

Расчет стального сплошного вала на двух опорах из условия прочности

заключается в определении его диаметров в сечениях I 0 1 II (см рис35)

Последовательность расчета выполняемого по унифицированным

формулам программ следующая

1) Определение действующих в зацеплении сил

ii

Д

МT КР2 R T tgi i

o 20

2) Определение проекций сил на оси X и Y

X T Ri i i i i cos cos Y T Ri i i i i sin sin

3) Определение опорных реакций в плоскостях X ndash горизонтальная и

Y ndash вертикальная соответственно в опоре I и II

g

lxlxlxlxR

IX33221100

R x x x x RX XII I 0 1 2 3

g

lylylylyR

IY33221100

R y y y y RY YII I 0 1 2 3

Силы направленные на вал при принятом расположении осей координат

имеют знак laquo + raquo а от вала laquo ndash raquo Для реакций правило знаков противоположно

35

4) Определение изгибающих моментов в сечениях

над левой опорой (сечение I)

M x l gX I 2 2( ) M y l gYI

2 2( )

над правой опорой (сечение II)

M x lX II 3 3 M y lYII

3 3

под силой P0 (сечение 0)

)()( 00220

lgRllxMI

XX )()( 00220

lgRllyMI

YY

под силой P1 (сечение 1)

M x l l R lX XI II 3 1 3 1( ) M y l l R lY YI II

3 1 3 1( )

5) Определение суммарных изгибающих моментов

M M MI X YI I 2 2 M M MII X YII II 2 2

M M MX Y 02 2

0 0 M M MX Y1

2 2

1 1

6) Определение приведенных моментов ПРМ

Приведенные моменты определяются в каждом из 4-х сечений в

отдельности по формуле

22750 КРMMM iпрi где i = 0 1 I II

7) Определение диаметра вала в каждом из сечений производится по

зависимости

3

10 и

прii

Md

где ПРМ Н∙см [ и ] ndash допускаемое напряжение на изгиб МПа

334 Определение исходных данных для расчета валов

Указания по определению исходных данных для расчета валов приведены

в табл38 В ней же даны численные значения исходных параметров

36

Таблица 38

Исходные данные для расчета диаметров вала

Исходные

данные и

определя ndash

емые

величины

Обозна ndash

ения и

раз ndash

мерность

Расчетные

формулы

Указания по

выбору

Числовые

величины

(см пример)

Крутящий

момент на

рассчиты ndash

ваемом валу

MKP

Н∙м

MKP =

= 974000 N

n

п 313 2250

Марка

стали и

термообра ndash

ботка

Сталь 45

нормализованная

Табл39

[3 13 14]

ndash

Допускаемое

напряжение

на изгиб

[ ]u

МПа

ndash Рис37 и

табл39

[3 13 14]

775

Начальные

диаметры

колес

Д0 Д1 Д2 Д3

в расчетной

схеме

Д см Д = z m z ndash из

кинематичес ndash

кого расчета

mndash в п322

диаметры

отсутствую ndash

щих шестерен

Д = 10000000

Д0 =10000000

Д1 = 48

Д2 = 50

Д3 = 107

Расстояния

g l0 l1

l2 l3

в расчетной

схеме

g l

см

ndash п332 рис 35

(числовые

величины

см рис 36)

g0 = 102

l0 = 0

l1= 24

l2 = 135

l3 = 0

Углы

действия сил

i для iT

i для iR

i i

рад

ii0

0180

ii0

0180

где 0

i 0

i

ndash углы

измеренные

в градусах

п332 рис 35

(числовые

величины

см рис 36)

0 = 0

0 = 157

1 = 0

1 = 157

2 = 0785

2 = 2355

3 = 0

3 = 157

37

Таблица 39

Допускаемые напряжения на изгиб [ и ] для стальных валов (в МПа)

Источник

концентрации

напряжения

Диаметр

вала мм

Марка стали и термообработка

45

норм

45

улучш

40Х

улучш

40Х

закал

Насаженная на вал

деталь

(шестерня шкив)

с острыми кромками

15 775 850 900 950

30 750 825 875 925

45 725 800 850 900

60 700 775 825 875

75 675 750 800 850

90 650 725 775 825

Рис37 Номограмма для ориентированного определения

диаметров валов по крутящему моменту

38

необходимые для расчета II вала привода подач в рассматриваемом примере

При расчете валов на ЭВМ углы вводятся в программу в радианах

Если на участке вала действует только крутящий момент то при

составлении исходных данных следует задавать расстояние до шестерни

обусловливающей приложение этого момента величиной 01 см При этом

изгибающий момент от действия радиальной силы будет близок к 0

Например при расчете V вала рассматриваемой коробки подач

(см рис35 и 36) следует принять расстояние l3 = 01 см до шестерни

Д3 = zm = 02 ∙ 20 = 4 см соответственно приняв 3 = 0 и 3 = 157 рад

335 Указания по расчету валов на ЭВМ

Расчет диаметров валов в опасных сечениях I 0 1 II (рис35)

производится на ЭВМ по программе laquoВАЛraquo [20] исходные данные для

расчета по программе laquoВАЛraquo вводятся в режиме диалога с машиной При

расчете нескольких валов каждому файлу необходимо давать новое название

например PETROV1 PETROV2 PETROV3

В приложении В представлены распечатки ввода исходных данных и

результаты расчета диаметров II вала в рассматриваемом примере

Для перевода языка машины в принятые обозначения формул следует

руководствоваться табл 310

В целях удобства программирования di рассматриваются для всех

сечений по приведенному моменту Для сечений в которых не действует MKP

диаметр определяется по iM (без машины) Из всех полученных диаметров

выбирается наибольший и округляется до стандартного ряда

Для нашего примера принимаем d = 18 мм учитывая что этот диаметр

вала не окончательный и может измениться при окончательной

конструктивной проработке привода О выборе геометрических параметров

шлицевых валов сказано ниже в п 34

В курсовом проекте с помощью ЭВМ должны быть рассчитаны все валы

коробки подач В записке приводятся расчетные схемы валов и результаты

расчета (распечатки) по каждому валу

34 Выбор подшипников качения и прочих элементов привода

Выбор подшипников качения ведется по динамической грузоподъемности

C определяемой по формуле

P

CL

где L ndash число миллионов оборотов за расчетный срок службы подшипника

качения

39

Таблица 310

Соответствие символов в программе laquoВАЛraquo

обозначениям в расчетных формулах

Символ в

программе

Обозначение

в формулах

Размерность Наименование параметров

1 2 3 4

C MKp Н∙см Крутящий момент на

рассчитываемом валу

Q g см Расстояние между опорами

B [u ] МПа Допускаемое напряжение

на изгиб

M(I)

Di

см

Делительный диаметр i - го

колеса в точке приложения

силы Pi

F1(I) i рад Угол действия силы Ti

F2(I) i рад Угол действия силы Ri

T(I)

Ti

Н

Тангенциальная сила

действующая в точке

приложения силы Pi

R(I) Ri Н Радиальная сила в той же точке

X(I) X i Н Проекция сил на ось Х в точке

приложения силы Pi

Y(I) Yi Н Проекция сил на ось Y в той же

точке

G(0) RxI Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре I

G(1) RxII Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре II

B1(0) RyI Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

B1(1) RyII Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре II

L(0)

MxI

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре I

L(1) MxII Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре II

U(0) M yI Н∙см Изгибающий момент в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

40

Окончание табл 310

1 2 3 4

L(I) li см Расстояние между опорой II и

точкой приложения силы Pi

М1(0)

M X 0

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquo0raquo

М1(1) M X1 Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquoIraquo

М2(0)

MY0

Н∙см

Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIIraquo

М2(1) MY1 Н∙см Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIraquo

S(0) M I Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре I

S(1)

M II Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре II

S(2) M 0 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquo0raquo

S(3)

M1 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquoIraquo

P(0)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре I

P(1)

IIпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре II

P(2) 0прМ Н∙см Приведѐнный момент

в сечении laquo0raquo

P(3)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в

сечении laquoIraquo

A(0)

d I см Диаметр вала в опоре I

A(1)

d II см Диаметр вала в опоре II

A(2)

d0 см Диаметр вала в сечении laquo0raquo

A(3)

d1 см Диаметр вала в сечении laquoIraquo

41

P ndash расчетная нагрузка подшипника Н

C ndash динамическая грузоподъемность подшипника указанная в катало ndash

ге Н

ndash коэффициент (для шарикоподшипников = 3 для роликоподшип ndash

ников = 333)

Данная формула справедлива при n ge 10 обмин При n = 1 divide 10 обмин

расчет ведут по n = 10 обмин При n lt 1 обмин действующую нагрузку

рассматривают как статическую

Расчетный срок службы подшипника в часах выражается зависимостью

LL

nh

10

60

6

Задавшись Lh (для металлорежущих станков обычно Lh = 12000divide20000 ч)

из данной формулы определяют L затем вычислив P (см ниже) и зная

находят C После того ориентируясь на желаемые габариты и прежде всего на

диаметр шейки вала где должен быть установлен подшипник подбирают по

каталогу 21 наиболее близкий по величине C типоразмер подшипника

Расчетную нагрузку подшипника определяют по формуле

P X V F Y F K Kr a T ( )

где Fr ndash радиальная нагрузка Н

Fa ndash осевая нагрузка Н

X ndash безразмерный коэффициент радиальной нагрузки

Y ndash безразмерный коэффициент вращения (при вращении внутреннего

кольца V = 1 при вращении наружного ndash V = 12)

K ndash безразмерный коэффициент безопасности (для токарных станков

K = 1 ndash 12 для фрезерных ndash K = 13 ndash 18)

KT ndash безразмерный температурный коэффициент (при работе до 1250С

KT = 105)

В коробках подач обычно используют прямозубые колеса поэтому

формула для определения расчетной нагрузки без учета осевых сил примет

вид (при Fa = 0 X =1)

P V F K Kr T

Величина радиальной нагрузки подсчитывается по формуле

F R Rr Xi Yi 2 2

где RXi RYi ndash наибольшие по величине опорные реакции определяемые при

расчете вала (см приложение 3 соответственно G(0) B1(0) или G(1) B1(1))

42

Проведем подбор подшипников для II вала привода в рассматриваемом

примере Из распечатки результатов расчета вала выписываем наибольшие

опорные реакции G(0) = 7566 Н B1(0) = 12285 Н и определяем

Fr 757 6 1228 5 1443 32 2 Н

Для определения расчетной нагрузки принимаем V =1 K = 12 KT = 105

тогда P = 1∙14433∙12∙105 = 18188 Н Определяем L при известной частоте

вращения n = 45 обмин (см табл 31) и задавшись hL = 2000 ч

5410

456020000

10

6066

nhL

L млн оборотов

Динамическая грузоподъемность 868735461818 3 LPC Н

По расчетному значению C приняв диаметр шейки вала шd = 17 мм

(см приложение Б) выбираем по каталогу [21] подшипник 203 с

динамической грузоподъемностью C = 7520 Н

Выбор геометрических характеристик шлицевых валов [17 18 21 и др]

можно производить по ранее рассчитываемому на ЭВМ наибольшему

диаметру сплошного вала Желательно затем произвести проверочный расчет

шлицевого соединения по напряжениям смятия [14 21 и др]

При выборе и расчете шпоночных соединений следует использовать

работы [13 divide 15 21 и др] Сечение шпонки подбирают по диаметру вала

длину ndash обычно на 5 ndash 10 мм короче ступицы закрепляемой детали соедине ndash

ние проверяют на смятие

43

ПРИЛОЖЕНИЕ А

Нормальный ряд чисел в станкостроении (нормаль HII - I) со

знаменателем =106

1 ndash 106 ndash 112 ndash 118 ndash 125 ndash 132 ndash 14 ndash 15 ndash 16 ndash 17 ndash 18 ndash 19 ndash 2 ndash 212 ndash

225 ndash 235 ndash 25 ndash 265 ndash 28 ndash 3 ndash 315 ndash 335 ndash 355 ndash 375 ndash 4 ndash 425 ndash 45 ndash 475

ndash 5 ndash 53 ndash 56 ndash 6 ndash 63 ndash 67 ndash 71 ndash 75 ndash 8 ndash 85 ndash 9 ndash 95 ndash 10

Примечания

1 Числа высшего порядка получаются умножением или делением чисел нор-

мального ряда на 10 100 1000hellip

Например

01 ndash 0106 ndash 0112 hellip 10 ndash 106 ndash 112 hellip 100 ndash 106 ndash 112 hellip

2 Числа геометрического ряда с gt 106 образуются из ряда с = 106 по

зависимости вида

U i106

112 1062 141 1066 178 10610

126 1064 158 1068 2 10612

3 Образование нормального ряда чисел с заданным = 106 производится

путем выписывания каждого (i + 1) числа из которых с = 106 начиная с

минимального ndash заданного

Например

126 1064 при minn = 112

hellip112 ndash 14 ndash 18 ndash 225 ndash hellip ndash 9 ndash 95 ndash 10 ndash 106 hellip

6061411 при minn = 132

hellip132 ndash 19 ndash 265 ndash 375 ndash hellipndash 53 ndash 75 ndash 106 ndash 15 hellip

8061581 при minn = 125

hellip125 ndash 2 ndash 315 ndash 5 ndash hellip ndash 8 ndash 125 ndash 20 ndash 315 hellip

44

ПРИЛОЖЕНИЕ Б

Распечатка исходных данных и результатов расчета

шестерен коробки подач

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ1 BSV

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y=037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 20289 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 170

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 164

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 124

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 096

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 143

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 105

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ2 BSV

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 142

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 131

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 104

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 076

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 3389 S = 1130

45

Продолжение приложения Б

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 120

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 084

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ3 BSV

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 123

А= 0102 С = 120 L = 1

R= 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 072

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБ НОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 079

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ4 BSV

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 108

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 063

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

46

Окончание приложения Б

G = 10 F = 225 U = 138

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 069

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ5 BSV

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 175

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 106

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 128

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 061

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U= 4

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 147

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 067

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

47

ПРИЛОЖЕНИЕ В

Распечатка исходных данных и результатов расчета II вала коробки подач

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

С = 2250 Q = 102 В = 775

М (0) = 10000000 L (0) = 0 Fl (0) = 0 F2 (0) = 157

М (1) = 48 L (1) = 24 Fl (1) = 0 F2 (1) = 157

М (2) = 5 L (2) = 135 Fl (2) = 0785 F2 (2) = 2355

М (3) = 10000000 L (3) = 0 Fl (3) = 0 F2 (3) = 157

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЁТА

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

VAL2 BSS

G (0) = 75761 В1 (0) = 122849

L1 (0) = -133882 М1 (0) = 225065

U (0) = -286321 М2 (0) = 81749

G (1) = 58586 В1 (1) = -2023

L1 (1)=0 М1 (1) = 140606

U (1) = 0 М2 (1) = -4855

S (0) = 316076 Р (0) = 37131 А (0) = 168

S (1) = 0 Р (1) = 194855 А(1) = 135

S (2) = 239451 Р (2) = 308716 А (2) = 158

S (3) = 140690 Р (3) = 240338 А (3) = 145

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

48

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1 Киреев Г И Комплексный расчет коробок скоростей металлорежущих

станков на ЕС ndash ЭВМ методические указания по курсовому и дипломному

проектированию для студентов специальности 0501 Часть 1 Г И Киреев ndash

Ульяновск УлПИ 1984 ndash 43 с

2 Металлорежущие станки и автоматы учебник для машинострои ndash

тельных втузов под ред А С Проникова ndash М Машиностроение 1981 ndash

479 с

3 Тарзиманов Г А Проектирование металлорежущих станков ГА

Тарзиманов ndash М Машиностроение 1980 ndash 288 с

4 Тепинкичиев В К Металлорежущие станки В К Тепинкичиев ndash М

Машиностроение 1973 ndash 472 с

5 Металлорежущие станки учебник для машиностроительных вузов

под ред В Э Пуша ndash М Машиностроение 1985 ndash 575 с

6 Металлорежущие системы машиностроительных производств учебное

пособие для студентов техн вузов О В Таратынов Г Г Земсков И М

Таратынова ndash М Высш шк 1988 ndash 464 с

7 Кузнецов М М Проектирование автоматизированного производствен ndash

ного оборудования учебное пособие для вузов М М Кузнецов В А Усов

К С Стародубов ndash М Машиностроение 1987 ndash 288 с

8 Орликов М Л Металлорежущие станки курсовое и дипломное

проектирование М Л Орликов И Г Федоренко В Н Шишкин ndash Киев

Высш шк1987 ndash 152 с

9 ГОСТ 2701 ndash 76 Схемы Виды и типы Общие требования к

выполнению ndash М Изд ndash во стандартов 1976 ndash 12 с

10 ГОСТ 2703 ndash 88 Правила выполнения кинематических схем ndash М

Изд ndash во стандартов 1988 ndash 7 с

11 Пуш В Э Конструирование металлорежущих станков В Э Пуш ndash

М Машиностроение 1977 ndash 380 с

12 Каминская В В Станины и корпусные детали металлорежущих

станков В В Каминская З М Левиеа Д Н Решетов ndash М Машгиз 1960 ndash

362 с

13 Курсовое проектирование деталей машин справочное пособие часть I

и II А В Кузьмин И Н Макейчик Ф В Калачѐв и др ndash Минск Высш шк

1982 ndash 584 с

14 Анурьев В И Справочник конструктора ndash машиностроителя Т2

В И Анурьев ndash М Машиностроение 1982 ndash 584 с

15 Чернин И М Расчѐты деталей машин справочник И М Чернин

А В Кузьмин Г М Ицкевич ndash Минск Высш шк 1978 ndash 592 с

16 Детали и механизмы металлорежущих станков Т2 под общ ред

Д Н Решетова ndash М Машиностроение 1972 ndash 405 с

49

17 Серенсен С В Валы и оси Конструирование и расчет С В Серенсен

и др ndash М Машиностроение 1970 ndash 312 с

18 СТ СЭВ 185 ndash 75 Геометрические характеристики шлицевых

прямозубых соединений ndash М Изд ndash во стандартов 1975

19 СТ СЭВ 189 ndash 76 и СТ СЭВ 189 ndash 77 Размеры призматических

шпонок ndash М Изд ndash во стандартов 1976

20 Зубенко В Л Методические разработки к курсовому проектированию

по металлорежущим станкам В Л Зубенко М Я Цлаф ndash Куйбышев КПтИ

1978 ndash 32 с

21 Справочник металлиста В 5 т Т1 под общ ред С А Чернавского и

В Ф Рещикова ndash М Машиностроение 1976 ndash 768 с

22 Сена Л А Единицы физических величин и их размерности учебно-

справочное руководство ЛА Сена ndash 3-е изд перераб и доп ndash М Наука

Гл ред физ-мат лит 1988 ndash 432 с

23 Кочергин А И Конструирование и расчет металлорежущих станков и

станочных комплексов Курсовое проектирование учебное пособие для вузов

А И Кочергин ndash Минск Высш шк 1991 ndash 382 с

Учебное издание

РАСЧЕТ ПРИВОДОВ ПОДАЧ

МЕТАЛЛОРЕЖУЩИХ СТАНКОВ

Методические указания по курсовому

и дипломному проектированию

Составители Шестернинов Александр Владимирович

Горшков Геннадий Михайлович

Редактор НАЕвдокимова

Подписано в печать 30082007 Формат 60times8416 Услпечл302

Тираж 150 экз Заказ

Ульяновский государственный технический университет

432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Типография УлГТУ 432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Page 14: Расчет приводов подач металлорежущих станков. Методичка

15

Рис23 График частот вращения валов независимого

привода подач с винтовой передачей (гори ndash

зонтально - фрезерный станок)

16

Ри

с24

К

ин

емат

ичес

кая

схем

а п

ри

вод

а п

од

ач г

ори

зон

тальн

о ndash

фрез

ерн

ого

ста

нка

17

Исходные данные для прочностного расчѐта описываемого примера

расчетное число часов работы привода Т = 20000 ч тяговое усилие

развиваемое исполнительным органом Q = 11000 Н

31 Определение недостающих параметров

для прочностного расчета

Прочностной расчет привода подач должен быть выполнен таким

образом чтобы все его звенья могли выдержать нагрузки возникающие при

черновых режимах работы В соответствии с этим необходимо предварительно

определить расчетные величины частот вращения валов мощностей крутящих

моментов и других параметров действующих при силовом резании Однако

несмотря на то что все типы приводов подач должны рассчитываться для

черновой обработки между ними существует отличие в определении

указанных расчѐтных величин

311 Определение расчетных частот вращения

валов привода

Расчѐтная частота вращения i - го вала привода n n n nI II III i ndash опре ndash

деляется по графику частот вращения с помощью расчетной ветви

обозначаемой на графике утолщенной линией (см рис 21 и 23)

Положение расчѐтной линии для коробок скоростей определяется

расчѐтной частотой вращения шпинделя

4

min

max

minn

nnnшп (31)

где nmin и nmax ndash соответственно минимальная и максимальная частоты

вращения шпинделя (задаются или определяются по базовому станку)

В нашем случае для станка мод 16К20 при minn = 16 обмин

maxn = 2000 обмин ndash шпn = 535 обмин Корректируя по станку имеем

шпn = 63 обмин

Положение расчетной ветви на графике в приводах подач независимого

типа определяется расчетной частотой вращения последнего вала привода

(см рис23)

3

max

minmax

n

nnn прн

(32)

18

где nmin и nmax ndash минимальная и максимальная частоты вращения последнего

вала привода подач

Положение расчетной ветви для зависимых приводов подач определяется

верхней линией на графике (см рис 21) Однако расчетные значения in

берутся здесь не прямо с графика а находятся путем умножения частот

вращения верхней линии на величину шпn определяемой по формуле 31

Для нашего примера 6311 шпnn обмин

456341

1IIn 53163

2

1IIIn 52263

82

1IVn 531Vn

97638

1IVn 252063

250

1VIIn

312 Определение потребной величины мощности

подачи исполнительного органа станка

Мощность расходуемая непосредственно исполнительным органом

станка на осуществление подач относительно невелика и может быть

приблизительно определена по мощности электродвигателя привода главного

движения В этом случае она обычно принимается для токарных и

револьверных станков равной 1 ndash 4 сверлильных 4 ndash 5 и фрезерных

15 ndash 20 от мощности главного привода Более точно потребную величину

мощности подачи исполнительного органа станка в кВт можно определить по

формуле

10200060

МИНSQ

N (33)

где Q ndash тяговая сила необходимая для перемещения исполнительного органа

станка при резании Н

МИНS ndash величина минутной подачи при черновой обработке мммин

Величину тяговой силы если она не задана можно рассчитать по

формулам приведенных в работах [6811]

Подача МИНS при расчете независимого привода определяется следующим

образом

ПРНМИН ntS или ПРНМИН nzmS

При расчете зависимого привода величина МИНS определяется

произведением

шпnSSМИН

где S ndash максимальная подача за 1 оборот шпинделя ммоб

19

В нашем примере 4263600 МИНS мммин Q = 11000 Н

соответственно

N

11000 42

60 1020000 075 кВт

Если привод подач независим т е движение подачи осуществляется от

отдельного электродвигателя то необходимая мощность двигателя

определяется отношением

эN =n

N

где n ndash КПД цепи подач приближенно принимаемой при расчете двигателя

n = 015 divide 02

Найденная величина эN уточняется при выборе типа электродвигателя по

справочным данным

313 Определение величины мощности и крутящих

моментов на валах привода

Мощность на i - м валу независимого привода подач и коробок скоростей

определяется произведением

iэi NN

где i ndash КПД участка кинематической цепи до i ndash вала подсчитываемый как

произведение КПД отдельных элементов (см табл 33) начиная с вала

электродвигателя ( IIIIIIi )

Мощность на i - м валу зависимого привода определяется следующим

образом

ii

NN

где i ndash КПД участка кинематической цепи до i - го вала подсчитываемый как

произведение КПД отдельных элементов (см табл 33) начиная с вала

тягового устройства

В нашем примере 0760990

0750

i

NNVII

кВт

NVI

0 076

0 8 0 9950 096

2

кВт NV

0 096

0 99 0 9950 098

2

кВт

20

N IV 0100 кВт N III 0102 кВт N II 0104 кВт N I 0106 кВт

Крутящий момент на i - м валу любого привода определяется по фор ndash

муле

i

ii n

NM 974000 Н∙см

В рассматриваемом приводе подач

164063

1060974000974000

I

II n

NM Н∙см

2250IIM Н∙см 3150IIIM Н∙см 4330IVM Н∙см

3030VM Н∙см 11830VIM Н∙см 293740VIIM Н∙см

32 Расчет зубчатых передач

Расчет цилиндрических зубчатых колес (шестерен) заключается в

определении требуемого модуля Для стальных прямозубых колес модуль

определяется по следующим двум формулам

1) из условия изгибной прочности зубьев

3

19500000

nm

uвu

KKKN

Н

НРДП

2) из условия контактной прочности (усталости) поверхностных слоѐв

зубьев

3

210700001

nzi

im НРДП KKKN

квк

Порядок выбора исходных данных с указанием их размерностей приведен

в п 321

Из двух рассчитываемых модулей выбирается большее значение и

округляется до стандартного m = 1 15 2 25 3 4 5 6 8 10hellip(мм)

321 Определение исходных данных для расчета зубчатых колес

Выбор исходных величин необходимых для расчета модулей зубчатых

колес производится с помощью указаний табл 31 В ней же приведены

числовые величины рассматриваемого примера

21

Таблица 31

Исходные данные для определения модулей зубчатых колес

Исходные данные и

определяемые

величины

Обозначе ndash

ния и раз ndash

мерность

Расчетные

формулы

Указания

по выбору

см hellip

Числовые

величины

(см

пример)

1 2 3 4 5

Степень точности

зубчатых передач

(67 или 8)

ndash

ndash

По ГОСТ

1643-81

7

Марка стали и

термообработка

1 ndash 40Х нормализация

2 ndash 12ХН3А цементация

и закалка

3 ndash 40ХФА

азотирование

Табл 32

[14]

ndash

Мощность на валах

привода

ndash для коробок подач с

независимым

приводом и коробок

скоростей

ndash для коробок подач с

зависимым приводом

iN кВт

iN кВт

iэi NN

ii NN

п 313

п 313

ndash

IN =0106

IIN =0104

IIIN =0102

IVN =0100

VN =0098

Число зубьев

шестерен (зубчатое

колесо с меньшим

числом зубьев)

Z

ndash

Из кинемаndash

тического

расчета

рис 22

1 ndash 18

5 ndash 24

7 ndash 30

11 ndash 44

15 ndash 20

Расчетная частота

вращения вала

(шестерни)

n обмин

ndash

п 311 In =63

IIn =45

IIIn =315

VIn =225

Vn =315

22

Продолжение табл 31

1 2 3 4 5

Передаточное число

зубчатой пары

i

Определяется

отношением числа

зубьев большего колеса

к меньшему (т е i ge 1)

1i =139

2i =138

3i =14

4i =138

5i =4

Отношение ширины

зубчатого венца (acirc) к

модулю (m)

в

mвв

147 в

10

Коэффициенты

перегрузки

динамичности

неравномерности

распределения

нагрузки

формы зуба

ПK

ДK

НРK

НУ

ndash

ndash

ndash

ndash

Табл34

Табл35

(в короб ndash

ках подач

ДK =1)

Табл36

Рис31

при =0

12

1

1 ndash 17

5 ndash 11

7 ndash 105

11 ndash 11

15 ndash 12

1 ndash 037

5 ndash 042

7 ndash 050

11 ndash 049

15 ndash 040

Общая

продолжительность

работы механизма за

расчетный срок

службы

МТ ч

ndash

Из задания

20000

Суммарное число

циклов нагружения

зуба за TM

CN CN

MTn 60

ndash

7 6 107

5 4 107

38 107

2 7 107

38 107

23

Окончание табл 31

1 2 3 4 5

Коэффициент

переменности режима

нагрузок для расчета

модуля на изгиб

Kи реж

ndash

Рис 32

для сред ndash

него ре ndash

жима при

среднем

значении

NC 4 7 107

113

Длительный предел

выносливости зуба

при работе на изгиб

(для трех сталей)

σи пр МПа

ndash

Табл 32

[14]

1 ndash 180

2 ndash 460

3 ndash 300

Допускаемое

напряжение на изгиб

[σи] МПа [σи] =

= σи пр Kи реж

1 ndash 2029

2 ndash 5200

3 ndash 3389

Коэффициент

переменности режима

нагрузок для расчета

модуля на контакт ndash

ную прочность

Kк реж

ndash

Рис33

для сред ndash

него ре ndash

жима при

среднем

значении

NC

108

Длительный предел

контактной

выносливости (для

трех сталей)

σКД МПа

ndash

Табл33

[14]

1 ndash 500

2 ndash 1200

3 ndash 1050

Допускаемое

напряжение при

расчете на контакт ndash

ную прочность

[σк] МПа [σк] =

= σКД Kк реж

1 ndash 580

2 ndash 1300

3 ndash 1130

24

Таблица 32

Предел выносливости зубьев для цилиндрических колес

при расчете на изгиб ndash σи пр и контактную прочность ndash σКД

Марка стали

Вид термообработки

σи пр МПа

σКД МПа

40Х

40Х

40Х

50ХН

20Х

18ХГТ

20ХНМ

12ХН3А

25Х2ГНТА

25ХГТ

40Х

40ХФА

Нормализация

Улучшение

Закалка с нагревом ТВЧ

Закалка объемная

Цементация и закалка

То же

raquo

raquo

raquo

raquo

Азотирование (газовое)

То же

180

220

240

260

440

300

440

460

440

400

240

300

500

600

950

980

1150

1150

1200

1200

1200

1100

950

1050

Таблица 33

Значения КПД элементов передач

Элементы передач

КПД

Зубчатая передача

цилиндрическая со шлифованными зубьями

коническая

Червяная передача

Ременная передача

Цепная передача роликовой цепью

Передача винт-гайка

однозаходный винт

двухзаходный винт

Подшипник качения

Подшипник скольжения

099

097

07 ndash 09

095 ndash 098

096

045

065

0995

098 ndash 0985

25

Таблица 34

Коэффициент перегрузки ПK

Характеристика

привода условия

пуска и торможения

Характер процесса резания

равномерный

припуск

неравномерный

припуск

фрезерование

удары

Плавный пуск и

торможение с

помощью

фрикционных муфт

или наличие упругих

и демпфирующих

элементов или

наличие ременной

передачи

10

11 ndash 13

14

Резкий пуск и

торможение

непосредственно от

асинхронного эл

двигателя или

возможность частого

соударения зубьев

при переключении

на ходу

11 ndash 17

12 ndash 17

17

Таблица 35

Коэффициент динамичности ndash ДK для стальных

прямозубых цилиндрических колес

Степень

точности

передачи

Окружная скорость колеса мс

1 ndash 3 3 ndash 6 6 ndash 9 9 ndash 12

6 10 ndash 105 105 ndash 11 11 ndash 115 115 ndash 125

7 105 11 ndash 115 115 ndash 125 12 ndash 135

8 105 ndash 11 115 ndash 12 12 ndash 135 ndash

26

Таблица 36

Средние значения коэффициента неравномерности распределения

нагрузки НРK для стальных прямозубых цилиндрических колес

Отношение

z

в

Расположение зубчатого колеса

симметрично

относительно

опор

вблизи одной

опоры

(вал жесткий)

вблизи одной

опоры

(вал средней

жесткости)

на

консоли

02 10 10 11 12

04 105 11 12 14

06 11 115 13 17

08 115 12 145 20

12 125 14 17 ndash

16 14 16 ndash ndash

20 16 ndash ndash ndash

Рис31 Зависимость коэффициента формы зуба УН от числа

зубьев Z и коэффициента смещения ξ (для некор ndash

регированных колес ξ = 0)

27

Ри

с32

З

ави

сим

ост

ь к

оэф

фи

ци

ента

пер

емен

ност

и р

ежи

ма

наг

рузо

к К

и р

еж

о

т чи

сла

ци

клов н

агруж

ени

я N

c

__________

цем

ента

ци

я

_ _

_ _

_ _

_ у

луч

шен

ие

норм

али

зац

ия за

кал

ка

азо

тирован

ие

1 ndash

сред

нел

егки

й р

ежи

м р

аботы

2 ndash

сред

ни

й р

ежи

м р

аботы

3 ndash

сред

нет

яж

елы

й р

ежи

м р

аботы

28

Ри

с32

З

ави

сим

ост

ь к

оэф

фи

ци

ента

пер

емен

ност

и р

ежи

ма

наг

рузо

к К

и р

еж

о

т чи

сла

ци

клов н

агруж

ени

я N

c

__________

цем

ента

ци

я

_ _

_ _

_ _

_ у

луч

шен

ие

норм

али

зац

ия за

кал

ка

азо

тирован

ие

1 ndash

сред

нел

егки

й р

ежи

м р

аботы

2 ndash

сред

ни

й р

ежи

м р

аботы

3 ndash

сред

нет

яж

елы

й р

ежи

м р

аботы

29

Для каждой зубчатой передачи следует провести два ndash три расчета

используя материалы с разными прочностными характеристиками В

результате будут получены два ndash три разных модуля Это позволит например

сконструировать коробку подач меньших габаритов и веса применив для

колес более прочный и дорогой материал С другой стороны можно

изготовить коробку с зубчатыми передачами имеющими один модуль путем

подбора материалов с разными прочностными свойствами Окончательное же

решение по обоснованному выбору марок сталей следует производить на

основе технико-экономических расчетов

При изложении материала в пояснительной записке по п321 следует

придерживаться порядка приведенного в табл 31

В случае использования справочных данных выраженных во

внесистемных единицах измерения для перевода их размерностей в единицы

СИ необходимо руководствоваться справочником [22]

322 Указания по расчету зубчатых колес на ЭВМ

Расчет модулей зубчатых колес из различных материалов производится на

ЭВМ по программе laquoШестерняraquo [20] Исходные данные для расчета колес по

программе laquoШестерняraquo вводятся в режиме диалога с машиной

В приложении Б представлены распечатки ввода исходных данных и

результаты расчѐта модулей колес в рассматриваемом примере Эти

распечатки вклеиваются в записку Для перевода символов языка машины в

принятые обозначения формул следует руководствоваться табл 37

Анализируем результаты расчета и принимаем в качестве материала

зубчатых колес сталь 40Х нормализованную В этом случае расчетные

значения laquoизгибногоraquo модуля составят соответственно иm = 17 142 137

137 175 мм Принимаем для всех колес коробки модуль равный 2 мм

Следует отметить что модули колес меньше 15 мм в коробке подач

рассматриваемых станков применять не рекомендуется

33 Расчет валов привода

Расчет валов привода подач заключается в определении их диаметров из

условия прочности и содержит целый ряд промежуточных этапов

Необходимо отметить что данный расчет является проектировочным т е

служит для предварительного определения диаметров вала которые в

дальнейшем уточняются при выборе подшипников зубчатых колес расчете

шпонок шлицев и др

331 Разработка компоновочной схемы

Для расчета вала необходимо располагать расчетной схемой его

30

Таблица 37

Соответствие символов в программе laquoШестерняraquo

обозначениям в расчетных формулах

Символ в

программе

Обозначение

в

формулах

Размерность Наименование параметров

1 2 3 4

A Ni кВт Мощность передаваемая i - м валом ( i = 1+У)

C Kn ndash

Коэффициент перегрузки

L KDi ndash

Коэффициент

динамичности

R

KHPi

ndash

Коэффициент

неравномерности

распределения нагрузки

Y НiУ ndash

Коэффициент формы зуба

Z Zi ndash

Число зубьев i - й

шестерни

G вi

ndash

Коэффициент ширины

зубчатого венца

F ni обмин Частота вращения

U ii ndash

Передаточное число

зубчатой пары

W [ ]u ij МПа Допускаемое напряжение

на изгиб

S [ ]K ij МПа Допускаемое напряжение

контактное

M1 muij мм Модуль laquoизгибнойraquo

M2 кijm мм Модуль laquoконтактныйraquo

31

нагружения которая выполняется на основе предварительно разработанной

компоновочной схемы коробки подач Компоновочная схема или эскизная

компоновка выполняется в виде развертки по валам и свертки определяющей

пространственное расположение валов (см рис 34) Эта схема вычерчивается

в произвольном масштабе и в обязательном порядке помещается в записку

При ее разработке следует использовать чертежи привода подач базового

станка чтобы осуществить по возможности наиболее близкую компоновку

разрабатываемой коробки к имеющейся Кроме того необходимо пользоваться

рекомендациями работ [31517] по выбору конструктивных параметров

зубчатых колѐс и других элементов привода

На рис 34 изображена компоновочная схема коробки подач

рассматриваемого примера Там же приведены некоторые рекомендации по

выбору конструктивных параметров В зацеплении показываются те зубчатые

колеса которые соответствуют расчѐтной ветви на графике подач

(см рис 21) С помощью этой схемы могут быть определены все

необходимые расстояния между опорами шестернями а также направления

тангенциальных и радиальных усилий

При вычерчивании компоновочной схемы необходимо

ndash обеспечить достаточные осевые перемещения зубчатых колес муфт

переключающих устройств

ndash исключить одновременное включение зубчатых колес с двумя

смежными неподвижными колесами

ndash обеспечить доступную и быструю сборку и разборку легкую

регулировку опор зубчатых зацеплений Кроме того обеспечить хороший

доступ для осмотра деталей коробки и ремонта

ndash конструкцию корпуса выполнять удобной простой и технологичной

обеспечивающей простоту монтажа и демонтажа деталей и узлов коробок

ndash возможно большее число центров валов располагать по одним и тем же

вертикалям и горизонталям что обеспечивает наибольшую простоту

настройки станков при обработке посадочных отверстий в корпусах

ndash обеспечить наибольшую жесткость валов и опор для чего следует

расстояние между зубчатыми колѐсами и другими деталями принимать

наименьшими из допустимых

332 Составление расчетной схемы нагружения вала

Расчет валов в настоящих методических указаниях производится на ЭВМ

Программа расчета составлена для унифицированной схемы нагружения

двухопорного вала (рис35) двумя силами в пролете P0 и P1 и силами P2 и P3

приложенными на консольных участках Эти силы возникают в зубчатых

зацеплениях при передаче крутящего момента К такой схеме нагружения

можно привести большое число валов приняв для отсутствующих шестерен

силы равными нулю Расстояния между опорами валов и закрепленными на

32

Ри

с3

4 К

ом

пон

овочн

ая с

хем

а короб

ки

под

ач

а-раз

вер

тка

б-с

вер

тка

(од

ин

из

возм

ож

ны

х в

ари

анто

в)

33

Рис35 Расчетная унифицированная схема нагружения вала к программе ldquoВалrdquo

Рис36 Расчетная схема нагружения II вала в рассматриваемом примере

34

нем шестернями а также направление тангенциальных ( iT ) и радиальных ( iR )

усилий определяется с помощью компоновочной схемы При этом радиальные

усилия всегда направлены к центру рассчитываемого вала а тангенциальные

совпадают с направлением вращения ведущего колеса Все линейные размеры

( g l l 0 1 ) отсчитываются от II опоры причем для отсутствующих шестерен

они задаются равными 0 Углы i и i определяющие направления

радиальных iR и тангенциальных iT сил должны отсчитываться против

часовой стрелки от положительного направления оси Х выбранного так как

показано на схеме Для отсутствующих шестерен принимается 0i

571i рад (900 ) Начальные диаметры отсутствующих шестерен (Д = Д0

Д1hellip) принимаются равными бесконечности а практически ndash большой

величине например Д = 10000000 см При этом окружная и радиальная силы

получаются близкими к 0

На рис 36 показана расчетная схема нагружения II вала для нашего

примера

333 Порядок расчета вала с помощью унифицированных формул

Расчет стального сплошного вала на двух опорах из условия прочности

заключается в определении его диаметров в сечениях I 0 1 II (см рис35)

Последовательность расчета выполняемого по унифицированным

формулам программ следующая

1) Определение действующих в зацеплении сил

ii

Д

МT КР2 R T tgi i

o 20

2) Определение проекций сил на оси X и Y

X T Ri i i i i cos cos Y T Ri i i i i sin sin

3) Определение опорных реакций в плоскостях X ndash горизонтальная и

Y ndash вертикальная соответственно в опоре I и II

g

lxlxlxlxR

IX33221100

R x x x x RX XII I 0 1 2 3

g

lylylylyR

IY33221100

R y y y y RY YII I 0 1 2 3

Силы направленные на вал при принятом расположении осей координат

имеют знак laquo + raquo а от вала laquo ndash raquo Для реакций правило знаков противоположно

35

4) Определение изгибающих моментов в сечениях

над левой опорой (сечение I)

M x l gX I 2 2( ) M y l gYI

2 2( )

над правой опорой (сечение II)

M x lX II 3 3 M y lYII

3 3

под силой P0 (сечение 0)

)()( 00220

lgRllxMI

XX )()( 00220

lgRllyMI

YY

под силой P1 (сечение 1)

M x l l R lX XI II 3 1 3 1( ) M y l l R lY YI II

3 1 3 1( )

5) Определение суммарных изгибающих моментов

M M MI X YI I 2 2 M M MII X YII II 2 2

M M MX Y 02 2

0 0 M M MX Y1

2 2

1 1

6) Определение приведенных моментов ПРМ

Приведенные моменты определяются в каждом из 4-х сечений в

отдельности по формуле

22750 КРMMM iпрi где i = 0 1 I II

7) Определение диаметра вала в каждом из сечений производится по

зависимости

3

10 и

прii

Md

где ПРМ Н∙см [ и ] ndash допускаемое напряжение на изгиб МПа

334 Определение исходных данных для расчета валов

Указания по определению исходных данных для расчета валов приведены

в табл38 В ней же даны численные значения исходных параметров

36

Таблица 38

Исходные данные для расчета диаметров вала

Исходные

данные и

определя ndash

емые

величины

Обозна ndash

ения и

раз ndash

мерность

Расчетные

формулы

Указания по

выбору

Числовые

величины

(см пример)

Крутящий

момент на

рассчиты ndash

ваемом валу

MKP

Н∙м

MKP =

= 974000 N

n

п 313 2250

Марка

стали и

термообра ndash

ботка

Сталь 45

нормализованная

Табл39

[3 13 14]

ndash

Допускаемое

напряжение

на изгиб

[ ]u

МПа

ndash Рис37 и

табл39

[3 13 14]

775

Начальные

диаметры

колес

Д0 Д1 Д2 Д3

в расчетной

схеме

Д см Д = z m z ndash из

кинематичес ndash

кого расчета

mndash в п322

диаметры

отсутствую ndash

щих шестерен

Д = 10000000

Д0 =10000000

Д1 = 48

Д2 = 50

Д3 = 107

Расстояния

g l0 l1

l2 l3

в расчетной

схеме

g l

см

ndash п332 рис 35

(числовые

величины

см рис 36)

g0 = 102

l0 = 0

l1= 24

l2 = 135

l3 = 0

Углы

действия сил

i для iT

i для iR

i i

рад

ii0

0180

ii0

0180

где 0

i 0

i

ndash углы

измеренные

в градусах

п332 рис 35

(числовые

величины

см рис 36)

0 = 0

0 = 157

1 = 0

1 = 157

2 = 0785

2 = 2355

3 = 0

3 = 157

37

Таблица 39

Допускаемые напряжения на изгиб [ и ] для стальных валов (в МПа)

Источник

концентрации

напряжения

Диаметр

вала мм

Марка стали и термообработка

45

норм

45

улучш

40Х

улучш

40Х

закал

Насаженная на вал

деталь

(шестерня шкив)

с острыми кромками

15 775 850 900 950

30 750 825 875 925

45 725 800 850 900

60 700 775 825 875

75 675 750 800 850

90 650 725 775 825

Рис37 Номограмма для ориентированного определения

диаметров валов по крутящему моменту

38

необходимые для расчета II вала привода подач в рассматриваемом примере

При расчете валов на ЭВМ углы вводятся в программу в радианах

Если на участке вала действует только крутящий момент то при

составлении исходных данных следует задавать расстояние до шестерни

обусловливающей приложение этого момента величиной 01 см При этом

изгибающий момент от действия радиальной силы будет близок к 0

Например при расчете V вала рассматриваемой коробки подач

(см рис35 и 36) следует принять расстояние l3 = 01 см до шестерни

Д3 = zm = 02 ∙ 20 = 4 см соответственно приняв 3 = 0 и 3 = 157 рад

335 Указания по расчету валов на ЭВМ

Расчет диаметров валов в опасных сечениях I 0 1 II (рис35)

производится на ЭВМ по программе laquoВАЛraquo [20] исходные данные для

расчета по программе laquoВАЛraquo вводятся в режиме диалога с машиной При

расчете нескольких валов каждому файлу необходимо давать новое название

например PETROV1 PETROV2 PETROV3

В приложении В представлены распечатки ввода исходных данных и

результаты расчета диаметров II вала в рассматриваемом примере

Для перевода языка машины в принятые обозначения формул следует

руководствоваться табл 310

В целях удобства программирования di рассматриваются для всех

сечений по приведенному моменту Для сечений в которых не действует MKP

диаметр определяется по iM (без машины) Из всех полученных диаметров

выбирается наибольший и округляется до стандартного ряда

Для нашего примера принимаем d = 18 мм учитывая что этот диаметр

вала не окончательный и может измениться при окончательной

конструктивной проработке привода О выборе геометрических параметров

шлицевых валов сказано ниже в п 34

В курсовом проекте с помощью ЭВМ должны быть рассчитаны все валы

коробки подач В записке приводятся расчетные схемы валов и результаты

расчета (распечатки) по каждому валу

34 Выбор подшипников качения и прочих элементов привода

Выбор подшипников качения ведется по динамической грузоподъемности

C определяемой по формуле

P

CL

где L ndash число миллионов оборотов за расчетный срок службы подшипника

качения

39

Таблица 310

Соответствие символов в программе laquoВАЛraquo

обозначениям в расчетных формулах

Символ в

программе

Обозначение

в формулах

Размерность Наименование параметров

1 2 3 4

C MKp Н∙см Крутящий момент на

рассчитываемом валу

Q g см Расстояние между опорами

B [u ] МПа Допускаемое напряжение

на изгиб

M(I)

Di

см

Делительный диаметр i - го

колеса в точке приложения

силы Pi

F1(I) i рад Угол действия силы Ti

F2(I) i рад Угол действия силы Ri

T(I)

Ti

Н

Тангенциальная сила

действующая в точке

приложения силы Pi

R(I) Ri Н Радиальная сила в той же точке

X(I) X i Н Проекция сил на ось Х в точке

приложения силы Pi

Y(I) Yi Н Проекция сил на ось Y в той же

точке

G(0) RxI Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре I

G(1) RxII Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре II

B1(0) RyI Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

B1(1) RyII Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре II

L(0)

MxI

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре I

L(1) MxII Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре II

U(0) M yI Н∙см Изгибающий момент в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

40

Окончание табл 310

1 2 3 4

L(I) li см Расстояние между опорой II и

точкой приложения силы Pi

М1(0)

M X 0

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquo0raquo

М1(1) M X1 Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquoIraquo

М2(0)

MY0

Н∙см

Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIIraquo

М2(1) MY1 Н∙см Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIraquo

S(0) M I Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре I

S(1)

M II Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре II

S(2) M 0 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquo0raquo

S(3)

M1 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquoIraquo

P(0)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре I

P(1)

IIпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре II

P(2) 0прМ Н∙см Приведѐнный момент

в сечении laquo0raquo

P(3)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в

сечении laquoIraquo

A(0)

d I см Диаметр вала в опоре I

A(1)

d II см Диаметр вала в опоре II

A(2)

d0 см Диаметр вала в сечении laquo0raquo

A(3)

d1 см Диаметр вала в сечении laquoIraquo

41

P ndash расчетная нагрузка подшипника Н

C ndash динамическая грузоподъемность подшипника указанная в катало ndash

ге Н

ndash коэффициент (для шарикоподшипников = 3 для роликоподшип ndash

ников = 333)

Данная формула справедлива при n ge 10 обмин При n = 1 divide 10 обмин

расчет ведут по n = 10 обмин При n lt 1 обмин действующую нагрузку

рассматривают как статическую

Расчетный срок службы подшипника в часах выражается зависимостью

LL

nh

10

60

6

Задавшись Lh (для металлорежущих станков обычно Lh = 12000divide20000 ч)

из данной формулы определяют L затем вычислив P (см ниже) и зная

находят C После того ориентируясь на желаемые габариты и прежде всего на

диаметр шейки вала где должен быть установлен подшипник подбирают по

каталогу 21 наиболее близкий по величине C типоразмер подшипника

Расчетную нагрузку подшипника определяют по формуле

P X V F Y F K Kr a T ( )

где Fr ndash радиальная нагрузка Н

Fa ndash осевая нагрузка Н

X ndash безразмерный коэффициент радиальной нагрузки

Y ndash безразмерный коэффициент вращения (при вращении внутреннего

кольца V = 1 при вращении наружного ndash V = 12)

K ndash безразмерный коэффициент безопасности (для токарных станков

K = 1 ndash 12 для фрезерных ndash K = 13 ndash 18)

KT ndash безразмерный температурный коэффициент (при работе до 1250С

KT = 105)

В коробках подач обычно используют прямозубые колеса поэтому

формула для определения расчетной нагрузки без учета осевых сил примет

вид (при Fa = 0 X =1)

P V F K Kr T

Величина радиальной нагрузки подсчитывается по формуле

F R Rr Xi Yi 2 2

где RXi RYi ndash наибольшие по величине опорные реакции определяемые при

расчете вала (см приложение 3 соответственно G(0) B1(0) или G(1) B1(1))

42

Проведем подбор подшипников для II вала привода в рассматриваемом

примере Из распечатки результатов расчета вала выписываем наибольшие

опорные реакции G(0) = 7566 Н B1(0) = 12285 Н и определяем

Fr 757 6 1228 5 1443 32 2 Н

Для определения расчетной нагрузки принимаем V =1 K = 12 KT = 105

тогда P = 1∙14433∙12∙105 = 18188 Н Определяем L при известной частоте

вращения n = 45 обмин (см табл 31) и задавшись hL = 2000 ч

5410

456020000

10

6066

nhL

L млн оборотов

Динамическая грузоподъемность 868735461818 3 LPC Н

По расчетному значению C приняв диаметр шейки вала шd = 17 мм

(см приложение Б) выбираем по каталогу [21] подшипник 203 с

динамической грузоподъемностью C = 7520 Н

Выбор геометрических характеристик шлицевых валов [17 18 21 и др]

можно производить по ранее рассчитываемому на ЭВМ наибольшему

диаметру сплошного вала Желательно затем произвести проверочный расчет

шлицевого соединения по напряжениям смятия [14 21 и др]

При выборе и расчете шпоночных соединений следует использовать

работы [13 divide 15 21 и др] Сечение шпонки подбирают по диаметру вала

длину ndash обычно на 5 ndash 10 мм короче ступицы закрепляемой детали соедине ndash

ние проверяют на смятие

43

ПРИЛОЖЕНИЕ А

Нормальный ряд чисел в станкостроении (нормаль HII - I) со

знаменателем =106

1 ndash 106 ndash 112 ndash 118 ndash 125 ndash 132 ndash 14 ndash 15 ndash 16 ndash 17 ndash 18 ndash 19 ndash 2 ndash 212 ndash

225 ndash 235 ndash 25 ndash 265 ndash 28 ndash 3 ndash 315 ndash 335 ndash 355 ndash 375 ndash 4 ndash 425 ndash 45 ndash 475

ndash 5 ndash 53 ndash 56 ndash 6 ndash 63 ndash 67 ndash 71 ndash 75 ndash 8 ndash 85 ndash 9 ndash 95 ndash 10

Примечания

1 Числа высшего порядка получаются умножением или делением чисел нор-

мального ряда на 10 100 1000hellip

Например

01 ndash 0106 ndash 0112 hellip 10 ndash 106 ndash 112 hellip 100 ndash 106 ndash 112 hellip

2 Числа геометрического ряда с gt 106 образуются из ряда с = 106 по

зависимости вида

U i106

112 1062 141 1066 178 10610

126 1064 158 1068 2 10612

3 Образование нормального ряда чисел с заданным = 106 производится

путем выписывания каждого (i + 1) числа из которых с = 106 начиная с

минимального ndash заданного

Например

126 1064 при minn = 112

hellip112 ndash 14 ndash 18 ndash 225 ndash hellip ndash 9 ndash 95 ndash 10 ndash 106 hellip

6061411 при minn = 132

hellip132 ndash 19 ndash 265 ndash 375 ndash hellipndash 53 ndash 75 ndash 106 ndash 15 hellip

8061581 при minn = 125

hellip125 ndash 2 ndash 315 ndash 5 ndash hellip ndash 8 ndash 125 ndash 20 ndash 315 hellip

44

ПРИЛОЖЕНИЕ Б

Распечатка исходных данных и результатов расчета

шестерен коробки подач

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ1 BSV

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y=037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 20289 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 170

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 164

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 124

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 096

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 143

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 105

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ2 BSV

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 142

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 131

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 104

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 076

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 3389 S = 1130

45

Продолжение приложения Б

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 120

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 084

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ3 BSV

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 123

А= 0102 С = 120 L = 1

R= 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 072

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБ НОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 079

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ4 BSV

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 108

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 063

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

46

Окончание приложения Б

G = 10 F = 225 U = 138

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 069

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ5 BSV

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 175

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 106

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 128

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 061

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U= 4

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 147

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 067

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

47

ПРИЛОЖЕНИЕ В

Распечатка исходных данных и результатов расчета II вала коробки подач

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

С = 2250 Q = 102 В = 775

М (0) = 10000000 L (0) = 0 Fl (0) = 0 F2 (0) = 157

М (1) = 48 L (1) = 24 Fl (1) = 0 F2 (1) = 157

М (2) = 5 L (2) = 135 Fl (2) = 0785 F2 (2) = 2355

М (3) = 10000000 L (3) = 0 Fl (3) = 0 F2 (3) = 157

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЁТА

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

VAL2 BSS

G (0) = 75761 В1 (0) = 122849

L1 (0) = -133882 М1 (0) = 225065

U (0) = -286321 М2 (0) = 81749

G (1) = 58586 В1 (1) = -2023

L1 (1)=0 М1 (1) = 140606

U (1) = 0 М2 (1) = -4855

S (0) = 316076 Р (0) = 37131 А (0) = 168

S (1) = 0 Р (1) = 194855 А(1) = 135

S (2) = 239451 Р (2) = 308716 А (2) = 158

S (3) = 140690 Р (3) = 240338 А (3) = 145

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

48

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1 Киреев Г И Комплексный расчет коробок скоростей металлорежущих

станков на ЕС ndash ЭВМ методические указания по курсовому и дипломному

проектированию для студентов специальности 0501 Часть 1 Г И Киреев ndash

Ульяновск УлПИ 1984 ndash 43 с

2 Металлорежущие станки и автоматы учебник для машинострои ndash

тельных втузов под ред А С Проникова ndash М Машиностроение 1981 ndash

479 с

3 Тарзиманов Г А Проектирование металлорежущих станков ГА

Тарзиманов ndash М Машиностроение 1980 ndash 288 с

4 Тепинкичиев В К Металлорежущие станки В К Тепинкичиев ndash М

Машиностроение 1973 ndash 472 с

5 Металлорежущие станки учебник для машиностроительных вузов

под ред В Э Пуша ndash М Машиностроение 1985 ndash 575 с

6 Металлорежущие системы машиностроительных производств учебное

пособие для студентов техн вузов О В Таратынов Г Г Земсков И М

Таратынова ndash М Высш шк 1988 ndash 464 с

7 Кузнецов М М Проектирование автоматизированного производствен ndash

ного оборудования учебное пособие для вузов М М Кузнецов В А Усов

К С Стародубов ndash М Машиностроение 1987 ndash 288 с

8 Орликов М Л Металлорежущие станки курсовое и дипломное

проектирование М Л Орликов И Г Федоренко В Н Шишкин ndash Киев

Высш шк1987 ndash 152 с

9 ГОСТ 2701 ndash 76 Схемы Виды и типы Общие требования к

выполнению ndash М Изд ndash во стандартов 1976 ndash 12 с

10 ГОСТ 2703 ndash 88 Правила выполнения кинематических схем ndash М

Изд ndash во стандартов 1988 ndash 7 с

11 Пуш В Э Конструирование металлорежущих станков В Э Пуш ndash

М Машиностроение 1977 ndash 380 с

12 Каминская В В Станины и корпусные детали металлорежущих

станков В В Каминская З М Левиеа Д Н Решетов ndash М Машгиз 1960 ndash

362 с

13 Курсовое проектирование деталей машин справочное пособие часть I

и II А В Кузьмин И Н Макейчик Ф В Калачѐв и др ndash Минск Высш шк

1982 ndash 584 с

14 Анурьев В И Справочник конструктора ndash машиностроителя Т2

В И Анурьев ndash М Машиностроение 1982 ndash 584 с

15 Чернин И М Расчѐты деталей машин справочник И М Чернин

А В Кузьмин Г М Ицкевич ndash Минск Высш шк 1978 ndash 592 с

16 Детали и механизмы металлорежущих станков Т2 под общ ред

Д Н Решетова ndash М Машиностроение 1972 ndash 405 с

49

17 Серенсен С В Валы и оси Конструирование и расчет С В Серенсен

и др ndash М Машиностроение 1970 ndash 312 с

18 СТ СЭВ 185 ndash 75 Геометрические характеристики шлицевых

прямозубых соединений ndash М Изд ndash во стандартов 1975

19 СТ СЭВ 189 ndash 76 и СТ СЭВ 189 ndash 77 Размеры призматических

шпонок ndash М Изд ndash во стандартов 1976

20 Зубенко В Л Методические разработки к курсовому проектированию

по металлорежущим станкам В Л Зубенко М Я Цлаф ndash Куйбышев КПтИ

1978 ndash 32 с

21 Справочник металлиста В 5 т Т1 под общ ред С А Чернавского и

В Ф Рещикова ndash М Машиностроение 1976 ndash 768 с

22 Сена Л А Единицы физических величин и их размерности учебно-

справочное руководство ЛА Сена ndash 3-е изд перераб и доп ndash М Наука

Гл ред физ-мат лит 1988 ndash 432 с

23 Кочергин А И Конструирование и расчет металлорежущих станков и

станочных комплексов Курсовое проектирование учебное пособие для вузов

А И Кочергин ndash Минск Высш шк 1991 ndash 382 с

Учебное издание

РАСЧЕТ ПРИВОДОВ ПОДАЧ

МЕТАЛЛОРЕЖУЩИХ СТАНКОВ

Методические указания по курсовому

и дипломному проектированию

Составители Шестернинов Александр Владимирович

Горшков Геннадий Михайлович

Редактор НАЕвдокимова

Подписано в печать 30082007 Формат 60times8416 Услпечл302

Тираж 150 экз Заказ

Ульяновский государственный технический университет

432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Типография УлГТУ 432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Page 15: Расчет приводов подач металлорежущих станков. Методичка

16

Ри

с24

К

ин

емат

ичес

кая

схем

а п

ри

вод

а п

од

ач г

ори

зон

тальн

о ndash

фрез

ерн

ого

ста

нка

17

Исходные данные для прочностного расчѐта описываемого примера

расчетное число часов работы привода Т = 20000 ч тяговое усилие

развиваемое исполнительным органом Q = 11000 Н

31 Определение недостающих параметров

для прочностного расчета

Прочностной расчет привода подач должен быть выполнен таким

образом чтобы все его звенья могли выдержать нагрузки возникающие при

черновых режимах работы В соответствии с этим необходимо предварительно

определить расчетные величины частот вращения валов мощностей крутящих

моментов и других параметров действующих при силовом резании Однако

несмотря на то что все типы приводов подач должны рассчитываться для

черновой обработки между ними существует отличие в определении

указанных расчѐтных величин

311 Определение расчетных частот вращения

валов привода

Расчѐтная частота вращения i - го вала привода n n n nI II III i ndash опре ndash

деляется по графику частот вращения с помощью расчетной ветви

обозначаемой на графике утолщенной линией (см рис 21 и 23)

Положение расчѐтной линии для коробок скоростей определяется

расчѐтной частотой вращения шпинделя

4

min

max

minn

nnnшп (31)

где nmin и nmax ndash соответственно минимальная и максимальная частоты

вращения шпинделя (задаются или определяются по базовому станку)

В нашем случае для станка мод 16К20 при minn = 16 обмин

maxn = 2000 обмин ndash шпn = 535 обмин Корректируя по станку имеем

шпn = 63 обмин

Положение расчетной ветви на графике в приводах подач независимого

типа определяется расчетной частотой вращения последнего вала привода

(см рис23)

3

max

minmax

n

nnn прн

(32)

18

где nmin и nmax ndash минимальная и максимальная частоты вращения последнего

вала привода подач

Положение расчетной ветви для зависимых приводов подач определяется

верхней линией на графике (см рис 21) Однако расчетные значения in

берутся здесь не прямо с графика а находятся путем умножения частот

вращения верхней линии на величину шпn определяемой по формуле 31

Для нашего примера 6311 шпnn обмин

456341

1IIn 53163

2

1IIIn 52263

82

1IVn 531Vn

97638

1IVn 252063

250

1VIIn

312 Определение потребной величины мощности

подачи исполнительного органа станка

Мощность расходуемая непосредственно исполнительным органом

станка на осуществление подач относительно невелика и может быть

приблизительно определена по мощности электродвигателя привода главного

движения В этом случае она обычно принимается для токарных и

револьверных станков равной 1 ndash 4 сверлильных 4 ndash 5 и фрезерных

15 ndash 20 от мощности главного привода Более точно потребную величину

мощности подачи исполнительного органа станка в кВт можно определить по

формуле

10200060

МИНSQ

N (33)

где Q ndash тяговая сила необходимая для перемещения исполнительного органа

станка при резании Н

МИНS ndash величина минутной подачи при черновой обработке мммин

Величину тяговой силы если она не задана можно рассчитать по

формулам приведенных в работах [6811]

Подача МИНS при расчете независимого привода определяется следующим

образом

ПРНМИН ntS или ПРНМИН nzmS

При расчете зависимого привода величина МИНS определяется

произведением

шпnSSМИН

где S ndash максимальная подача за 1 оборот шпинделя ммоб

19

В нашем примере 4263600 МИНS мммин Q = 11000 Н

соответственно

N

11000 42

60 1020000 075 кВт

Если привод подач независим т е движение подачи осуществляется от

отдельного электродвигателя то необходимая мощность двигателя

определяется отношением

эN =n

N

где n ndash КПД цепи подач приближенно принимаемой при расчете двигателя

n = 015 divide 02

Найденная величина эN уточняется при выборе типа электродвигателя по

справочным данным

313 Определение величины мощности и крутящих

моментов на валах привода

Мощность на i - м валу независимого привода подач и коробок скоростей

определяется произведением

iэi NN

где i ndash КПД участка кинематической цепи до i ndash вала подсчитываемый как

произведение КПД отдельных элементов (см табл 33) начиная с вала

электродвигателя ( IIIIIIi )

Мощность на i - м валу зависимого привода определяется следующим

образом

ii

NN

где i ndash КПД участка кинематической цепи до i - го вала подсчитываемый как

произведение КПД отдельных элементов (см табл 33) начиная с вала

тягового устройства

В нашем примере 0760990

0750

i

NNVII

кВт

NVI

0 076

0 8 0 9950 096

2

кВт NV

0 096

0 99 0 9950 098

2

кВт

20

N IV 0100 кВт N III 0102 кВт N II 0104 кВт N I 0106 кВт

Крутящий момент на i - м валу любого привода определяется по фор ndash

муле

i

ii n

NM 974000 Н∙см

В рассматриваемом приводе подач

164063

1060974000974000

I

II n

NM Н∙см

2250IIM Н∙см 3150IIIM Н∙см 4330IVM Н∙см

3030VM Н∙см 11830VIM Н∙см 293740VIIM Н∙см

32 Расчет зубчатых передач

Расчет цилиндрических зубчатых колес (шестерен) заключается в

определении требуемого модуля Для стальных прямозубых колес модуль

определяется по следующим двум формулам

1) из условия изгибной прочности зубьев

3

19500000

nm

uвu

KKKN

Н

НРДП

2) из условия контактной прочности (усталости) поверхностных слоѐв

зубьев

3

210700001

nzi

im НРДП KKKN

квк

Порядок выбора исходных данных с указанием их размерностей приведен

в п 321

Из двух рассчитываемых модулей выбирается большее значение и

округляется до стандартного m = 1 15 2 25 3 4 5 6 8 10hellip(мм)

321 Определение исходных данных для расчета зубчатых колес

Выбор исходных величин необходимых для расчета модулей зубчатых

колес производится с помощью указаний табл 31 В ней же приведены

числовые величины рассматриваемого примера

21

Таблица 31

Исходные данные для определения модулей зубчатых колес

Исходные данные и

определяемые

величины

Обозначе ndash

ния и раз ndash

мерность

Расчетные

формулы

Указания

по выбору

см hellip

Числовые

величины

(см

пример)

1 2 3 4 5

Степень точности

зубчатых передач

(67 или 8)

ndash

ndash

По ГОСТ

1643-81

7

Марка стали и

термообработка

1 ndash 40Х нормализация

2 ndash 12ХН3А цементация

и закалка

3 ndash 40ХФА

азотирование

Табл 32

[14]

ndash

Мощность на валах

привода

ndash для коробок подач с

независимым

приводом и коробок

скоростей

ndash для коробок подач с

зависимым приводом

iN кВт

iN кВт

iэi NN

ii NN

п 313

п 313

ndash

IN =0106

IIN =0104

IIIN =0102

IVN =0100

VN =0098

Число зубьев

шестерен (зубчатое

колесо с меньшим

числом зубьев)

Z

ndash

Из кинемаndash

тического

расчета

рис 22

1 ndash 18

5 ndash 24

7 ndash 30

11 ndash 44

15 ndash 20

Расчетная частота

вращения вала

(шестерни)

n обмин

ndash

п 311 In =63

IIn =45

IIIn =315

VIn =225

Vn =315

22

Продолжение табл 31

1 2 3 4 5

Передаточное число

зубчатой пары

i

Определяется

отношением числа

зубьев большего колеса

к меньшему (т е i ge 1)

1i =139

2i =138

3i =14

4i =138

5i =4

Отношение ширины

зубчатого венца (acirc) к

модулю (m)

в

mвв

147 в

10

Коэффициенты

перегрузки

динамичности

неравномерности

распределения

нагрузки

формы зуба

ПK

ДK

НРK

НУ

ndash

ndash

ndash

ndash

Табл34

Табл35

(в короб ndash

ках подач

ДK =1)

Табл36

Рис31

при =0

12

1

1 ndash 17

5 ndash 11

7 ndash 105

11 ndash 11

15 ndash 12

1 ndash 037

5 ndash 042

7 ndash 050

11 ndash 049

15 ndash 040

Общая

продолжительность

работы механизма за

расчетный срок

службы

МТ ч

ndash

Из задания

20000

Суммарное число

циклов нагружения

зуба за TM

CN CN

MTn 60

ndash

7 6 107

5 4 107

38 107

2 7 107

38 107

23

Окончание табл 31

1 2 3 4 5

Коэффициент

переменности режима

нагрузок для расчета

модуля на изгиб

Kи реж

ndash

Рис 32

для сред ndash

него ре ndash

жима при

среднем

значении

NC 4 7 107

113

Длительный предел

выносливости зуба

при работе на изгиб

(для трех сталей)

σи пр МПа

ndash

Табл 32

[14]

1 ndash 180

2 ndash 460

3 ndash 300

Допускаемое

напряжение на изгиб

[σи] МПа [σи] =

= σи пр Kи реж

1 ndash 2029

2 ndash 5200

3 ndash 3389

Коэффициент

переменности режима

нагрузок для расчета

модуля на контакт ndash

ную прочность

Kк реж

ndash

Рис33

для сред ndash

него ре ndash

жима при

среднем

значении

NC

108

Длительный предел

контактной

выносливости (для

трех сталей)

σКД МПа

ndash

Табл33

[14]

1 ndash 500

2 ndash 1200

3 ndash 1050

Допускаемое

напряжение при

расчете на контакт ndash

ную прочность

[σк] МПа [σк] =

= σКД Kк реж

1 ndash 580

2 ndash 1300

3 ndash 1130

24

Таблица 32

Предел выносливости зубьев для цилиндрических колес

при расчете на изгиб ndash σи пр и контактную прочность ndash σКД

Марка стали

Вид термообработки

σи пр МПа

σКД МПа

40Х

40Х

40Х

50ХН

20Х

18ХГТ

20ХНМ

12ХН3А

25Х2ГНТА

25ХГТ

40Х

40ХФА

Нормализация

Улучшение

Закалка с нагревом ТВЧ

Закалка объемная

Цементация и закалка

То же

raquo

raquo

raquo

raquo

Азотирование (газовое)

То же

180

220

240

260

440

300

440

460

440

400

240

300

500

600

950

980

1150

1150

1200

1200

1200

1100

950

1050

Таблица 33

Значения КПД элементов передач

Элементы передач

КПД

Зубчатая передача

цилиндрическая со шлифованными зубьями

коническая

Червяная передача

Ременная передача

Цепная передача роликовой цепью

Передача винт-гайка

однозаходный винт

двухзаходный винт

Подшипник качения

Подшипник скольжения

099

097

07 ndash 09

095 ndash 098

096

045

065

0995

098 ndash 0985

25

Таблица 34

Коэффициент перегрузки ПK

Характеристика

привода условия

пуска и торможения

Характер процесса резания

равномерный

припуск

неравномерный

припуск

фрезерование

удары

Плавный пуск и

торможение с

помощью

фрикционных муфт

или наличие упругих

и демпфирующих

элементов или

наличие ременной

передачи

10

11 ndash 13

14

Резкий пуск и

торможение

непосредственно от

асинхронного эл

двигателя или

возможность частого

соударения зубьев

при переключении

на ходу

11 ndash 17

12 ndash 17

17

Таблица 35

Коэффициент динамичности ndash ДK для стальных

прямозубых цилиндрических колес

Степень

точности

передачи

Окружная скорость колеса мс

1 ndash 3 3 ndash 6 6 ndash 9 9 ndash 12

6 10 ndash 105 105 ndash 11 11 ndash 115 115 ndash 125

7 105 11 ndash 115 115 ndash 125 12 ndash 135

8 105 ndash 11 115 ndash 12 12 ndash 135 ndash

26

Таблица 36

Средние значения коэффициента неравномерности распределения

нагрузки НРK для стальных прямозубых цилиндрических колес

Отношение

z

в

Расположение зубчатого колеса

симметрично

относительно

опор

вблизи одной

опоры

(вал жесткий)

вблизи одной

опоры

(вал средней

жесткости)

на

консоли

02 10 10 11 12

04 105 11 12 14

06 11 115 13 17

08 115 12 145 20

12 125 14 17 ndash

16 14 16 ndash ndash

20 16 ndash ndash ndash

Рис31 Зависимость коэффициента формы зуба УН от числа

зубьев Z и коэффициента смещения ξ (для некор ndash

регированных колес ξ = 0)

27

Ри

с32

З

ави

сим

ост

ь к

оэф

фи

ци

ента

пер

емен

ност

и р

ежи

ма

наг

рузо

к К

и р

еж

о

т чи

сла

ци

клов н

агруж

ени

я N

c

__________

цем

ента

ци

я

_ _

_ _

_ _

_ у

луч

шен

ие

норм

али

зац

ия за

кал

ка

азо

тирован

ие

1 ndash

сред

нел

егки

й р

ежи

м р

аботы

2 ndash

сред

ни

й р

ежи

м р

аботы

3 ndash

сред

нет

яж

елы

й р

ежи

м р

аботы

28

Ри

с32

З

ави

сим

ост

ь к

оэф

фи

ци

ента

пер

емен

ност

и р

ежи

ма

наг

рузо

к К

и р

еж

о

т чи

сла

ци

клов н

агруж

ени

я N

c

__________

цем

ента

ци

я

_ _

_ _

_ _

_ у

луч

шен

ие

норм

али

зац

ия за

кал

ка

азо

тирован

ие

1 ndash

сред

нел

егки

й р

ежи

м р

аботы

2 ndash

сред

ни

й р

ежи

м р

аботы

3 ndash

сред

нет

яж

елы

й р

ежи

м р

аботы

29

Для каждой зубчатой передачи следует провести два ndash три расчета

используя материалы с разными прочностными характеристиками В

результате будут получены два ndash три разных модуля Это позволит например

сконструировать коробку подач меньших габаритов и веса применив для

колес более прочный и дорогой материал С другой стороны можно

изготовить коробку с зубчатыми передачами имеющими один модуль путем

подбора материалов с разными прочностными свойствами Окончательное же

решение по обоснованному выбору марок сталей следует производить на

основе технико-экономических расчетов

При изложении материала в пояснительной записке по п321 следует

придерживаться порядка приведенного в табл 31

В случае использования справочных данных выраженных во

внесистемных единицах измерения для перевода их размерностей в единицы

СИ необходимо руководствоваться справочником [22]

322 Указания по расчету зубчатых колес на ЭВМ

Расчет модулей зубчатых колес из различных материалов производится на

ЭВМ по программе laquoШестерняraquo [20] Исходные данные для расчета колес по

программе laquoШестерняraquo вводятся в режиме диалога с машиной

В приложении Б представлены распечатки ввода исходных данных и

результаты расчѐта модулей колес в рассматриваемом примере Эти

распечатки вклеиваются в записку Для перевода символов языка машины в

принятые обозначения формул следует руководствоваться табл 37

Анализируем результаты расчета и принимаем в качестве материала

зубчатых колес сталь 40Х нормализованную В этом случае расчетные

значения laquoизгибногоraquo модуля составят соответственно иm = 17 142 137

137 175 мм Принимаем для всех колес коробки модуль равный 2 мм

Следует отметить что модули колес меньше 15 мм в коробке подач

рассматриваемых станков применять не рекомендуется

33 Расчет валов привода

Расчет валов привода подач заключается в определении их диаметров из

условия прочности и содержит целый ряд промежуточных этапов

Необходимо отметить что данный расчет является проектировочным т е

служит для предварительного определения диаметров вала которые в

дальнейшем уточняются при выборе подшипников зубчатых колес расчете

шпонок шлицев и др

331 Разработка компоновочной схемы

Для расчета вала необходимо располагать расчетной схемой его

30

Таблица 37

Соответствие символов в программе laquoШестерняraquo

обозначениям в расчетных формулах

Символ в

программе

Обозначение

в

формулах

Размерность Наименование параметров

1 2 3 4

A Ni кВт Мощность передаваемая i - м валом ( i = 1+У)

C Kn ndash

Коэффициент перегрузки

L KDi ndash

Коэффициент

динамичности

R

KHPi

ndash

Коэффициент

неравномерности

распределения нагрузки

Y НiУ ndash

Коэффициент формы зуба

Z Zi ndash

Число зубьев i - й

шестерни

G вi

ndash

Коэффициент ширины

зубчатого венца

F ni обмин Частота вращения

U ii ndash

Передаточное число

зубчатой пары

W [ ]u ij МПа Допускаемое напряжение

на изгиб

S [ ]K ij МПа Допускаемое напряжение

контактное

M1 muij мм Модуль laquoизгибнойraquo

M2 кijm мм Модуль laquoконтактныйraquo

31

нагружения которая выполняется на основе предварительно разработанной

компоновочной схемы коробки подач Компоновочная схема или эскизная

компоновка выполняется в виде развертки по валам и свертки определяющей

пространственное расположение валов (см рис 34) Эта схема вычерчивается

в произвольном масштабе и в обязательном порядке помещается в записку

При ее разработке следует использовать чертежи привода подач базового

станка чтобы осуществить по возможности наиболее близкую компоновку

разрабатываемой коробки к имеющейся Кроме того необходимо пользоваться

рекомендациями работ [31517] по выбору конструктивных параметров

зубчатых колѐс и других элементов привода

На рис 34 изображена компоновочная схема коробки подач

рассматриваемого примера Там же приведены некоторые рекомендации по

выбору конструктивных параметров В зацеплении показываются те зубчатые

колеса которые соответствуют расчѐтной ветви на графике подач

(см рис 21) С помощью этой схемы могут быть определены все

необходимые расстояния между опорами шестернями а также направления

тангенциальных и радиальных усилий

При вычерчивании компоновочной схемы необходимо

ndash обеспечить достаточные осевые перемещения зубчатых колес муфт

переключающих устройств

ndash исключить одновременное включение зубчатых колес с двумя

смежными неподвижными колесами

ndash обеспечить доступную и быструю сборку и разборку легкую

регулировку опор зубчатых зацеплений Кроме того обеспечить хороший

доступ для осмотра деталей коробки и ремонта

ndash конструкцию корпуса выполнять удобной простой и технологичной

обеспечивающей простоту монтажа и демонтажа деталей и узлов коробок

ndash возможно большее число центров валов располагать по одним и тем же

вертикалям и горизонталям что обеспечивает наибольшую простоту

настройки станков при обработке посадочных отверстий в корпусах

ndash обеспечить наибольшую жесткость валов и опор для чего следует

расстояние между зубчатыми колѐсами и другими деталями принимать

наименьшими из допустимых

332 Составление расчетной схемы нагружения вала

Расчет валов в настоящих методических указаниях производится на ЭВМ

Программа расчета составлена для унифицированной схемы нагружения

двухопорного вала (рис35) двумя силами в пролете P0 и P1 и силами P2 и P3

приложенными на консольных участках Эти силы возникают в зубчатых

зацеплениях при передаче крутящего момента К такой схеме нагружения

можно привести большое число валов приняв для отсутствующих шестерен

силы равными нулю Расстояния между опорами валов и закрепленными на

32

Ри

с3

4 К

ом

пон

овочн

ая с

хем

а короб

ки

под

ач

а-раз

вер

тка

б-с

вер

тка

(од

ин

из

возм

ож

ны

х в

ари

анто

в)

33

Рис35 Расчетная унифицированная схема нагружения вала к программе ldquoВалrdquo

Рис36 Расчетная схема нагружения II вала в рассматриваемом примере

34

нем шестернями а также направление тангенциальных ( iT ) и радиальных ( iR )

усилий определяется с помощью компоновочной схемы При этом радиальные

усилия всегда направлены к центру рассчитываемого вала а тангенциальные

совпадают с направлением вращения ведущего колеса Все линейные размеры

( g l l 0 1 ) отсчитываются от II опоры причем для отсутствующих шестерен

они задаются равными 0 Углы i и i определяющие направления

радиальных iR и тангенциальных iT сил должны отсчитываться против

часовой стрелки от положительного направления оси Х выбранного так как

показано на схеме Для отсутствующих шестерен принимается 0i

571i рад (900 ) Начальные диаметры отсутствующих шестерен (Д = Д0

Д1hellip) принимаются равными бесконечности а практически ndash большой

величине например Д = 10000000 см При этом окружная и радиальная силы

получаются близкими к 0

На рис 36 показана расчетная схема нагружения II вала для нашего

примера

333 Порядок расчета вала с помощью унифицированных формул

Расчет стального сплошного вала на двух опорах из условия прочности

заключается в определении его диаметров в сечениях I 0 1 II (см рис35)

Последовательность расчета выполняемого по унифицированным

формулам программ следующая

1) Определение действующих в зацеплении сил

ii

Д

МT КР2 R T tgi i

o 20

2) Определение проекций сил на оси X и Y

X T Ri i i i i cos cos Y T Ri i i i i sin sin

3) Определение опорных реакций в плоскостях X ndash горизонтальная и

Y ndash вертикальная соответственно в опоре I и II

g

lxlxlxlxR

IX33221100

R x x x x RX XII I 0 1 2 3

g

lylylylyR

IY33221100

R y y y y RY YII I 0 1 2 3

Силы направленные на вал при принятом расположении осей координат

имеют знак laquo + raquo а от вала laquo ndash raquo Для реакций правило знаков противоположно

35

4) Определение изгибающих моментов в сечениях

над левой опорой (сечение I)

M x l gX I 2 2( ) M y l gYI

2 2( )

над правой опорой (сечение II)

M x lX II 3 3 M y lYII

3 3

под силой P0 (сечение 0)

)()( 00220

lgRllxMI

XX )()( 00220

lgRllyMI

YY

под силой P1 (сечение 1)

M x l l R lX XI II 3 1 3 1( ) M y l l R lY YI II

3 1 3 1( )

5) Определение суммарных изгибающих моментов

M M MI X YI I 2 2 M M MII X YII II 2 2

M M MX Y 02 2

0 0 M M MX Y1

2 2

1 1

6) Определение приведенных моментов ПРМ

Приведенные моменты определяются в каждом из 4-х сечений в

отдельности по формуле

22750 КРMMM iпрi где i = 0 1 I II

7) Определение диаметра вала в каждом из сечений производится по

зависимости

3

10 и

прii

Md

где ПРМ Н∙см [ и ] ndash допускаемое напряжение на изгиб МПа

334 Определение исходных данных для расчета валов

Указания по определению исходных данных для расчета валов приведены

в табл38 В ней же даны численные значения исходных параметров

36

Таблица 38

Исходные данные для расчета диаметров вала

Исходные

данные и

определя ndash

емые

величины

Обозна ndash

ения и

раз ndash

мерность

Расчетные

формулы

Указания по

выбору

Числовые

величины

(см пример)

Крутящий

момент на

рассчиты ndash

ваемом валу

MKP

Н∙м

MKP =

= 974000 N

n

п 313 2250

Марка

стали и

термообра ndash

ботка

Сталь 45

нормализованная

Табл39

[3 13 14]

ndash

Допускаемое

напряжение

на изгиб

[ ]u

МПа

ndash Рис37 и

табл39

[3 13 14]

775

Начальные

диаметры

колес

Д0 Д1 Д2 Д3

в расчетной

схеме

Д см Д = z m z ndash из

кинематичес ndash

кого расчета

mndash в п322

диаметры

отсутствую ndash

щих шестерен

Д = 10000000

Д0 =10000000

Д1 = 48

Д2 = 50

Д3 = 107

Расстояния

g l0 l1

l2 l3

в расчетной

схеме

g l

см

ndash п332 рис 35

(числовые

величины

см рис 36)

g0 = 102

l0 = 0

l1= 24

l2 = 135

l3 = 0

Углы

действия сил

i для iT

i для iR

i i

рад

ii0

0180

ii0

0180

где 0

i 0

i

ndash углы

измеренные

в градусах

п332 рис 35

(числовые

величины

см рис 36)

0 = 0

0 = 157

1 = 0

1 = 157

2 = 0785

2 = 2355

3 = 0

3 = 157

37

Таблица 39

Допускаемые напряжения на изгиб [ и ] для стальных валов (в МПа)

Источник

концентрации

напряжения

Диаметр

вала мм

Марка стали и термообработка

45

норм

45

улучш

40Х

улучш

40Х

закал

Насаженная на вал

деталь

(шестерня шкив)

с острыми кромками

15 775 850 900 950

30 750 825 875 925

45 725 800 850 900

60 700 775 825 875

75 675 750 800 850

90 650 725 775 825

Рис37 Номограмма для ориентированного определения

диаметров валов по крутящему моменту

38

необходимые для расчета II вала привода подач в рассматриваемом примере

При расчете валов на ЭВМ углы вводятся в программу в радианах

Если на участке вала действует только крутящий момент то при

составлении исходных данных следует задавать расстояние до шестерни

обусловливающей приложение этого момента величиной 01 см При этом

изгибающий момент от действия радиальной силы будет близок к 0

Например при расчете V вала рассматриваемой коробки подач

(см рис35 и 36) следует принять расстояние l3 = 01 см до шестерни

Д3 = zm = 02 ∙ 20 = 4 см соответственно приняв 3 = 0 и 3 = 157 рад

335 Указания по расчету валов на ЭВМ

Расчет диаметров валов в опасных сечениях I 0 1 II (рис35)

производится на ЭВМ по программе laquoВАЛraquo [20] исходные данные для

расчета по программе laquoВАЛraquo вводятся в режиме диалога с машиной При

расчете нескольких валов каждому файлу необходимо давать новое название

например PETROV1 PETROV2 PETROV3

В приложении В представлены распечатки ввода исходных данных и

результаты расчета диаметров II вала в рассматриваемом примере

Для перевода языка машины в принятые обозначения формул следует

руководствоваться табл 310

В целях удобства программирования di рассматриваются для всех

сечений по приведенному моменту Для сечений в которых не действует MKP

диаметр определяется по iM (без машины) Из всех полученных диаметров

выбирается наибольший и округляется до стандартного ряда

Для нашего примера принимаем d = 18 мм учитывая что этот диаметр

вала не окончательный и может измениться при окончательной

конструктивной проработке привода О выборе геометрических параметров

шлицевых валов сказано ниже в п 34

В курсовом проекте с помощью ЭВМ должны быть рассчитаны все валы

коробки подач В записке приводятся расчетные схемы валов и результаты

расчета (распечатки) по каждому валу

34 Выбор подшипников качения и прочих элементов привода

Выбор подшипников качения ведется по динамической грузоподъемности

C определяемой по формуле

P

CL

где L ndash число миллионов оборотов за расчетный срок службы подшипника

качения

39

Таблица 310

Соответствие символов в программе laquoВАЛraquo

обозначениям в расчетных формулах

Символ в

программе

Обозначение

в формулах

Размерность Наименование параметров

1 2 3 4

C MKp Н∙см Крутящий момент на

рассчитываемом валу

Q g см Расстояние между опорами

B [u ] МПа Допускаемое напряжение

на изгиб

M(I)

Di

см

Делительный диаметр i - го

колеса в точке приложения

силы Pi

F1(I) i рад Угол действия силы Ti

F2(I) i рад Угол действия силы Ri

T(I)

Ti

Н

Тангенциальная сила

действующая в точке

приложения силы Pi

R(I) Ri Н Радиальная сила в той же точке

X(I) X i Н Проекция сил на ось Х в точке

приложения силы Pi

Y(I) Yi Н Проекция сил на ось Y в той же

точке

G(0) RxI Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре I

G(1) RxII Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре II

B1(0) RyI Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

B1(1) RyII Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре II

L(0)

MxI

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре I

L(1) MxII Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре II

U(0) M yI Н∙см Изгибающий момент в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

40

Окончание табл 310

1 2 3 4

L(I) li см Расстояние между опорой II и

точкой приложения силы Pi

М1(0)

M X 0

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquo0raquo

М1(1) M X1 Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquoIraquo

М2(0)

MY0

Н∙см

Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIIraquo

М2(1) MY1 Н∙см Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIraquo

S(0) M I Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре I

S(1)

M II Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре II

S(2) M 0 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquo0raquo

S(3)

M1 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquoIraquo

P(0)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре I

P(1)

IIпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре II

P(2) 0прМ Н∙см Приведѐнный момент

в сечении laquo0raquo

P(3)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в

сечении laquoIraquo

A(0)

d I см Диаметр вала в опоре I

A(1)

d II см Диаметр вала в опоре II

A(2)

d0 см Диаметр вала в сечении laquo0raquo

A(3)

d1 см Диаметр вала в сечении laquoIraquo

41

P ndash расчетная нагрузка подшипника Н

C ndash динамическая грузоподъемность подшипника указанная в катало ndash

ге Н

ndash коэффициент (для шарикоподшипников = 3 для роликоподшип ndash

ников = 333)

Данная формула справедлива при n ge 10 обмин При n = 1 divide 10 обмин

расчет ведут по n = 10 обмин При n lt 1 обмин действующую нагрузку

рассматривают как статическую

Расчетный срок службы подшипника в часах выражается зависимостью

LL

nh

10

60

6

Задавшись Lh (для металлорежущих станков обычно Lh = 12000divide20000 ч)

из данной формулы определяют L затем вычислив P (см ниже) и зная

находят C После того ориентируясь на желаемые габариты и прежде всего на

диаметр шейки вала где должен быть установлен подшипник подбирают по

каталогу 21 наиболее близкий по величине C типоразмер подшипника

Расчетную нагрузку подшипника определяют по формуле

P X V F Y F K Kr a T ( )

где Fr ndash радиальная нагрузка Н

Fa ndash осевая нагрузка Н

X ndash безразмерный коэффициент радиальной нагрузки

Y ndash безразмерный коэффициент вращения (при вращении внутреннего

кольца V = 1 при вращении наружного ndash V = 12)

K ndash безразмерный коэффициент безопасности (для токарных станков

K = 1 ndash 12 для фрезерных ndash K = 13 ndash 18)

KT ndash безразмерный температурный коэффициент (при работе до 1250С

KT = 105)

В коробках подач обычно используют прямозубые колеса поэтому

формула для определения расчетной нагрузки без учета осевых сил примет

вид (при Fa = 0 X =1)

P V F K Kr T

Величина радиальной нагрузки подсчитывается по формуле

F R Rr Xi Yi 2 2

где RXi RYi ndash наибольшие по величине опорные реакции определяемые при

расчете вала (см приложение 3 соответственно G(0) B1(0) или G(1) B1(1))

42

Проведем подбор подшипников для II вала привода в рассматриваемом

примере Из распечатки результатов расчета вала выписываем наибольшие

опорные реакции G(0) = 7566 Н B1(0) = 12285 Н и определяем

Fr 757 6 1228 5 1443 32 2 Н

Для определения расчетной нагрузки принимаем V =1 K = 12 KT = 105

тогда P = 1∙14433∙12∙105 = 18188 Н Определяем L при известной частоте

вращения n = 45 обмин (см табл 31) и задавшись hL = 2000 ч

5410

456020000

10

6066

nhL

L млн оборотов

Динамическая грузоподъемность 868735461818 3 LPC Н

По расчетному значению C приняв диаметр шейки вала шd = 17 мм

(см приложение Б) выбираем по каталогу [21] подшипник 203 с

динамической грузоподъемностью C = 7520 Н

Выбор геометрических характеристик шлицевых валов [17 18 21 и др]

можно производить по ранее рассчитываемому на ЭВМ наибольшему

диаметру сплошного вала Желательно затем произвести проверочный расчет

шлицевого соединения по напряжениям смятия [14 21 и др]

При выборе и расчете шпоночных соединений следует использовать

работы [13 divide 15 21 и др] Сечение шпонки подбирают по диаметру вала

длину ndash обычно на 5 ndash 10 мм короче ступицы закрепляемой детали соедине ndash

ние проверяют на смятие

43

ПРИЛОЖЕНИЕ А

Нормальный ряд чисел в станкостроении (нормаль HII - I) со

знаменателем =106

1 ndash 106 ndash 112 ndash 118 ndash 125 ndash 132 ndash 14 ndash 15 ndash 16 ndash 17 ndash 18 ndash 19 ndash 2 ndash 212 ndash

225 ndash 235 ndash 25 ndash 265 ndash 28 ndash 3 ndash 315 ndash 335 ndash 355 ndash 375 ndash 4 ndash 425 ndash 45 ndash 475

ndash 5 ndash 53 ndash 56 ndash 6 ndash 63 ndash 67 ndash 71 ndash 75 ndash 8 ndash 85 ndash 9 ndash 95 ndash 10

Примечания

1 Числа высшего порядка получаются умножением или делением чисел нор-

мального ряда на 10 100 1000hellip

Например

01 ndash 0106 ndash 0112 hellip 10 ndash 106 ndash 112 hellip 100 ndash 106 ndash 112 hellip

2 Числа геометрического ряда с gt 106 образуются из ряда с = 106 по

зависимости вида

U i106

112 1062 141 1066 178 10610

126 1064 158 1068 2 10612

3 Образование нормального ряда чисел с заданным = 106 производится

путем выписывания каждого (i + 1) числа из которых с = 106 начиная с

минимального ndash заданного

Например

126 1064 при minn = 112

hellip112 ndash 14 ndash 18 ndash 225 ndash hellip ndash 9 ndash 95 ndash 10 ndash 106 hellip

6061411 при minn = 132

hellip132 ndash 19 ndash 265 ndash 375 ndash hellipndash 53 ndash 75 ndash 106 ndash 15 hellip

8061581 при minn = 125

hellip125 ndash 2 ndash 315 ndash 5 ndash hellip ndash 8 ndash 125 ndash 20 ndash 315 hellip

44

ПРИЛОЖЕНИЕ Б

Распечатка исходных данных и результатов расчета

шестерен коробки подач

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ1 BSV

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y=037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 20289 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 170

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 164

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 124

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 096

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 143

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 105

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ2 BSV

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 142

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 131

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 104

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 076

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 3389 S = 1130

45

Продолжение приложения Б

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 120

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 084

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ3 BSV

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 123

А= 0102 С = 120 L = 1

R= 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 072

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБ НОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 079

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ4 BSV

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 108

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 063

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

46

Окончание приложения Б

G = 10 F = 225 U = 138

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 069

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ5 BSV

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 175

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 106

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 128

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 061

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U= 4

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 147

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 067

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

47

ПРИЛОЖЕНИЕ В

Распечатка исходных данных и результатов расчета II вала коробки подач

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

С = 2250 Q = 102 В = 775

М (0) = 10000000 L (0) = 0 Fl (0) = 0 F2 (0) = 157

М (1) = 48 L (1) = 24 Fl (1) = 0 F2 (1) = 157

М (2) = 5 L (2) = 135 Fl (2) = 0785 F2 (2) = 2355

М (3) = 10000000 L (3) = 0 Fl (3) = 0 F2 (3) = 157

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЁТА

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

VAL2 BSS

G (0) = 75761 В1 (0) = 122849

L1 (0) = -133882 М1 (0) = 225065

U (0) = -286321 М2 (0) = 81749

G (1) = 58586 В1 (1) = -2023

L1 (1)=0 М1 (1) = 140606

U (1) = 0 М2 (1) = -4855

S (0) = 316076 Р (0) = 37131 А (0) = 168

S (1) = 0 Р (1) = 194855 А(1) = 135

S (2) = 239451 Р (2) = 308716 А (2) = 158

S (3) = 140690 Р (3) = 240338 А (3) = 145

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

48

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1 Киреев Г И Комплексный расчет коробок скоростей металлорежущих

станков на ЕС ndash ЭВМ методические указания по курсовому и дипломному

проектированию для студентов специальности 0501 Часть 1 Г И Киреев ndash

Ульяновск УлПИ 1984 ndash 43 с

2 Металлорежущие станки и автоматы учебник для машинострои ndash

тельных втузов под ред А С Проникова ndash М Машиностроение 1981 ndash

479 с

3 Тарзиманов Г А Проектирование металлорежущих станков ГА

Тарзиманов ndash М Машиностроение 1980 ndash 288 с

4 Тепинкичиев В К Металлорежущие станки В К Тепинкичиев ndash М

Машиностроение 1973 ndash 472 с

5 Металлорежущие станки учебник для машиностроительных вузов

под ред В Э Пуша ndash М Машиностроение 1985 ndash 575 с

6 Металлорежущие системы машиностроительных производств учебное

пособие для студентов техн вузов О В Таратынов Г Г Земсков И М

Таратынова ndash М Высш шк 1988 ndash 464 с

7 Кузнецов М М Проектирование автоматизированного производствен ndash

ного оборудования учебное пособие для вузов М М Кузнецов В А Усов

К С Стародубов ndash М Машиностроение 1987 ndash 288 с

8 Орликов М Л Металлорежущие станки курсовое и дипломное

проектирование М Л Орликов И Г Федоренко В Н Шишкин ndash Киев

Высш шк1987 ndash 152 с

9 ГОСТ 2701 ndash 76 Схемы Виды и типы Общие требования к

выполнению ndash М Изд ndash во стандартов 1976 ndash 12 с

10 ГОСТ 2703 ndash 88 Правила выполнения кинематических схем ndash М

Изд ndash во стандартов 1988 ndash 7 с

11 Пуш В Э Конструирование металлорежущих станков В Э Пуш ndash

М Машиностроение 1977 ndash 380 с

12 Каминская В В Станины и корпусные детали металлорежущих

станков В В Каминская З М Левиеа Д Н Решетов ndash М Машгиз 1960 ndash

362 с

13 Курсовое проектирование деталей машин справочное пособие часть I

и II А В Кузьмин И Н Макейчик Ф В Калачѐв и др ndash Минск Высш шк

1982 ndash 584 с

14 Анурьев В И Справочник конструктора ndash машиностроителя Т2

В И Анурьев ndash М Машиностроение 1982 ndash 584 с

15 Чернин И М Расчѐты деталей машин справочник И М Чернин

А В Кузьмин Г М Ицкевич ndash Минск Высш шк 1978 ndash 592 с

16 Детали и механизмы металлорежущих станков Т2 под общ ред

Д Н Решетова ndash М Машиностроение 1972 ndash 405 с

49

17 Серенсен С В Валы и оси Конструирование и расчет С В Серенсен

и др ndash М Машиностроение 1970 ndash 312 с

18 СТ СЭВ 185 ndash 75 Геометрические характеристики шлицевых

прямозубых соединений ndash М Изд ndash во стандартов 1975

19 СТ СЭВ 189 ndash 76 и СТ СЭВ 189 ndash 77 Размеры призматических

шпонок ndash М Изд ndash во стандартов 1976

20 Зубенко В Л Методические разработки к курсовому проектированию

по металлорежущим станкам В Л Зубенко М Я Цлаф ndash Куйбышев КПтИ

1978 ndash 32 с

21 Справочник металлиста В 5 т Т1 под общ ред С А Чернавского и

В Ф Рещикова ndash М Машиностроение 1976 ndash 768 с

22 Сена Л А Единицы физических величин и их размерности учебно-

справочное руководство ЛА Сена ndash 3-е изд перераб и доп ndash М Наука

Гл ред физ-мат лит 1988 ndash 432 с

23 Кочергин А И Конструирование и расчет металлорежущих станков и

станочных комплексов Курсовое проектирование учебное пособие для вузов

А И Кочергин ndash Минск Высш шк 1991 ndash 382 с

Учебное издание

РАСЧЕТ ПРИВОДОВ ПОДАЧ

МЕТАЛЛОРЕЖУЩИХ СТАНКОВ

Методические указания по курсовому

и дипломному проектированию

Составители Шестернинов Александр Владимирович

Горшков Геннадий Михайлович

Редактор НАЕвдокимова

Подписано в печать 30082007 Формат 60times8416 Услпечл302

Тираж 150 экз Заказ

Ульяновский государственный технический университет

432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Типография УлГТУ 432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Page 16: Расчет приводов подач металлорежущих станков. Методичка

17

Исходные данные для прочностного расчѐта описываемого примера

расчетное число часов работы привода Т = 20000 ч тяговое усилие

развиваемое исполнительным органом Q = 11000 Н

31 Определение недостающих параметров

для прочностного расчета

Прочностной расчет привода подач должен быть выполнен таким

образом чтобы все его звенья могли выдержать нагрузки возникающие при

черновых режимах работы В соответствии с этим необходимо предварительно

определить расчетные величины частот вращения валов мощностей крутящих

моментов и других параметров действующих при силовом резании Однако

несмотря на то что все типы приводов подач должны рассчитываться для

черновой обработки между ними существует отличие в определении

указанных расчѐтных величин

311 Определение расчетных частот вращения

валов привода

Расчѐтная частота вращения i - го вала привода n n n nI II III i ndash опре ndash

деляется по графику частот вращения с помощью расчетной ветви

обозначаемой на графике утолщенной линией (см рис 21 и 23)

Положение расчѐтной линии для коробок скоростей определяется

расчѐтной частотой вращения шпинделя

4

min

max

minn

nnnшп (31)

где nmin и nmax ndash соответственно минимальная и максимальная частоты

вращения шпинделя (задаются или определяются по базовому станку)

В нашем случае для станка мод 16К20 при minn = 16 обмин

maxn = 2000 обмин ndash шпn = 535 обмин Корректируя по станку имеем

шпn = 63 обмин

Положение расчетной ветви на графике в приводах подач независимого

типа определяется расчетной частотой вращения последнего вала привода

(см рис23)

3

max

minmax

n

nnn прн

(32)

18

где nmin и nmax ndash минимальная и максимальная частоты вращения последнего

вала привода подач

Положение расчетной ветви для зависимых приводов подач определяется

верхней линией на графике (см рис 21) Однако расчетные значения in

берутся здесь не прямо с графика а находятся путем умножения частот

вращения верхней линии на величину шпn определяемой по формуле 31

Для нашего примера 6311 шпnn обмин

456341

1IIn 53163

2

1IIIn 52263

82

1IVn 531Vn

97638

1IVn 252063

250

1VIIn

312 Определение потребной величины мощности

подачи исполнительного органа станка

Мощность расходуемая непосредственно исполнительным органом

станка на осуществление подач относительно невелика и может быть

приблизительно определена по мощности электродвигателя привода главного

движения В этом случае она обычно принимается для токарных и

револьверных станков равной 1 ndash 4 сверлильных 4 ndash 5 и фрезерных

15 ndash 20 от мощности главного привода Более точно потребную величину

мощности подачи исполнительного органа станка в кВт можно определить по

формуле

10200060

МИНSQ

N (33)

где Q ndash тяговая сила необходимая для перемещения исполнительного органа

станка при резании Н

МИНS ndash величина минутной подачи при черновой обработке мммин

Величину тяговой силы если она не задана можно рассчитать по

формулам приведенных в работах [6811]

Подача МИНS при расчете независимого привода определяется следующим

образом

ПРНМИН ntS или ПРНМИН nzmS

При расчете зависимого привода величина МИНS определяется

произведением

шпnSSМИН

где S ndash максимальная подача за 1 оборот шпинделя ммоб

19

В нашем примере 4263600 МИНS мммин Q = 11000 Н

соответственно

N

11000 42

60 1020000 075 кВт

Если привод подач независим т е движение подачи осуществляется от

отдельного электродвигателя то необходимая мощность двигателя

определяется отношением

эN =n

N

где n ndash КПД цепи подач приближенно принимаемой при расчете двигателя

n = 015 divide 02

Найденная величина эN уточняется при выборе типа электродвигателя по

справочным данным

313 Определение величины мощности и крутящих

моментов на валах привода

Мощность на i - м валу независимого привода подач и коробок скоростей

определяется произведением

iэi NN

где i ndash КПД участка кинематической цепи до i ndash вала подсчитываемый как

произведение КПД отдельных элементов (см табл 33) начиная с вала

электродвигателя ( IIIIIIi )

Мощность на i - м валу зависимого привода определяется следующим

образом

ii

NN

где i ndash КПД участка кинематической цепи до i - го вала подсчитываемый как

произведение КПД отдельных элементов (см табл 33) начиная с вала

тягового устройства

В нашем примере 0760990

0750

i

NNVII

кВт

NVI

0 076

0 8 0 9950 096

2

кВт NV

0 096

0 99 0 9950 098

2

кВт

20

N IV 0100 кВт N III 0102 кВт N II 0104 кВт N I 0106 кВт

Крутящий момент на i - м валу любого привода определяется по фор ndash

муле

i

ii n

NM 974000 Н∙см

В рассматриваемом приводе подач

164063

1060974000974000

I

II n

NM Н∙см

2250IIM Н∙см 3150IIIM Н∙см 4330IVM Н∙см

3030VM Н∙см 11830VIM Н∙см 293740VIIM Н∙см

32 Расчет зубчатых передач

Расчет цилиндрических зубчатых колес (шестерен) заключается в

определении требуемого модуля Для стальных прямозубых колес модуль

определяется по следующим двум формулам

1) из условия изгибной прочности зубьев

3

19500000

nm

uвu

KKKN

Н

НРДП

2) из условия контактной прочности (усталости) поверхностных слоѐв

зубьев

3

210700001

nzi

im НРДП KKKN

квк

Порядок выбора исходных данных с указанием их размерностей приведен

в п 321

Из двух рассчитываемых модулей выбирается большее значение и

округляется до стандартного m = 1 15 2 25 3 4 5 6 8 10hellip(мм)

321 Определение исходных данных для расчета зубчатых колес

Выбор исходных величин необходимых для расчета модулей зубчатых

колес производится с помощью указаний табл 31 В ней же приведены

числовые величины рассматриваемого примера

21

Таблица 31

Исходные данные для определения модулей зубчатых колес

Исходные данные и

определяемые

величины

Обозначе ndash

ния и раз ndash

мерность

Расчетные

формулы

Указания

по выбору

см hellip

Числовые

величины

(см

пример)

1 2 3 4 5

Степень точности

зубчатых передач

(67 или 8)

ndash

ndash

По ГОСТ

1643-81

7

Марка стали и

термообработка

1 ndash 40Х нормализация

2 ndash 12ХН3А цементация

и закалка

3 ndash 40ХФА

азотирование

Табл 32

[14]

ndash

Мощность на валах

привода

ndash для коробок подач с

независимым

приводом и коробок

скоростей

ndash для коробок подач с

зависимым приводом

iN кВт

iN кВт

iэi NN

ii NN

п 313

п 313

ndash

IN =0106

IIN =0104

IIIN =0102

IVN =0100

VN =0098

Число зубьев

шестерен (зубчатое

колесо с меньшим

числом зубьев)

Z

ndash

Из кинемаndash

тического

расчета

рис 22

1 ndash 18

5 ndash 24

7 ndash 30

11 ndash 44

15 ndash 20

Расчетная частота

вращения вала

(шестерни)

n обмин

ndash

п 311 In =63

IIn =45

IIIn =315

VIn =225

Vn =315

22

Продолжение табл 31

1 2 3 4 5

Передаточное число

зубчатой пары

i

Определяется

отношением числа

зубьев большего колеса

к меньшему (т е i ge 1)

1i =139

2i =138

3i =14

4i =138

5i =4

Отношение ширины

зубчатого венца (acirc) к

модулю (m)

в

mвв

147 в

10

Коэффициенты

перегрузки

динамичности

неравномерности

распределения

нагрузки

формы зуба

ПK

ДK

НРK

НУ

ndash

ndash

ndash

ndash

Табл34

Табл35

(в короб ndash

ках подач

ДK =1)

Табл36

Рис31

при =0

12

1

1 ndash 17

5 ndash 11

7 ndash 105

11 ndash 11

15 ndash 12

1 ndash 037

5 ndash 042

7 ndash 050

11 ndash 049

15 ndash 040

Общая

продолжительность

работы механизма за

расчетный срок

службы

МТ ч

ndash

Из задания

20000

Суммарное число

циклов нагружения

зуба за TM

CN CN

MTn 60

ndash

7 6 107

5 4 107

38 107

2 7 107

38 107

23

Окончание табл 31

1 2 3 4 5

Коэффициент

переменности режима

нагрузок для расчета

модуля на изгиб

Kи реж

ndash

Рис 32

для сред ndash

него ре ndash

жима при

среднем

значении

NC 4 7 107

113

Длительный предел

выносливости зуба

при работе на изгиб

(для трех сталей)

σи пр МПа

ndash

Табл 32

[14]

1 ndash 180

2 ndash 460

3 ndash 300

Допускаемое

напряжение на изгиб

[σи] МПа [σи] =

= σи пр Kи реж

1 ndash 2029

2 ndash 5200

3 ndash 3389

Коэффициент

переменности режима

нагрузок для расчета

модуля на контакт ndash

ную прочность

Kк реж

ndash

Рис33

для сред ndash

него ре ndash

жима при

среднем

значении

NC

108

Длительный предел

контактной

выносливости (для

трех сталей)

σКД МПа

ndash

Табл33

[14]

1 ndash 500

2 ndash 1200

3 ndash 1050

Допускаемое

напряжение при

расчете на контакт ndash

ную прочность

[σк] МПа [σк] =

= σКД Kк реж

1 ndash 580

2 ndash 1300

3 ndash 1130

24

Таблица 32

Предел выносливости зубьев для цилиндрических колес

при расчете на изгиб ndash σи пр и контактную прочность ndash σКД

Марка стали

Вид термообработки

σи пр МПа

σКД МПа

40Х

40Х

40Х

50ХН

20Х

18ХГТ

20ХНМ

12ХН3А

25Х2ГНТА

25ХГТ

40Х

40ХФА

Нормализация

Улучшение

Закалка с нагревом ТВЧ

Закалка объемная

Цементация и закалка

То же

raquo

raquo

raquo

raquo

Азотирование (газовое)

То же

180

220

240

260

440

300

440

460

440

400

240

300

500

600

950

980

1150

1150

1200

1200

1200

1100

950

1050

Таблица 33

Значения КПД элементов передач

Элементы передач

КПД

Зубчатая передача

цилиндрическая со шлифованными зубьями

коническая

Червяная передача

Ременная передача

Цепная передача роликовой цепью

Передача винт-гайка

однозаходный винт

двухзаходный винт

Подшипник качения

Подшипник скольжения

099

097

07 ndash 09

095 ndash 098

096

045

065

0995

098 ndash 0985

25

Таблица 34

Коэффициент перегрузки ПK

Характеристика

привода условия

пуска и торможения

Характер процесса резания

равномерный

припуск

неравномерный

припуск

фрезерование

удары

Плавный пуск и

торможение с

помощью

фрикционных муфт

или наличие упругих

и демпфирующих

элементов или

наличие ременной

передачи

10

11 ndash 13

14

Резкий пуск и

торможение

непосредственно от

асинхронного эл

двигателя или

возможность частого

соударения зубьев

при переключении

на ходу

11 ndash 17

12 ndash 17

17

Таблица 35

Коэффициент динамичности ndash ДK для стальных

прямозубых цилиндрических колес

Степень

точности

передачи

Окружная скорость колеса мс

1 ndash 3 3 ndash 6 6 ndash 9 9 ndash 12

6 10 ndash 105 105 ndash 11 11 ndash 115 115 ndash 125

7 105 11 ndash 115 115 ndash 125 12 ndash 135

8 105 ndash 11 115 ndash 12 12 ndash 135 ndash

26

Таблица 36

Средние значения коэффициента неравномерности распределения

нагрузки НРK для стальных прямозубых цилиндрических колес

Отношение

z

в

Расположение зубчатого колеса

симметрично

относительно

опор

вблизи одной

опоры

(вал жесткий)

вблизи одной

опоры

(вал средней

жесткости)

на

консоли

02 10 10 11 12

04 105 11 12 14

06 11 115 13 17

08 115 12 145 20

12 125 14 17 ndash

16 14 16 ndash ndash

20 16 ndash ndash ndash

Рис31 Зависимость коэффициента формы зуба УН от числа

зубьев Z и коэффициента смещения ξ (для некор ndash

регированных колес ξ = 0)

27

Ри

с32

З

ави

сим

ост

ь к

оэф

фи

ци

ента

пер

емен

ност

и р

ежи

ма

наг

рузо

к К

и р

еж

о

т чи

сла

ци

клов н

агруж

ени

я N

c

__________

цем

ента

ци

я

_ _

_ _

_ _

_ у

луч

шен

ие

норм

али

зац

ия за

кал

ка

азо

тирован

ие

1 ndash

сред

нел

егки

й р

ежи

м р

аботы

2 ndash

сред

ни

й р

ежи

м р

аботы

3 ndash

сред

нет

яж

елы

й р

ежи

м р

аботы

28

Ри

с32

З

ави

сим

ост

ь к

оэф

фи

ци

ента

пер

емен

ност

и р

ежи

ма

наг

рузо

к К

и р

еж

о

т чи

сла

ци

клов н

агруж

ени

я N

c

__________

цем

ента

ци

я

_ _

_ _

_ _

_ у

луч

шен

ие

норм

али

зац

ия за

кал

ка

азо

тирован

ие

1 ndash

сред

нел

егки

й р

ежи

м р

аботы

2 ndash

сред

ни

й р

ежи

м р

аботы

3 ndash

сред

нет

яж

елы

й р

ежи

м р

аботы

29

Для каждой зубчатой передачи следует провести два ndash три расчета

используя материалы с разными прочностными характеристиками В

результате будут получены два ndash три разных модуля Это позволит например

сконструировать коробку подач меньших габаритов и веса применив для

колес более прочный и дорогой материал С другой стороны можно

изготовить коробку с зубчатыми передачами имеющими один модуль путем

подбора материалов с разными прочностными свойствами Окончательное же

решение по обоснованному выбору марок сталей следует производить на

основе технико-экономических расчетов

При изложении материала в пояснительной записке по п321 следует

придерживаться порядка приведенного в табл 31

В случае использования справочных данных выраженных во

внесистемных единицах измерения для перевода их размерностей в единицы

СИ необходимо руководствоваться справочником [22]

322 Указания по расчету зубчатых колес на ЭВМ

Расчет модулей зубчатых колес из различных материалов производится на

ЭВМ по программе laquoШестерняraquo [20] Исходные данные для расчета колес по

программе laquoШестерняraquo вводятся в режиме диалога с машиной

В приложении Б представлены распечатки ввода исходных данных и

результаты расчѐта модулей колес в рассматриваемом примере Эти

распечатки вклеиваются в записку Для перевода символов языка машины в

принятые обозначения формул следует руководствоваться табл 37

Анализируем результаты расчета и принимаем в качестве материала

зубчатых колес сталь 40Х нормализованную В этом случае расчетные

значения laquoизгибногоraquo модуля составят соответственно иm = 17 142 137

137 175 мм Принимаем для всех колес коробки модуль равный 2 мм

Следует отметить что модули колес меньше 15 мм в коробке подач

рассматриваемых станков применять не рекомендуется

33 Расчет валов привода

Расчет валов привода подач заключается в определении их диаметров из

условия прочности и содержит целый ряд промежуточных этапов

Необходимо отметить что данный расчет является проектировочным т е

служит для предварительного определения диаметров вала которые в

дальнейшем уточняются при выборе подшипников зубчатых колес расчете

шпонок шлицев и др

331 Разработка компоновочной схемы

Для расчета вала необходимо располагать расчетной схемой его

30

Таблица 37

Соответствие символов в программе laquoШестерняraquo

обозначениям в расчетных формулах

Символ в

программе

Обозначение

в

формулах

Размерность Наименование параметров

1 2 3 4

A Ni кВт Мощность передаваемая i - м валом ( i = 1+У)

C Kn ndash

Коэффициент перегрузки

L KDi ndash

Коэффициент

динамичности

R

KHPi

ndash

Коэффициент

неравномерности

распределения нагрузки

Y НiУ ndash

Коэффициент формы зуба

Z Zi ndash

Число зубьев i - й

шестерни

G вi

ndash

Коэффициент ширины

зубчатого венца

F ni обмин Частота вращения

U ii ndash

Передаточное число

зубчатой пары

W [ ]u ij МПа Допускаемое напряжение

на изгиб

S [ ]K ij МПа Допускаемое напряжение

контактное

M1 muij мм Модуль laquoизгибнойraquo

M2 кijm мм Модуль laquoконтактныйraquo

31

нагружения которая выполняется на основе предварительно разработанной

компоновочной схемы коробки подач Компоновочная схема или эскизная

компоновка выполняется в виде развертки по валам и свертки определяющей

пространственное расположение валов (см рис 34) Эта схема вычерчивается

в произвольном масштабе и в обязательном порядке помещается в записку

При ее разработке следует использовать чертежи привода подач базового

станка чтобы осуществить по возможности наиболее близкую компоновку

разрабатываемой коробки к имеющейся Кроме того необходимо пользоваться

рекомендациями работ [31517] по выбору конструктивных параметров

зубчатых колѐс и других элементов привода

На рис 34 изображена компоновочная схема коробки подач

рассматриваемого примера Там же приведены некоторые рекомендации по

выбору конструктивных параметров В зацеплении показываются те зубчатые

колеса которые соответствуют расчѐтной ветви на графике подач

(см рис 21) С помощью этой схемы могут быть определены все

необходимые расстояния между опорами шестернями а также направления

тангенциальных и радиальных усилий

При вычерчивании компоновочной схемы необходимо

ndash обеспечить достаточные осевые перемещения зубчатых колес муфт

переключающих устройств

ndash исключить одновременное включение зубчатых колес с двумя

смежными неподвижными колесами

ndash обеспечить доступную и быструю сборку и разборку легкую

регулировку опор зубчатых зацеплений Кроме того обеспечить хороший

доступ для осмотра деталей коробки и ремонта

ndash конструкцию корпуса выполнять удобной простой и технологичной

обеспечивающей простоту монтажа и демонтажа деталей и узлов коробок

ndash возможно большее число центров валов располагать по одним и тем же

вертикалям и горизонталям что обеспечивает наибольшую простоту

настройки станков при обработке посадочных отверстий в корпусах

ndash обеспечить наибольшую жесткость валов и опор для чего следует

расстояние между зубчатыми колѐсами и другими деталями принимать

наименьшими из допустимых

332 Составление расчетной схемы нагружения вала

Расчет валов в настоящих методических указаниях производится на ЭВМ

Программа расчета составлена для унифицированной схемы нагружения

двухопорного вала (рис35) двумя силами в пролете P0 и P1 и силами P2 и P3

приложенными на консольных участках Эти силы возникают в зубчатых

зацеплениях при передаче крутящего момента К такой схеме нагружения

можно привести большое число валов приняв для отсутствующих шестерен

силы равными нулю Расстояния между опорами валов и закрепленными на

32

Ри

с3

4 К

ом

пон

овочн

ая с

хем

а короб

ки

под

ач

а-раз

вер

тка

б-с

вер

тка

(од

ин

из

возм

ож

ны

х в

ари

анто

в)

33

Рис35 Расчетная унифицированная схема нагружения вала к программе ldquoВалrdquo

Рис36 Расчетная схема нагружения II вала в рассматриваемом примере

34

нем шестернями а также направление тангенциальных ( iT ) и радиальных ( iR )

усилий определяется с помощью компоновочной схемы При этом радиальные

усилия всегда направлены к центру рассчитываемого вала а тангенциальные

совпадают с направлением вращения ведущего колеса Все линейные размеры

( g l l 0 1 ) отсчитываются от II опоры причем для отсутствующих шестерен

они задаются равными 0 Углы i и i определяющие направления

радиальных iR и тангенциальных iT сил должны отсчитываться против

часовой стрелки от положительного направления оси Х выбранного так как

показано на схеме Для отсутствующих шестерен принимается 0i

571i рад (900 ) Начальные диаметры отсутствующих шестерен (Д = Д0

Д1hellip) принимаются равными бесконечности а практически ndash большой

величине например Д = 10000000 см При этом окружная и радиальная силы

получаются близкими к 0

На рис 36 показана расчетная схема нагружения II вала для нашего

примера

333 Порядок расчета вала с помощью унифицированных формул

Расчет стального сплошного вала на двух опорах из условия прочности

заключается в определении его диаметров в сечениях I 0 1 II (см рис35)

Последовательность расчета выполняемого по унифицированным

формулам программ следующая

1) Определение действующих в зацеплении сил

ii

Д

МT КР2 R T tgi i

o 20

2) Определение проекций сил на оси X и Y

X T Ri i i i i cos cos Y T Ri i i i i sin sin

3) Определение опорных реакций в плоскостях X ndash горизонтальная и

Y ndash вертикальная соответственно в опоре I и II

g

lxlxlxlxR

IX33221100

R x x x x RX XII I 0 1 2 3

g

lylylylyR

IY33221100

R y y y y RY YII I 0 1 2 3

Силы направленные на вал при принятом расположении осей координат

имеют знак laquo + raquo а от вала laquo ndash raquo Для реакций правило знаков противоположно

35

4) Определение изгибающих моментов в сечениях

над левой опорой (сечение I)

M x l gX I 2 2( ) M y l gYI

2 2( )

над правой опорой (сечение II)

M x lX II 3 3 M y lYII

3 3

под силой P0 (сечение 0)

)()( 00220

lgRllxMI

XX )()( 00220

lgRllyMI

YY

под силой P1 (сечение 1)

M x l l R lX XI II 3 1 3 1( ) M y l l R lY YI II

3 1 3 1( )

5) Определение суммарных изгибающих моментов

M M MI X YI I 2 2 M M MII X YII II 2 2

M M MX Y 02 2

0 0 M M MX Y1

2 2

1 1

6) Определение приведенных моментов ПРМ

Приведенные моменты определяются в каждом из 4-х сечений в

отдельности по формуле

22750 КРMMM iпрi где i = 0 1 I II

7) Определение диаметра вала в каждом из сечений производится по

зависимости

3

10 и

прii

Md

где ПРМ Н∙см [ и ] ndash допускаемое напряжение на изгиб МПа

334 Определение исходных данных для расчета валов

Указания по определению исходных данных для расчета валов приведены

в табл38 В ней же даны численные значения исходных параметров

36

Таблица 38

Исходные данные для расчета диаметров вала

Исходные

данные и

определя ndash

емые

величины

Обозна ndash

ения и

раз ndash

мерность

Расчетные

формулы

Указания по

выбору

Числовые

величины

(см пример)

Крутящий

момент на

рассчиты ndash

ваемом валу

MKP

Н∙м

MKP =

= 974000 N

n

п 313 2250

Марка

стали и

термообра ndash

ботка

Сталь 45

нормализованная

Табл39

[3 13 14]

ndash

Допускаемое

напряжение

на изгиб

[ ]u

МПа

ndash Рис37 и

табл39

[3 13 14]

775

Начальные

диаметры

колес

Д0 Д1 Д2 Д3

в расчетной

схеме

Д см Д = z m z ndash из

кинематичес ndash

кого расчета

mndash в п322

диаметры

отсутствую ndash

щих шестерен

Д = 10000000

Д0 =10000000

Д1 = 48

Д2 = 50

Д3 = 107

Расстояния

g l0 l1

l2 l3

в расчетной

схеме

g l

см

ndash п332 рис 35

(числовые

величины

см рис 36)

g0 = 102

l0 = 0

l1= 24

l2 = 135

l3 = 0

Углы

действия сил

i для iT

i для iR

i i

рад

ii0

0180

ii0

0180

где 0

i 0

i

ndash углы

измеренные

в градусах

п332 рис 35

(числовые

величины

см рис 36)

0 = 0

0 = 157

1 = 0

1 = 157

2 = 0785

2 = 2355

3 = 0

3 = 157

37

Таблица 39

Допускаемые напряжения на изгиб [ и ] для стальных валов (в МПа)

Источник

концентрации

напряжения

Диаметр

вала мм

Марка стали и термообработка

45

норм

45

улучш

40Х

улучш

40Х

закал

Насаженная на вал

деталь

(шестерня шкив)

с острыми кромками

15 775 850 900 950

30 750 825 875 925

45 725 800 850 900

60 700 775 825 875

75 675 750 800 850

90 650 725 775 825

Рис37 Номограмма для ориентированного определения

диаметров валов по крутящему моменту

38

необходимые для расчета II вала привода подач в рассматриваемом примере

При расчете валов на ЭВМ углы вводятся в программу в радианах

Если на участке вала действует только крутящий момент то при

составлении исходных данных следует задавать расстояние до шестерни

обусловливающей приложение этого момента величиной 01 см При этом

изгибающий момент от действия радиальной силы будет близок к 0

Например при расчете V вала рассматриваемой коробки подач

(см рис35 и 36) следует принять расстояние l3 = 01 см до шестерни

Д3 = zm = 02 ∙ 20 = 4 см соответственно приняв 3 = 0 и 3 = 157 рад

335 Указания по расчету валов на ЭВМ

Расчет диаметров валов в опасных сечениях I 0 1 II (рис35)

производится на ЭВМ по программе laquoВАЛraquo [20] исходные данные для

расчета по программе laquoВАЛraquo вводятся в режиме диалога с машиной При

расчете нескольких валов каждому файлу необходимо давать новое название

например PETROV1 PETROV2 PETROV3

В приложении В представлены распечатки ввода исходных данных и

результаты расчета диаметров II вала в рассматриваемом примере

Для перевода языка машины в принятые обозначения формул следует

руководствоваться табл 310

В целях удобства программирования di рассматриваются для всех

сечений по приведенному моменту Для сечений в которых не действует MKP

диаметр определяется по iM (без машины) Из всех полученных диаметров

выбирается наибольший и округляется до стандартного ряда

Для нашего примера принимаем d = 18 мм учитывая что этот диаметр

вала не окончательный и может измениться при окончательной

конструктивной проработке привода О выборе геометрических параметров

шлицевых валов сказано ниже в п 34

В курсовом проекте с помощью ЭВМ должны быть рассчитаны все валы

коробки подач В записке приводятся расчетные схемы валов и результаты

расчета (распечатки) по каждому валу

34 Выбор подшипников качения и прочих элементов привода

Выбор подшипников качения ведется по динамической грузоподъемности

C определяемой по формуле

P

CL

где L ndash число миллионов оборотов за расчетный срок службы подшипника

качения

39

Таблица 310

Соответствие символов в программе laquoВАЛraquo

обозначениям в расчетных формулах

Символ в

программе

Обозначение

в формулах

Размерность Наименование параметров

1 2 3 4

C MKp Н∙см Крутящий момент на

рассчитываемом валу

Q g см Расстояние между опорами

B [u ] МПа Допускаемое напряжение

на изгиб

M(I)

Di

см

Делительный диаметр i - го

колеса в точке приложения

силы Pi

F1(I) i рад Угол действия силы Ti

F2(I) i рад Угол действия силы Ri

T(I)

Ti

Н

Тангенциальная сила

действующая в точке

приложения силы Pi

R(I) Ri Н Радиальная сила в той же точке

X(I) X i Н Проекция сил на ось Х в точке

приложения силы Pi

Y(I) Yi Н Проекция сил на ось Y в той же

точке

G(0) RxI Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре I

G(1) RxII Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре II

B1(0) RyI Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

B1(1) RyII Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре II

L(0)

MxI

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре I

L(1) MxII Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре II

U(0) M yI Н∙см Изгибающий момент в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

40

Окончание табл 310

1 2 3 4

L(I) li см Расстояние между опорой II и

точкой приложения силы Pi

М1(0)

M X 0

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquo0raquo

М1(1) M X1 Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquoIraquo

М2(0)

MY0

Н∙см

Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIIraquo

М2(1) MY1 Н∙см Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIraquo

S(0) M I Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре I

S(1)

M II Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре II

S(2) M 0 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquo0raquo

S(3)

M1 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquoIraquo

P(0)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре I

P(1)

IIпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре II

P(2) 0прМ Н∙см Приведѐнный момент

в сечении laquo0raquo

P(3)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в

сечении laquoIraquo

A(0)

d I см Диаметр вала в опоре I

A(1)

d II см Диаметр вала в опоре II

A(2)

d0 см Диаметр вала в сечении laquo0raquo

A(3)

d1 см Диаметр вала в сечении laquoIraquo

41

P ndash расчетная нагрузка подшипника Н

C ndash динамическая грузоподъемность подшипника указанная в катало ndash

ге Н

ndash коэффициент (для шарикоподшипников = 3 для роликоподшип ndash

ников = 333)

Данная формула справедлива при n ge 10 обмин При n = 1 divide 10 обмин

расчет ведут по n = 10 обмин При n lt 1 обмин действующую нагрузку

рассматривают как статическую

Расчетный срок службы подшипника в часах выражается зависимостью

LL

nh

10

60

6

Задавшись Lh (для металлорежущих станков обычно Lh = 12000divide20000 ч)

из данной формулы определяют L затем вычислив P (см ниже) и зная

находят C После того ориентируясь на желаемые габариты и прежде всего на

диаметр шейки вала где должен быть установлен подшипник подбирают по

каталогу 21 наиболее близкий по величине C типоразмер подшипника

Расчетную нагрузку подшипника определяют по формуле

P X V F Y F K Kr a T ( )

где Fr ndash радиальная нагрузка Н

Fa ndash осевая нагрузка Н

X ndash безразмерный коэффициент радиальной нагрузки

Y ndash безразмерный коэффициент вращения (при вращении внутреннего

кольца V = 1 при вращении наружного ndash V = 12)

K ndash безразмерный коэффициент безопасности (для токарных станков

K = 1 ndash 12 для фрезерных ndash K = 13 ndash 18)

KT ndash безразмерный температурный коэффициент (при работе до 1250С

KT = 105)

В коробках подач обычно используют прямозубые колеса поэтому

формула для определения расчетной нагрузки без учета осевых сил примет

вид (при Fa = 0 X =1)

P V F K Kr T

Величина радиальной нагрузки подсчитывается по формуле

F R Rr Xi Yi 2 2

где RXi RYi ndash наибольшие по величине опорные реакции определяемые при

расчете вала (см приложение 3 соответственно G(0) B1(0) или G(1) B1(1))

42

Проведем подбор подшипников для II вала привода в рассматриваемом

примере Из распечатки результатов расчета вала выписываем наибольшие

опорные реакции G(0) = 7566 Н B1(0) = 12285 Н и определяем

Fr 757 6 1228 5 1443 32 2 Н

Для определения расчетной нагрузки принимаем V =1 K = 12 KT = 105

тогда P = 1∙14433∙12∙105 = 18188 Н Определяем L при известной частоте

вращения n = 45 обмин (см табл 31) и задавшись hL = 2000 ч

5410

456020000

10

6066

nhL

L млн оборотов

Динамическая грузоподъемность 868735461818 3 LPC Н

По расчетному значению C приняв диаметр шейки вала шd = 17 мм

(см приложение Б) выбираем по каталогу [21] подшипник 203 с

динамической грузоподъемностью C = 7520 Н

Выбор геометрических характеристик шлицевых валов [17 18 21 и др]

можно производить по ранее рассчитываемому на ЭВМ наибольшему

диаметру сплошного вала Желательно затем произвести проверочный расчет

шлицевого соединения по напряжениям смятия [14 21 и др]

При выборе и расчете шпоночных соединений следует использовать

работы [13 divide 15 21 и др] Сечение шпонки подбирают по диаметру вала

длину ndash обычно на 5 ndash 10 мм короче ступицы закрепляемой детали соедине ndash

ние проверяют на смятие

43

ПРИЛОЖЕНИЕ А

Нормальный ряд чисел в станкостроении (нормаль HII - I) со

знаменателем =106

1 ndash 106 ndash 112 ndash 118 ndash 125 ndash 132 ndash 14 ndash 15 ndash 16 ndash 17 ndash 18 ndash 19 ndash 2 ndash 212 ndash

225 ndash 235 ndash 25 ndash 265 ndash 28 ndash 3 ndash 315 ndash 335 ndash 355 ndash 375 ndash 4 ndash 425 ndash 45 ndash 475

ndash 5 ndash 53 ndash 56 ndash 6 ndash 63 ndash 67 ndash 71 ndash 75 ndash 8 ndash 85 ndash 9 ndash 95 ndash 10

Примечания

1 Числа высшего порядка получаются умножением или делением чисел нор-

мального ряда на 10 100 1000hellip

Например

01 ndash 0106 ndash 0112 hellip 10 ndash 106 ndash 112 hellip 100 ndash 106 ndash 112 hellip

2 Числа геометрического ряда с gt 106 образуются из ряда с = 106 по

зависимости вида

U i106

112 1062 141 1066 178 10610

126 1064 158 1068 2 10612

3 Образование нормального ряда чисел с заданным = 106 производится

путем выписывания каждого (i + 1) числа из которых с = 106 начиная с

минимального ndash заданного

Например

126 1064 при minn = 112

hellip112 ndash 14 ndash 18 ndash 225 ndash hellip ndash 9 ndash 95 ndash 10 ndash 106 hellip

6061411 при minn = 132

hellip132 ndash 19 ndash 265 ndash 375 ndash hellipndash 53 ndash 75 ndash 106 ndash 15 hellip

8061581 при minn = 125

hellip125 ndash 2 ndash 315 ndash 5 ndash hellip ndash 8 ndash 125 ndash 20 ndash 315 hellip

44

ПРИЛОЖЕНИЕ Б

Распечатка исходных данных и результатов расчета

шестерен коробки подач

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ1 BSV

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y=037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 20289 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 170

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 164

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 124

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 096

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 143

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 105

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ2 BSV

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 142

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 131

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 104

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 076

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 3389 S = 1130

45

Продолжение приложения Б

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 120

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 084

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ3 BSV

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 123

А= 0102 С = 120 L = 1

R= 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 072

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБ НОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 079

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ4 BSV

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 108

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 063

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

46

Окончание приложения Б

G = 10 F = 225 U = 138

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 069

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ5 BSV

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 175

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 106

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 128

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 061

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U= 4

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 147

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 067

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

47

ПРИЛОЖЕНИЕ В

Распечатка исходных данных и результатов расчета II вала коробки подач

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

С = 2250 Q = 102 В = 775

М (0) = 10000000 L (0) = 0 Fl (0) = 0 F2 (0) = 157

М (1) = 48 L (1) = 24 Fl (1) = 0 F2 (1) = 157

М (2) = 5 L (2) = 135 Fl (2) = 0785 F2 (2) = 2355

М (3) = 10000000 L (3) = 0 Fl (3) = 0 F2 (3) = 157

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЁТА

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

VAL2 BSS

G (0) = 75761 В1 (0) = 122849

L1 (0) = -133882 М1 (0) = 225065

U (0) = -286321 М2 (0) = 81749

G (1) = 58586 В1 (1) = -2023

L1 (1)=0 М1 (1) = 140606

U (1) = 0 М2 (1) = -4855

S (0) = 316076 Р (0) = 37131 А (0) = 168

S (1) = 0 Р (1) = 194855 А(1) = 135

S (2) = 239451 Р (2) = 308716 А (2) = 158

S (3) = 140690 Р (3) = 240338 А (3) = 145

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

48

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1 Киреев Г И Комплексный расчет коробок скоростей металлорежущих

станков на ЕС ndash ЭВМ методические указания по курсовому и дипломному

проектированию для студентов специальности 0501 Часть 1 Г И Киреев ndash

Ульяновск УлПИ 1984 ndash 43 с

2 Металлорежущие станки и автоматы учебник для машинострои ndash

тельных втузов под ред А С Проникова ndash М Машиностроение 1981 ndash

479 с

3 Тарзиманов Г А Проектирование металлорежущих станков ГА

Тарзиманов ndash М Машиностроение 1980 ndash 288 с

4 Тепинкичиев В К Металлорежущие станки В К Тепинкичиев ndash М

Машиностроение 1973 ndash 472 с

5 Металлорежущие станки учебник для машиностроительных вузов

под ред В Э Пуша ndash М Машиностроение 1985 ndash 575 с

6 Металлорежущие системы машиностроительных производств учебное

пособие для студентов техн вузов О В Таратынов Г Г Земсков И М

Таратынова ndash М Высш шк 1988 ndash 464 с

7 Кузнецов М М Проектирование автоматизированного производствен ndash

ного оборудования учебное пособие для вузов М М Кузнецов В А Усов

К С Стародубов ndash М Машиностроение 1987 ndash 288 с

8 Орликов М Л Металлорежущие станки курсовое и дипломное

проектирование М Л Орликов И Г Федоренко В Н Шишкин ndash Киев

Высш шк1987 ndash 152 с

9 ГОСТ 2701 ndash 76 Схемы Виды и типы Общие требования к

выполнению ndash М Изд ndash во стандартов 1976 ndash 12 с

10 ГОСТ 2703 ndash 88 Правила выполнения кинематических схем ndash М

Изд ndash во стандартов 1988 ndash 7 с

11 Пуш В Э Конструирование металлорежущих станков В Э Пуш ndash

М Машиностроение 1977 ndash 380 с

12 Каминская В В Станины и корпусные детали металлорежущих

станков В В Каминская З М Левиеа Д Н Решетов ndash М Машгиз 1960 ndash

362 с

13 Курсовое проектирование деталей машин справочное пособие часть I

и II А В Кузьмин И Н Макейчик Ф В Калачѐв и др ndash Минск Высш шк

1982 ndash 584 с

14 Анурьев В И Справочник конструктора ndash машиностроителя Т2

В И Анурьев ndash М Машиностроение 1982 ndash 584 с

15 Чернин И М Расчѐты деталей машин справочник И М Чернин

А В Кузьмин Г М Ицкевич ndash Минск Высш шк 1978 ndash 592 с

16 Детали и механизмы металлорежущих станков Т2 под общ ред

Д Н Решетова ndash М Машиностроение 1972 ndash 405 с

49

17 Серенсен С В Валы и оси Конструирование и расчет С В Серенсен

и др ndash М Машиностроение 1970 ndash 312 с

18 СТ СЭВ 185 ndash 75 Геометрические характеристики шлицевых

прямозубых соединений ndash М Изд ndash во стандартов 1975

19 СТ СЭВ 189 ndash 76 и СТ СЭВ 189 ndash 77 Размеры призматических

шпонок ndash М Изд ndash во стандартов 1976

20 Зубенко В Л Методические разработки к курсовому проектированию

по металлорежущим станкам В Л Зубенко М Я Цлаф ndash Куйбышев КПтИ

1978 ndash 32 с

21 Справочник металлиста В 5 т Т1 под общ ред С А Чернавского и

В Ф Рещикова ndash М Машиностроение 1976 ndash 768 с

22 Сена Л А Единицы физических величин и их размерности учебно-

справочное руководство ЛА Сена ndash 3-е изд перераб и доп ndash М Наука

Гл ред физ-мат лит 1988 ndash 432 с

23 Кочергин А И Конструирование и расчет металлорежущих станков и

станочных комплексов Курсовое проектирование учебное пособие для вузов

А И Кочергин ndash Минск Высш шк 1991 ndash 382 с

Учебное издание

РАСЧЕТ ПРИВОДОВ ПОДАЧ

МЕТАЛЛОРЕЖУЩИХ СТАНКОВ

Методические указания по курсовому

и дипломному проектированию

Составители Шестернинов Александр Владимирович

Горшков Геннадий Михайлович

Редактор НАЕвдокимова

Подписано в печать 30082007 Формат 60times8416 Услпечл302

Тираж 150 экз Заказ

Ульяновский государственный технический университет

432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Типография УлГТУ 432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Page 17: Расчет приводов подач металлорежущих станков. Методичка

18

где nmin и nmax ndash минимальная и максимальная частоты вращения последнего

вала привода подач

Положение расчетной ветви для зависимых приводов подач определяется

верхней линией на графике (см рис 21) Однако расчетные значения in

берутся здесь не прямо с графика а находятся путем умножения частот

вращения верхней линии на величину шпn определяемой по формуле 31

Для нашего примера 6311 шпnn обмин

456341

1IIn 53163

2

1IIIn 52263

82

1IVn 531Vn

97638

1IVn 252063

250

1VIIn

312 Определение потребной величины мощности

подачи исполнительного органа станка

Мощность расходуемая непосредственно исполнительным органом

станка на осуществление подач относительно невелика и может быть

приблизительно определена по мощности электродвигателя привода главного

движения В этом случае она обычно принимается для токарных и

револьверных станков равной 1 ndash 4 сверлильных 4 ndash 5 и фрезерных

15 ndash 20 от мощности главного привода Более точно потребную величину

мощности подачи исполнительного органа станка в кВт можно определить по

формуле

10200060

МИНSQ

N (33)

где Q ndash тяговая сила необходимая для перемещения исполнительного органа

станка при резании Н

МИНS ndash величина минутной подачи при черновой обработке мммин

Величину тяговой силы если она не задана можно рассчитать по

формулам приведенных в работах [6811]

Подача МИНS при расчете независимого привода определяется следующим

образом

ПРНМИН ntS или ПРНМИН nzmS

При расчете зависимого привода величина МИНS определяется

произведением

шпnSSМИН

где S ndash максимальная подача за 1 оборот шпинделя ммоб

19

В нашем примере 4263600 МИНS мммин Q = 11000 Н

соответственно

N

11000 42

60 1020000 075 кВт

Если привод подач независим т е движение подачи осуществляется от

отдельного электродвигателя то необходимая мощность двигателя

определяется отношением

эN =n

N

где n ndash КПД цепи подач приближенно принимаемой при расчете двигателя

n = 015 divide 02

Найденная величина эN уточняется при выборе типа электродвигателя по

справочным данным

313 Определение величины мощности и крутящих

моментов на валах привода

Мощность на i - м валу независимого привода подач и коробок скоростей

определяется произведением

iэi NN

где i ndash КПД участка кинематической цепи до i ndash вала подсчитываемый как

произведение КПД отдельных элементов (см табл 33) начиная с вала

электродвигателя ( IIIIIIi )

Мощность на i - м валу зависимого привода определяется следующим

образом

ii

NN

где i ndash КПД участка кинематической цепи до i - го вала подсчитываемый как

произведение КПД отдельных элементов (см табл 33) начиная с вала

тягового устройства

В нашем примере 0760990

0750

i

NNVII

кВт

NVI

0 076

0 8 0 9950 096

2

кВт NV

0 096

0 99 0 9950 098

2

кВт

20

N IV 0100 кВт N III 0102 кВт N II 0104 кВт N I 0106 кВт

Крутящий момент на i - м валу любого привода определяется по фор ndash

муле

i

ii n

NM 974000 Н∙см

В рассматриваемом приводе подач

164063

1060974000974000

I

II n

NM Н∙см

2250IIM Н∙см 3150IIIM Н∙см 4330IVM Н∙см

3030VM Н∙см 11830VIM Н∙см 293740VIIM Н∙см

32 Расчет зубчатых передач

Расчет цилиндрических зубчатых колес (шестерен) заключается в

определении требуемого модуля Для стальных прямозубых колес модуль

определяется по следующим двум формулам

1) из условия изгибной прочности зубьев

3

19500000

nm

uвu

KKKN

Н

НРДП

2) из условия контактной прочности (усталости) поверхностных слоѐв

зубьев

3

210700001

nzi

im НРДП KKKN

квк

Порядок выбора исходных данных с указанием их размерностей приведен

в п 321

Из двух рассчитываемых модулей выбирается большее значение и

округляется до стандартного m = 1 15 2 25 3 4 5 6 8 10hellip(мм)

321 Определение исходных данных для расчета зубчатых колес

Выбор исходных величин необходимых для расчета модулей зубчатых

колес производится с помощью указаний табл 31 В ней же приведены

числовые величины рассматриваемого примера

21

Таблица 31

Исходные данные для определения модулей зубчатых колес

Исходные данные и

определяемые

величины

Обозначе ndash

ния и раз ndash

мерность

Расчетные

формулы

Указания

по выбору

см hellip

Числовые

величины

(см

пример)

1 2 3 4 5

Степень точности

зубчатых передач

(67 или 8)

ndash

ndash

По ГОСТ

1643-81

7

Марка стали и

термообработка

1 ndash 40Х нормализация

2 ndash 12ХН3А цементация

и закалка

3 ndash 40ХФА

азотирование

Табл 32

[14]

ndash

Мощность на валах

привода

ndash для коробок подач с

независимым

приводом и коробок

скоростей

ndash для коробок подач с

зависимым приводом

iN кВт

iN кВт

iэi NN

ii NN

п 313

п 313

ndash

IN =0106

IIN =0104

IIIN =0102

IVN =0100

VN =0098

Число зубьев

шестерен (зубчатое

колесо с меньшим

числом зубьев)

Z

ndash

Из кинемаndash

тического

расчета

рис 22

1 ndash 18

5 ndash 24

7 ndash 30

11 ndash 44

15 ndash 20

Расчетная частота

вращения вала

(шестерни)

n обмин

ndash

п 311 In =63

IIn =45

IIIn =315

VIn =225

Vn =315

22

Продолжение табл 31

1 2 3 4 5

Передаточное число

зубчатой пары

i

Определяется

отношением числа

зубьев большего колеса

к меньшему (т е i ge 1)

1i =139

2i =138

3i =14

4i =138

5i =4

Отношение ширины

зубчатого венца (acirc) к

модулю (m)

в

mвв

147 в

10

Коэффициенты

перегрузки

динамичности

неравномерности

распределения

нагрузки

формы зуба

ПK

ДK

НРK

НУ

ndash

ndash

ndash

ndash

Табл34

Табл35

(в короб ndash

ках подач

ДK =1)

Табл36

Рис31

при =0

12

1

1 ndash 17

5 ndash 11

7 ndash 105

11 ndash 11

15 ndash 12

1 ndash 037

5 ndash 042

7 ndash 050

11 ndash 049

15 ndash 040

Общая

продолжительность

работы механизма за

расчетный срок

службы

МТ ч

ndash

Из задания

20000

Суммарное число

циклов нагружения

зуба за TM

CN CN

MTn 60

ndash

7 6 107

5 4 107

38 107

2 7 107

38 107

23

Окончание табл 31

1 2 3 4 5

Коэффициент

переменности режима

нагрузок для расчета

модуля на изгиб

Kи реж

ndash

Рис 32

для сред ndash

него ре ndash

жима при

среднем

значении

NC 4 7 107

113

Длительный предел

выносливости зуба

при работе на изгиб

(для трех сталей)

σи пр МПа

ndash

Табл 32

[14]

1 ndash 180

2 ndash 460

3 ndash 300

Допускаемое

напряжение на изгиб

[σи] МПа [σи] =

= σи пр Kи реж

1 ndash 2029

2 ndash 5200

3 ndash 3389

Коэффициент

переменности режима

нагрузок для расчета

модуля на контакт ndash

ную прочность

Kк реж

ndash

Рис33

для сред ndash

него ре ndash

жима при

среднем

значении

NC

108

Длительный предел

контактной

выносливости (для

трех сталей)

σКД МПа

ndash

Табл33

[14]

1 ndash 500

2 ndash 1200

3 ndash 1050

Допускаемое

напряжение при

расчете на контакт ndash

ную прочность

[σк] МПа [σк] =

= σКД Kк реж

1 ndash 580

2 ndash 1300

3 ndash 1130

24

Таблица 32

Предел выносливости зубьев для цилиндрических колес

при расчете на изгиб ndash σи пр и контактную прочность ndash σКД

Марка стали

Вид термообработки

σи пр МПа

σКД МПа

40Х

40Х

40Х

50ХН

20Х

18ХГТ

20ХНМ

12ХН3А

25Х2ГНТА

25ХГТ

40Х

40ХФА

Нормализация

Улучшение

Закалка с нагревом ТВЧ

Закалка объемная

Цементация и закалка

То же

raquo

raquo

raquo

raquo

Азотирование (газовое)

То же

180

220

240

260

440

300

440

460

440

400

240

300

500

600

950

980

1150

1150

1200

1200

1200

1100

950

1050

Таблица 33

Значения КПД элементов передач

Элементы передач

КПД

Зубчатая передача

цилиндрическая со шлифованными зубьями

коническая

Червяная передача

Ременная передача

Цепная передача роликовой цепью

Передача винт-гайка

однозаходный винт

двухзаходный винт

Подшипник качения

Подшипник скольжения

099

097

07 ndash 09

095 ndash 098

096

045

065

0995

098 ndash 0985

25

Таблица 34

Коэффициент перегрузки ПK

Характеристика

привода условия

пуска и торможения

Характер процесса резания

равномерный

припуск

неравномерный

припуск

фрезерование

удары

Плавный пуск и

торможение с

помощью

фрикционных муфт

или наличие упругих

и демпфирующих

элементов или

наличие ременной

передачи

10

11 ndash 13

14

Резкий пуск и

торможение

непосредственно от

асинхронного эл

двигателя или

возможность частого

соударения зубьев

при переключении

на ходу

11 ndash 17

12 ndash 17

17

Таблица 35

Коэффициент динамичности ndash ДK для стальных

прямозубых цилиндрических колес

Степень

точности

передачи

Окружная скорость колеса мс

1 ndash 3 3 ndash 6 6 ndash 9 9 ndash 12

6 10 ndash 105 105 ndash 11 11 ndash 115 115 ndash 125

7 105 11 ndash 115 115 ndash 125 12 ndash 135

8 105 ndash 11 115 ndash 12 12 ndash 135 ndash

26

Таблица 36

Средние значения коэффициента неравномерности распределения

нагрузки НРK для стальных прямозубых цилиндрических колес

Отношение

z

в

Расположение зубчатого колеса

симметрично

относительно

опор

вблизи одной

опоры

(вал жесткий)

вблизи одной

опоры

(вал средней

жесткости)

на

консоли

02 10 10 11 12

04 105 11 12 14

06 11 115 13 17

08 115 12 145 20

12 125 14 17 ndash

16 14 16 ndash ndash

20 16 ndash ndash ndash

Рис31 Зависимость коэффициента формы зуба УН от числа

зубьев Z и коэффициента смещения ξ (для некор ndash

регированных колес ξ = 0)

27

Ри

с32

З

ави

сим

ост

ь к

оэф

фи

ци

ента

пер

емен

ност

и р

ежи

ма

наг

рузо

к К

и р

еж

о

т чи

сла

ци

клов н

агруж

ени

я N

c

__________

цем

ента

ци

я

_ _

_ _

_ _

_ у

луч

шен

ие

норм

али

зац

ия за

кал

ка

азо

тирован

ие

1 ndash

сред

нел

егки

й р

ежи

м р

аботы

2 ndash

сред

ни

й р

ежи

м р

аботы

3 ndash

сред

нет

яж

елы

й р

ежи

м р

аботы

28

Ри

с32

З

ави

сим

ост

ь к

оэф

фи

ци

ента

пер

емен

ност

и р

ежи

ма

наг

рузо

к К

и р

еж

о

т чи

сла

ци

клов н

агруж

ени

я N

c

__________

цем

ента

ци

я

_ _

_ _

_ _

_ у

луч

шен

ие

норм

али

зац

ия за

кал

ка

азо

тирован

ие

1 ndash

сред

нел

егки

й р

ежи

м р

аботы

2 ndash

сред

ни

й р

ежи

м р

аботы

3 ndash

сред

нет

яж

елы

й р

ежи

м р

аботы

29

Для каждой зубчатой передачи следует провести два ndash три расчета

используя материалы с разными прочностными характеристиками В

результате будут получены два ndash три разных модуля Это позволит например

сконструировать коробку подач меньших габаритов и веса применив для

колес более прочный и дорогой материал С другой стороны можно

изготовить коробку с зубчатыми передачами имеющими один модуль путем

подбора материалов с разными прочностными свойствами Окончательное же

решение по обоснованному выбору марок сталей следует производить на

основе технико-экономических расчетов

При изложении материала в пояснительной записке по п321 следует

придерживаться порядка приведенного в табл 31

В случае использования справочных данных выраженных во

внесистемных единицах измерения для перевода их размерностей в единицы

СИ необходимо руководствоваться справочником [22]

322 Указания по расчету зубчатых колес на ЭВМ

Расчет модулей зубчатых колес из различных материалов производится на

ЭВМ по программе laquoШестерняraquo [20] Исходные данные для расчета колес по

программе laquoШестерняraquo вводятся в режиме диалога с машиной

В приложении Б представлены распечатки ввода исходных данных и

результаты расчѐта модулей колес в рассматриваемом примере Эти

распечатки вклеиваются в записку Для перевода символов языка машины в

принятые обозначения формул следует руководствоваться табл 37

Анализируем результаты расчета и принимаем в качестве материала

зубчатых колес сталь 40Х нормализованную В этом случае расчетные

значения laquoизгибногоraquo модуля составят соответственно иm = 17 142 137

137 175 мм Принимаем для всех колес коробки модуль равный 2 мм

Следует отметить что модули колес меньше 15 мм в коробке подач

рассматриваемых станков применять не рекомендуется

33 Расчет валов привода

Расчет валов привода подач заключается в определении их диаметров из

условия прочности и содержит целый ряд промежуточных этапов

Необходимо отметить что данный расчет является проектировочным т е

служит для предварительного определения диаметров вала которые в

дальнейшем уточняются при выборе подшипников зубчатых колес расчете

шпонок шлицев и др

331 Разработка компоновочной схемы

Для расчета вала необходимо располагать расчетной схемой его

30

Таблица 37

Соответствие символов в программе laquoШестерняraquo

обозначениям в расчетных формулах

Символ в

программе

Обозначение

в

формулах

Размерность Наименование параметров

1 2 3 4

A Ni кВт Мощность передаваемая i - м валом ( i = 1+У)

C Kn ndash

Коэффициент перегрузки

L KDi ndash

Коэффициент

динамичности

R

KHPi

ndash

Коэффициент

неравномерности

распределения нагрузки

Y НiУ ndash

Коэффициент формы зуба

Z Zi ndash

Число зубьев i - й

шестерни

G вi

ndash

Коэффициент ширины

зубчатого венца

F ni обмин Частота вращения

U ii ndash

Передаточное число

зубчатой пары

W [ ]u ij МПа Допускаемое напряжение

на изгиб

S [ ]K ij МПа Допускаемое напряжение

контактное

M1 muij мм Модуль laquoизгибнойraquo

M2 кijm мм Модуль laquoконтактныйraquo

31

нагружения которая выполняется на основе предварительно разработанной

компоновочной схемы коробки подач Компоновочная схема или эскизная

компоновка выполняется в виде развертки по валам и свертки определяющей

пространственное расположение валов (см рис 34) Эта схема вычерчивается

в произвольном масштабе и в обязательном порядке помещается в записку

При ее разработке следует использовать чертежи привода подач базового

станка чтобы осуществить по возможности наиболее близкую компоновку

разрабатываемой коробки к имеющейся Кроме того необходимо пользоваться

рекомендациями работ [31517] по выбору конструктивных параметров

зубчатых колѐс и других элементов привода

На рис 34 изображена компоновочная схема коробки подач

рассматриваемого примера Там же приведены некоторые рекомендации по

выбору конструктивных параметров В зацеплении показываются те зубчатые

колеса которые соответствуют расчѐтной ветви на графике подач

(см рис 21) С помощью этой схемы могут быть определены все

необходимые расстояния между опорами шестернями а также направления

тангенциальных и радиальных усилий

При вычерчивании компоновочной схемы необходимо

ndash обеспечить достаточные осевые перемещения зубчатых колес муфт

переключающих устройств

ndash исключить одновременное включение зубчатых колес с двумя

смежными неподвижными колесами

ndash обеспечить доступную и быструю сборку и разборку легкую

регулировку опор зубчатых зацеплений Кроме того обеспечить хороший

доступ для осмотра деталей коробки и ремонта

ndash конструкцию корпуса выполнять удобной простой и технологичной

обеспечивающей простоту монтажа и демонтажа деталей и узлов коробок

ndash возможно большее число центров валов располагать по одним и тем же

вертикалям и горизонталям что обеспечивает наибольшую простоту

настройки станков при обработке посадочных отверстий в корпусах

ndash обеспечить наибольшую жесткость валов и опор для чего следует

расстояние между зубчатыми колѐсами и другими деталями принимать

наименьшими из допустимых

332 Составление расчетной схемы нагружения вала

Расчет валов в настоящих методических указаниях производится на ЭВМ

Программа расчета составлена для унифицированной схемы нагружения

двухопорного вала (рис35) двумя силами в пролете P0 и P1 и силами P2 и P3

приложенными на консольных участках Эти силы возникают в зубчатых

зацеплениях при передаче крутящего момента К такой схеме нагружения

можно привести большое число валов приняв для отсутствующих шестерен

силы равными нулю Расстояния между опорами валов и закрепленными на

32

Ри

с3

4 К

ом

пон

овочн

ая с

хем

а короб

ки

под

ач

а-раз

вер

тка

б-с

вер

тка

(од

ин

из

возм

ож

ны

х в

ари

анто

в)

33

Рис35 Расчетная унифицированная схема нагружения вала к программе ldquoВалrdquo

Рис36 Расчетная схема нагружения II вала в рассматриваемом примере

34

нем шестернями а также направление тангенциальных ( iT ) и радиальных ( iR )

усилий определяется с помощью компоновочной схемы При этом радиальные

усилия всегда направлены к центру рассчитываемого вала а тангенциальные

совпадают с направлением вращения ведущего колеса Все линейные размеры

( g l l 0 1 ) отсчитываются от II опоры причем для отсутствующих шестерен

они задаются равными 0 Углы i и i определяющие направления

радиальных iR и тангенциальных iT сил должны отсчитываться против

часовой стрелки от положительного направления оси Х выбранного так как

показано на схеме Для отсутствующих шестерен принимается 0i

571i рад (900 ) Начальные диаметры отсутствующих шестерен (Д = Д0

Д1hellip) принимаются равными бесконечности а практически ndash большой

величине например Д = 10000000 см При этом окружная и радиальная силы

получаются близкими к 0

На рис 36 показана расчетная схема нагружения II вала для нашего

примера

333 Порядок расчета вала с помощью унифицированных формул

Расчет стального сплошного вала на двух опорах из условия прочности

заключается в определении его диаметров в сечениях I 0 1 II (см рис35)

Последовательность расчета выполняемого по унифицированным

формулам программ следующая

1) Определение действующих в зацеплении сил

ii

Д

МT КР2 R T tgi i

o 20

2) Определение проекций сил на оси X и Y

X T Ri i i i i cos cos Y T Ri i i i i sin sin

3) Определение опорных реакций в плоскостях X ndash горизонтальная и

Y ndash вертикальная соответственно в опоре I и II

g

lxlxlxlxR

IX33221100

R x x x x RX XII I 0 1 2 3

g

lylylylyR

IY33221100

R y y y y RY YII I 0 1 2 3

Силы направленные на вал при принятом расположении осей координат

имеют знак laquo + raquo а от вала laquo ndash raquo Для реакций правило знаков противоположно

35

4) Определение изгибающих моментов в сечениях

над левой опорой (сечение I)

M x l gX I 2 2( ) M y l gYI

2 2( )

над правой опорой (сечение II)

M x lX II 3 3 M y lYII

3 3

под силой P0 (сечение 0)

)()( 00220

lgRllxMI

XX )()( 00220

lgRllyMI

YY

под силой P1 (сечение 1)

M x l l R lX XI II 3 1 3 1( ) M y l l R lY YI II

3 1 3 1( )

5) Определение суммарных изгибающих моментов

M M MI X YI I 2 2 M M MII X YII II 2 2

M M MX Y 02 2

0 0 M M MX Y1

2 2

1 1

6) Определение приведенных моментов ПРМ

Приведенные моменты определяются в каждом из 4-х сечений в

отдельности по формуле

22750 КРMMM iпрi где i = 0 1 I II

7) Определение диаметра вала в каждом из сечений производится по

зависимости

3

10 и

прii

Md

где ПРМ Н∙см [ и ] ndash допускаемое напряжение на изгиб МПа

334 Определение исходных данных для расчета валов

Указания по определению исходных данных для расчета валов приведены

в табл38 В ней же даны численные значения исходных параметров

36

Таблица 38

Исходные данные для расчета диаметров вала

Исходные

данные и

определя ndash

емые

величины

Обозна ndash

ения и

раз ndash

мерность

Расчетные

формулы

Указания по

выбору

Числовые

величины

(см пример)

Крутящий

момент на

рассчиты ndash

ваемом валу

MKP

Н∙м

MKP =

= 974000 N

n

п 313 2250

Марка

стали и

термообра ndash

ботка

Сталь 45

нормализованная

Табл39

[3 13 14]

ndash

Допускаемое

напряжение

на изгиб

[ ]u

МПа

ndash Рис37 и

табл39

[3 13 14]

775

Начальные

диаметры

колес

Д0 Д1 Д2 Д3

в расчетной

схеме

Д см Д = z m z ndash из

кинематичес ndash

кого расчета

mndash в п322

диаметры

отсутствую ndash

щих шестерен

Д = 10000000

Д0 =10000000

Д1 = 48

Д2 = 50

Д3 = 107

Расстояния

g l0 l1

l2 l3

в расчетной

схеме

g l

см

ndash п332 рис 35

(числовые

величины

см рис 36)

g0 = 102

l0 = 0

l1= 24

l2 = 135

l3 = 0

Углы

действия сил

i для iT

i для iR

i i

рад

ii0

0180

ii0

0180

где 0

i 0

i

ndash углы

измеренные

в градусах

п332 рис 35

(числовые

величины

см рис 36)

0 = 0

0 = 157

1 = 0

1 = 157

2 = 0785

2 = 2355

3 = 0

3 = 157

37

Таблица 39

Допускаемые напряжения на изгиб [ и ] для стальных валов (в МПа)

Источник

концентрации

напряжения

Диаметр

вала мм

Марка стали и термообработка

45

норм

45

улучш

40Х

улучш

40Х

закал

Насаженная на вал

деталь

(шестерня шкив)

с острыми кромками

15 775 850 900 950

30 750 825 875 925

45 725 800 850 900

60 700 775 825 875

75 675 750 800 850

90 650 725 775 825

Рис37 Номограмма для ориентированного определения

диаметров валов по крутящему моменту

38

необходимые для расчета II вала привода подач в рассматриваемом примере

При расчете валов на ЭВМ углы вводятся в программу в радианах

Если на участке вала действует только крутящий момент то при

составлении исходных данных следует задавать расстояние до шестерни

обусловливающей приложение этого момента величиной 01 см При этом

изгибающий момент от действия радиальной силы будет близок к 0

Например при расчете V вала рассматриваемой коробки подач

(см рис35 и 36) следует принять расстояние l3 = 01 см до шестерни

Д3 = zm = 02 ∙ 20 = 4 см соответственно приняв 3 = 0 и 3 = 157 рад

335 Указания по расчету валов на ЭВМ

Расчет диаметров валов в опасных сечениях I 0 1 II (рис35)

производится на ЭВМ по программе laquoВАЛraquo [20] исходные данные для

расчета по программе laquoВАЛraquo вводятся в режиме диалога с машиной При

расчете нескольких валов каждому файлу необходимо давать новое название

например PETROV1 PETROV2 PETROV3

В приложении В представлены распечатки ввода исходных данных и

результаты расчета диаметров II вала в рассматриваемом примере

Для перевода языка машины в принятые обозначения формул следует

руководствоваться табл 310

В целях удобства программирования di рассматриваются для всех

сечений по приведенному моменту Для сечений в которых не действует MKP

диаметр определяется по iM (без машины) Из всех полученных диаметров

выбирается наибольший и округляется до стандартного ряда

Для нашего примера принимаем d = 18 мм учитывая что этот диаметр

вала не окончательный и может измениться при окончательной

конструктивной проработке привода О выборе геометрических параметров

шлицевых валов сказано ниже в п 34

В курсовом проекте с помощью ЭВМ должны быть рассчитаны все валы

коробки подач В записке приводятся расчетные схемы валов и результаты

расчета (распечатки) по каждому валу

34 Выбор подшипников качения и прочих элементов привода

Выбор подшипников качения ведется по динамической грузоподъемности

C определяемой по формуле

P

CL

где L ndash число миллионов оборотов за расчетный срок службы подшипника

качения

39

Таблица 310

Соответствие символов в программе laquoВАЛraquo

обозначениям в расчетных формулах

Символ в

программе

Обозначение

в формулах

Размерность Наименование параметров

1 2 3 4

C MKp Н∙см Крутящий момент на

рассчитываемом валу

Q g см Расстояние между опорами

B [u ] МПа Допускаемое напряжение

на изгиб

M(I)

Di

см

Делительный диаметр i - го

колеса в точке приложения

силы Pi

F1(I) i рад Угол действия силы Ti

F2(I) i рад Угол действия силы Ri

T(I)

Ti

Н

Тангенциальная сила

действующая в точке

приложения силы Pi

R(I) Ri Н Радиальная сила в той же точке

X(I) X i Н Проекция сил на ось Х в точке

приложения силы Pi

Y(I) Yi Н Проекция сил на ось Y в той же

точке

G(0) RxI Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре I

G(1) RxII Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре II

B1(0) RyI Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

B1(1) RyII Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре II

L(0)

MxI

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре I

L(1) MxII Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре II

U(0) M yI Н∙см Изгибающий момент в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

40

Окончание табл 310

1 2 3 4

L(I) li см Расстояние между опорой II и

точкой приложения силы Pi

М1(0)

M X 0

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquo0raquo

М1(1) M X1 Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquoIraquo

М2(0)

MY0

Н∙см

Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIIraquo

М2(1) MY1 Н∙см Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIraquo

S(0) M I Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре I

S(1)

M II Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре II

S(2) M 0 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquo0raquo

S(3)

M1 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquoIraquo

P(0)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре I

P(1)

IIпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре II

P(2) 0прМ Н∙см Приведѐнный момент

в сечении laquo0raquo

P(3)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в

сечении laquoIraquo

A(0)

d I см Диаметр вала в опоре I

A(1)

d II см Диаметр вала в опоре II

A(2)

d0 см Диаметр вала в сечении laquo0raquo

A(3)

d1 см Диаметр вала в сечении laquoIraquo

41

P ndash расчетная нагрузка подшипника Н

C ndash динамическая грузоподъемность подшипника указанная в катало ndash

ге Н

ndash коэффициент (для шарикоподшипников = 3 для роликоподшип ndash

ников = 333)

Данная формула справедлива при n ge 10 обмин При n = 1 divide 10 обмин

расчет ведут по n = 10 обмин При n lt 1 обмин действующую нагрузку

рассматривают как статическую

Расчетный срок службы подшипника в часах выражается зависимостью

LL

nh

10

60

6

Задавшись Lh (для металлорежущих станков обычно Lh = 12000divide20000 ч)

из данной формулы определяют L затем вычислив P (см ниже) и зная

находят C После того ориентируясь на желаемые габариты и прежде всего на

диаметр шейки вала где должен быть установлен подшипник подбирают по

каталогу 21 наиболее близкий по величине C типоразмер подшипника

Расчетную нагрузку подшипника определяют по формуле

P X V F Y F K Kr a T ( )

где Fr ndash радиальная нагрузка Н

Fa ndash осевая нагрузка Н

X ndash безразмерный коэффициент радиальной нагрузки

Y ndash безразмерный коэффициент вращения (при вращении внутреннего

кольца V = 1 при вращении наружного ndash V = 12)

K ndash безразмерный коэффициент безопасности (для токарных станков

K = 1 ndash 12 для фрезерных ndash K = 13 ndash 18)

KT ndash безразмерный температурный коэффициент (при работе до 1250С

KT = 105)

В коробках подач обычно используют прямозубые колеса поэтому

формула для определения расчетной нагрузки без учета осевых сил примет

вид (при Fa = 0 X =1)

P V F K Kr T

Величина радиальной нагрузки подсчитывается по формуле

F R Rr Xi Yi 2 2

где RXi RYi ndash наибольшие по величине опорные реакции определяемые при

расчете вала (см приложение 3 соответственно G(0) B1(0) или G(1) B1(1))

42

Проведем подбор подшипников для II вала привода в рассматриваемом

примере Из распечатки результатов расчета вала выписываем наибольшие

опорные реакции G(0) = 7566 Н B1(0) = 12285 Н и определяем

Fr 757 6 1228 5 1443 32 2 Н

Для определения расчетной нагрузки принимаем V =1 K = 12 KT = 105

тогда P = 1∙14433∙12∙105 = 18188 Н Определяем L при известной частоте

вращения n = 45 обмин (см табл 31) и задавшись hL = 2000 ч

5410

456020000

10

6066

nhL

L млн оборотов

Динамическая грузоподъемность 868735461818 3 LPC Н

По расчетному значению C приняв диаметр шейки вала шd = 17 мм

(см приложение Б) выбираем по каталогу [21] подшипник 203 с

динамической грузоподъемностью C = 7520 Н

Выбор геометрических характеристик шлицевых валов [17 18 21 и др]

можно производить по ранее рассчитываемому на ЭВМ наибольшему

диаметру сплошного вала Желательно затем произвести проверочный расчет

шлицевого соединения по напряжениям смятия [14 21 и др]

При выборе и расчете шпоночных соединений следует использовать

работы [13 divide 15 21 и др] Сечение шпонки подбирают по диаметру вала

длину ndash обычно на 5 ndash 10 мм короче ступицы закрепляемой детали соедине ndash

ние проверяют на смятие

43

ПРИЛОЖЕНИЕ А

Нормальный ряд чисел в станкостроении (нормаль HII - I) со

знаменателем =106

1 ndash 106 ndash 112 ndash 118 ndash 125 ndash 132 ndash 14 ndash 15 ndash 16 ndash 17 ndash 18 ndash 19 ndash 2 ndash 212 ndash

225 ndash 235 ndash 25 ndash 265 ndash 28 ndash 3 ndash 315 ndash 335 ndash 355 ndash 375 ndash 4 ndash 425 ndash 45 ndash 475

ndash 5 ndash 53 ndash 56 ndash 6 ndash 63 ndash 67 ndash 71 ndash 75 ndash 8 ndash 85 ndash 9 ndash 95 ndash 10

Примечания

1 Числа высшего порядка получаются умножением или делением чисел нор-

мального ряда на 10 100 1000hellip

Например

01 ndash 0106 ndash 0112 hellip 10 ndash 106 ndash 112 hellip 100 ndash 106 ndash 112 hellip

2 Числа геометрического ряда с gt 106 образуются из ряда с = 106 по

зависимости вида

U i106

112 1062 141 1066 178 10610

126 1064 158 1068 2 10612

3 Образование нормального ряда чисел с заданным = 106 производится

путем выписывания каждого (i + 1) числа из которых с = 106 начиная с

минимального ndash заданного

Например

126 1064 при minn = 112

hellip112 ndash 14 ndash 18 ndash 225 ndash hellip ndash 9 ndash 95 ndash 10 ndash 106 hellip

6061411 при minn = 132

hellip132 ndash 19 ndash 265 ndash 375 ndash hellipndash 53 ndash 75 ndash 106 ndash 15 hellip

8061581 при minn = 125

hellip125 ndash 2 ndash 315 ndash 5 ndash hellip ndash 8 ndash 125 ndash 20 ndash 315 hellip

44

ПРИЛОЖЕНИЕ Б

Распечатка исходных данных и результатов расчета

шестерен коробки подач

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ1 BSV

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y=037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 20289 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 170

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 164

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 124

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 096

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 143

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 105

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ2 BSV

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 142

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 131

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 104

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 076

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 3389 S = 1130

45

Продолжение приложения Б

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 120

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 084

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ3 BSV

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 123

А= 0102 С = 120 L = 1

R= 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 072

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБ НОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 079

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ4 BSV

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 108

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 063

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

46

Окончание приложения Б

G = 10 F = 225 U = 138

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 069

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ5 BSV

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 175

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 106

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 128

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 061

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U= 4

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 147

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 067

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

47

ПРИЛОЖЕНИЕ В

Распечатка исходных данных и результатов расчета II вала коробки подач

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

С = 2250 Q = 102 В = 775

М (0) = 10000000 L (0) = 0 Fl (0) = 0 F2 (0) = 157

М (1) = 48 L (1) = 24 Fl (1) = 0 F2 (1) = 157

М (2) = 5 L (2) = 135 Fl (2) = 0785 F2 (2) = 2355

М (3) = 10000000 L (3) = 0 Fl (3) = 0 F2 (3) = 157

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЁТА

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

VAL2 BSS

G (0) = 75761 В1 (0) = 122849

L1 (0) = -133882 М1 (0) = 225065

U (0) = -286321 М2 (0) = 81749

G (1) = 58586 В1 (1) = -2023

L1 (1)=0 М1 (1) = 140606

U (1) = 0 М2 (1) = -4855

S (0) = 316076 Р (0) = 37131 А (0) = 168

S (1) = 0 Р (1) = 194855 А(1) = 135

S (2) = 239451 Р (2) = 308716 А (2) = 158

S (3) = 140690 Р (3) = 240338 А (3) = 145

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

48

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1 Киреев Г И Комплексный расчет коробок скоростей металлорежущих

станков на ЕС ndash ЭВМ методические указания по курсовому и дипломному

проектированию для студентов специальности 0501 Часть 1 Г И Киреев ndash

Ульяновск УлПИ 1984 ndash 43 с

2 Металлорежущие станки и автоматы учебник для машинострои ndash

тельных втузов под ред А С Проникова ndash М Машиностроение 1981 ndash

479 с

3 Тарзиманов Г А Проектирование металлорежущих станков ГА

Тарзиманов ndash М Машиностроение 1980 ndash 288 с

4 Тепинкичиев В К Металлорежущие станки В К Тепинкичиев ndash М

Машиностроение 1973 ndash 472 с

5 Металлорежущие станки учебник для машиностроительных вузов

под ред В Э Пуша ndash М Машиностроение 1985 ndash 575 с

6 Металлорежущие системы машиностроительных производств учебное

пособие для студентов техн вузов О В Таратынов Г Г Земсков И М

Таратынова ndash М Высш шк 1988 ndash 464 с

7 Кузнецов М М Проектирование автоматизированного производствен ndash

ного оборудования учебное пособие для вузов М М Кузнецов В А Усов

К С Стародубов ndash М Машиностроение 1987 ndash 288 с

8 Орликов М Л Металлорежущие станки курсовое и дипломное

проектирование М Л Орликов И Г Федоренко В Н Шишкин ndash Киев

Высш шк1987 ndash 152 с

9 ГОСТ 2701 ndash 76 Схемы Виды и типы Общие требования к

выполнению ndash М Изд ndash во стандартов 1976 ndash 12 с

10 ГОСТ 2703 ndash 88 Правила выполнения кинематических схем ndash М

Изд ndash во стандартов 1988 ndash 7 с

11 Пуш В Э Конструирование металлорежущих станков В Э Пуш ndash

М Машиностроение 1977 ndash 380 с

12 Каминская В В Станины и корпусные детали металлорежущих

станков В В Каминская З М Левиеа Д Н Решетов ndash М Машгиз 1960 ndash

362 с

13 Курсовое проектирование деталей машин справочное пособие часть I

и II А В Кузьмин И Н Макейчик Ф В Калачѐв и др ndash Минск Высш шк

1982 ndash 584 с

14 Анурьев В И Справочник конструктора ndash машиностроителя Т2

В И Анурьев ndash М Машиностроение 1982 ndash 584 с

15 Чернин И М Расчѐты деталей машин справочник И М Чернин

А В Кузьмин Г М Ицкевич ndash Минск Высш шк 1978 ndash 592 с

16 Детали и механизмы металлорежущих станков Т2 под общ ред

Д Н Решетова ndash М Машиностроение 1972 ndash 405 с

49

17 Серенсен С В Валы и оси Конструирование и расчет С В Серенсен

и др ndash М Машиностроение 1970 ndash 312 с

18 СТ СЭВ 185 ndash 75 Геометрические характеристики шлицевых

прямозубых соединений ndash М Изд ndash во стандартов 1975

19 СТ СЭВ 189 ndash 76 и СТ СЭВ 189 ndash 77 Размеры призматических

шпонок ndash М Изд ndash во стандартов 1976

20 Зубенко В Л Методические разработки к курсовому проектированию

по металлорежущим станкам В Л Зубенко М Я Цлаф ndash Куйбышев КПтИ

1978 ndash 32 с

21 Справочник металлиста В 5 т Т1 под общ ред С А Чернавского и

В Ф Рещикова ndash М Машиностроение 1976 ndash 768 с

22 Сена Л А Единицы физических величин и их размерности учебно-

справочное руководство ЛА Сена ndash 3-е изд перераб и доп ndash М Наука

Гл ред физ-мат лит 1988 ndash 432 с

23 Кочергин А И Конструирование и расчет металлорежущих станков и

станочных комплексов Курсовое проектирование учебное пособие для вузов

А И Кочергин ndash Минск Высш шк 1991 ndash 382 с

Учебное издание

РАСЧЕТ ПРИВОДОВ ПОДАЧ

МЕТАЛЛОРЕЖУЩИХ СТАНКОВ

Методические указания по курсовому

и дипломному проектированию

Составители Шестернинов Александр Владимирович

Горшков Геннадий Михайлович

Редактор НАЕвдокимова

Подписано в печать 30082007 Формат 60times8416 Услпечл302

Тираж 150 экз Заказ

Ульяновский государственный технический университет

432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Типография УлГТУ 432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Page 18: Расчет приводов подач металлорежущих станков. Методичка

19

В нашем примере 4263600 МИНS мммин Q = 11000 Н

соответственно

N

11000 42

60 1020000 075 кВт

Если привод подач независим т е движение подачи осуществляется от

отдельного электродвигателя то необходимая мощность двигателя

определяется отношением

эN =n

N

где n ndash КПД цепи подач приближенно принимаемой при расчете двигателя

n = 015 divide 02

Найденная величина эN уточняется при выборе типа электродвигателя по

справочным данным

313 Определение величины мощности и крутящих

моментов на валах привода

Мощность на i - м валу независимого привода подач и коробок скоростей

определяется произведением

iэi NN

где i ndash КПД участка кинематической цепи до i ndash вала подсчитываемый как

произведение КПД отдельных элементов (см табл 33) начиная с вала

электродвигателя ( IIIIIIi )

Мощность на i - м валу зависимого привода определяется следующим

образом

ii

NN

где i ndash КПД участка кинематической цепи до i - го вала подсчитываемый как

произведение КПД отдельных элементов (см табл 33) начиная с вала

тягового устройства

В нашем примере 0760990

0750

i

NNVII

кВт

NVI

0 076

0 8 0 9950 096

2

кВт NV

0 096

0 99 0 9950 098

2

кВт

20

N IV 0100 кВт N III 0102 кВт N II 0104 кВт N I 0106 кВт

Крутящий момент на i - м валу любого привода определяется по фор ndash

муле

i

ii n

NM 974000 Н∙см

В рассматриваемом приводе подач

164063

1060974000974000

I

II n

NM Н∙см

2250IIM Н∙см 3150IIIM Н∙см 4330IVM Н∙см

3030VM Н∙см 11830VIM Н∙см 293740VIIM Н∙см

32 Расчет зубчатых передач

Расчет цилиндрических зубчатых колес (шестерен) заключается в

определении требуемого модуля Для стальных прямозубых колес модуль

определяется по следующим двум формулам

1) из условия изгибной прочности зубьев

3

19500000

nm

uвu

KKKN

Н

НРДП

2) из условия контактной прочности (усталости) поверхностных слоѐв

зубьев

3

210700001

nzi

im НРДП KKKN

квк

Порядок выбора исходных данных с указанием их размерностей приведен

в п 321

Из двух рассчитываемых модулей выбирается большее значение и

округляется до стандартного m = 1 15 2 25 3 4 5 6 8 10hellip(мм)

321 Определение исходных данных для расчета зубчатых колес

Выбор исходных величин необходимых для расчета модулей зубчатых

колес производится с помощью указаний табл 31 В ней же приведены

числовые величины рассматриваемого примера

21

Таблица 31

Исходные данные для определения модулей зубчатых колес

Исходные данные и

определяемые

величины

Обозначе ndash

ния и раз ndash

мерность

Расчетные

формулы

Указания

по выбору

см hellip

Числовые

величины

(см

пример)

1 2 3 4 5

Степень точности

зубчатых передач

(67 или 8)

ndash

ndash

По ГОСТ

1643-81

7

Марка стали и

термообработка

1 ndash 40Х нормализация

2 ndash 12ХН3А цементация

и закалка

3 ndash 40ХФА

азотирование

Табл 32

[14]

ndash

Мощность на валах

привода

ndash для коробок подач с

независимым

приводом и коробок

скоростей

ndash для коробок подач с

зависимым приводом

iN кВт

iN кВт

iэi NN

ii NN

п 313

п 313

ndash

IN =0106

IIN =0104

IIIN =0102

IVN =0100

VN =0098

Число зубьев

шестерен (зубчатое

колесо с меньшим

числом зубьев)

Z

ndash

Из кинемаndash

тического

расчета

рис 22

1 ndash 18

5 ndash 24

7 ndash 30

11 ndash 44

15 ndash 20

Расчетная частота

вращения вала

(шестерни)

n обмин

ndash

п 311 In =63

IIn =45

IIIn =315

VIn =225

Vn =315

22

Продолжение табл 31

1 2 3 4 5

Передаточное число

зубчатой пары

i

Определяется

отношением числа

зубьев большего колеса

к меньшему (т е i ge 1)

1i =139

2i =138

3i =14

4i =138

5i =4

Отношение ширины

зубчатого венца (acirc) к

модулю (m)

в

mвв

147 в

10

Коэффициенты

перегрузки

динамичности

неравномерности

распределения

нагрузки

формы зуба

ПK

ДK

НРK

НУ

ndash

ndash

ndash

ndash

Табл34

Табл35

(в короб ndash

ках подач

ДK =1)

Табл36

Рис31

при =0

12

1

1 ndash 17

5 ndash 11

7 ndash 105

11 ndash 11

15 ndash 12

1 ndash 037

5 ndash 042

7 ndash 050

11 ndash 049

15 ndash 040

Общая

продолжительность

работы механизма за

расчетный срок

службы

МТ ч

ndash

Из задания

20000

Суммарное число

циклов нагружения

зуба за TM

CN CN

MTn 60

ndash

7 6 107

5 4 107

38 107

2 7 107

38 107

23

Окончание табл 31

1 2 3 4 5

Коэффициент

переменности режима

нагрузок для расчета

модуля на изгиб

Kи реж

ndash

Рис 32

для сред ndash

него ре ndash

жима при

среднем

значении

NC 4 7 107

113

Длительный предел

выносливости зуба

при работе на изгиб

(для трех сталей)

σи пр МПа

ndash

Табл 32

[14]

1 ndash 180

2 ndash 460

3 ndash 300

Допускаемое

напряжение на изгиб

[σи] МПа [σи] =

= σи пр Kи реж

1 ndash 2029

2 ndash 5200

3 ndash 3389

Коэффициент

переменности режима

нагрузок для расчета

модуля на контакт ndash

ную прочность

Kк реж

ndash

Рис33

для сред ndash

него ре ndash

жима при

среднем

значении

NC

108

Длительный предел

контактной

выносливости (для

трех сталей)

σКД МПа

ndash

Табл33

[14]

1 ndash 500

2 ndash 1200

3 ndash 1050

Допускаемое

напряжение при

расчете на контакт ndash

ную прочность

[σк] МПа [σк] =

= σКД Kк реж

1 ndash 580

2 ndash 1300

3 ndash 1130

24

Таблица 32

Предел выносливости зубьев для цилиндрических колес

при расчете на изгиб ndash σи пр и контактную прочность ndash σКД

Марка стали

Вид термообработки

σи пр МПа

σКД МПа

40Х

40Х

40Х

50ХН

20Х

18ХГТ

20ХНМ

12ХН3А

25Х2ГНТА

25ХГТ

40Х

40ХФА

Нормализация

Улучшение

Закалка с нагревом ТВЧ

Закалка объемная

Цементация и закалка

То же

raquo

raquo

raquo

raquo

Азотирование (газовое)

То же

180

220

240

260

440

300

440

460

440

400

240

300

500

600

950

980

1150

1150

1200

1200

1200

1100

950

1050

Таблица 33

Значения КПД элементов передач

Элементы передач

КПД

Зубчатая передача

цилиндрическая со шлифованными зубьями

коническая

Червяная передача

Ременная передача

Цепная передача роликовой цепью

Передача винт-гайка

однозаходный винт

двухзаходный винт

Подшипник качения

Подшипник скольжения

099

097

07 ndash 09

095 ndash 098

096

045

065

0995

098 ndash 0985

25

Таблица 34

Коэффициент перегрузки ПK

Характеристика

привода условия

пуска и торможения

Характер процесса резания

равномерный

припуск

неравномерный

припуск

фрезерование

удары

Плавный пуск и

торможение с

помощью

фрикционных муфт

или наличие упругих

и демпфирующих

элементов или

наличие ременной

передачи

10

11 ndash 13

14

Резкий пуск и

торможение

непосредственно от

асинхронного эл

двигателя или

возможность частого

соударения зубьев

при переключении

на ходу

11 ndash 17

12 ndash 17

17

Таблица 35

Коэффициент динамичности ndash ДK для стальных

прямозубых цилиндрических колес

Степень

точности

передачи

Окружная скорость колеса мс

1 ndash 3 3 ndash 6 6 ndash 9 9 ndash 12

6 10 ndash 105 105 ndash 11 11 ndash 115 115 ndash 125

7 105 11 ndash 115 115 ndash 125 12 ndash 135

8 105 ndash 11 115 ndash 12 12 ndash 135 ndash

26

Таблица 36

Средние значения коэффициента неравномерности распределения

нагрузки НРK для стальных прямозубых цилиндрических колес

Отношение

z

в

Расположение зубчатого колеса

симметрично

относительно

опор

вблизи одной

опоры

(вал жесткий)

вблизи одной

опоры

(вал средней

жесткости)

на

консоли

02 10 10 11 12

04 105 11 12 14

06 11 115 13 17

08 115 12 145 20

12 125 14 17 ndash

16 14 16 ndash ndash

20 16 ndash ndash ndash

Рис31 Зависимость коэффициента формы зуба УН от числа

зубьев Z и коэффициента смещения ξ (для некор ndash

регированных колес ξ = 0)

27

Ри

с32

З

ави

сим

ост

ь к

оэф

фи

ци

ента

пер

емен

ност

и р

ежи

ма

наг

рузо

к К

и р

еж

о

т чи

сла

ци

клов н

агруж

ени

я N

c

__________

цем

ента

ци

я

_ _

_ _

_ _

_ у

луч

шен

ие

норм

али

зац

ия за

кал

ка

азо

тирован

ие

1 ndash

сред

нел

егки

й р

ежи

м р

аботы

2 ndash

сред

ни

й р

ежи

м р

аботы

3 ndash

сред

нет

яж

елы

й р

ежи

м р

аботы

28

Ри

с32

З

ави

сим

ост

ь к

оэф

фи

ци

ента

пер

емен

ност

и р

ежи

ма

наг

рузо

к К

и р

еж

о

т чи

сла

ци

клов н

агруж

ени

я N

c

__________

цем

ента

ци

я

_ _

_ _

_ _

_ у

луч

шен

ие

норм

али

зац

ия за

кал

ка

азо

тирован

ие

1 ndash

сред

нел

егки

й р

ежи

м р

аботы

2 ndash

сред

ни

й р

ежи

м р

аботы

3 ndash

сред

нет

яж

елы

й р

ежи

м р

аботы

29

Для каждой зубчатой передачи следует провести два ndash три расчета

используя материалы с разными прочностными характеристиками В

результате будут получены два ndash три разных модуля Это позволит например

сконструировать коробку подач меньших габаритов и веса применив для

колес более прочный и дорогой материал С другой стороны можно

изготовить коробку с зубчатыми передачами имеющими один модуль путем

подбора материалов с разными прочностными свойствами Окончательное же

решение по обоснованному выбору марок сталей следует производить на

основе технико-экономических расчетов

При изложении материала в пояснительной записке по п321 следует

придерживаться порядка приведенного в табл 31

В случае использования справочных данных выраженных во

внесистемных единицах измерения для перевода их размерностей в единицы

СИ необходимо руководствоваться справочником [22]

322 Указания по расчету зубчатых колес на ЭВМ

Расчет модулей зубчатых колес из различных материалов производится на

ЭВМ по программе laquoШестерняraquo [20] Исходные данные для расчета колес по

программе laquoШестерняraquo вводятся в режиме диалога с машиной

В приложении Б представлены распечатки ввода исходных данных и

результаты расчѐта модулей колес в рассматриваемом примере Эти

распечатки вклеиваются в записку Для перевода символов языка машины в

принятые обозначения формул следует руководствоваться табл 37

Анализируем результаты расчета и принимаем в качестве материала

зубчатых колес сталь 40Х нормализованную В этом случае расчетные

значения laquoизгибногоraquo модуля составят соответственно иm = 17 142 137

137 175 мм Принимаем для всех колес коробки модуль равный 2 мм

Следует отметить что модули колес меньше 15 мм в коробке подач

рассматриваемых станков применять не рекомендуется

33 Расчет валов привода

Расчет валов привода подач заключается в определении их диаметров из

условия прочности и содержит целый ряд промежуточных этапов

Необходимо отметить что данный расчет является проектировочным т е

служит для предварительного определения диаметров вала которые в

дальнейшем уточняются при выборе подшипников зубчатых колес расчете

шпонок шлицев и др

331 Разработка компоновочной схемы

Для расчета вала необходимо располагать расчетной схемой его

30

Таблица 37

Соответствие символов в программе laquoШестерняraquo

обозначениям в расчетных формулах

Символ в

программе

Обозначение

в

формулах

Размерность Наименование параметров

1 2 3 4

A Ni кВт Мощность передаваемая i - м валом ( i = 1+У)

C Kn ndash

Коэффициент перегрузки

L KDi ndash

Коэффициент

динамичности

R

KHPi

ndash

Коэффициент

неравномерности

распределения нагрузки

Y НiУ ndash

Коэффициент формы зуба

Z Zi ndash

Число зубьев i - й

шестерни

G вi

ndash

Коэффициент ширины

зубчатого венца

F ni обмин Частота вращения

U ii ndash

Передаточное число

зубчатой пары

W [ ]u ij МПа Допускаемое напряжение

на изгиб

S [ ]K ij МПа Допускаемое напряжение

контактное

M1 muij мм Модуль laquoизгибнойraquo

M2 кijm мм Модуль laquoконтактныйraquo

31

нагружения которая выполняется на основе предварительно разработанной

компоновочной схемы коробки подач Компоновочная схема или эскизная

компоновка выполняется в виде развертки по валам и свертки определяющей

пространственное расположение валов (см рис 34) Эта схема вычерчивается

в произвольном масштабе и в обязательном порядке помещается в записку

При ее разработке следует использовать чертежи привода подач базового

станка чтобы осуществить по возможности наиболее близкую компоновку

разрабатываемой коробки к имеющейся Кроме того необходимо пользоваться

рекомендациями работ [31517] по выбору конструктивных параметров

зубчатых колѐс и других элементов привода

На рис 34 изображена компоновочная схема коробки подач

рассматриваемого примера Там же приведены некоторые рекомендации по

выбору конструктивных параметров В зацеплении показываются те зубчатые

колеса которые соответствуют расчѐтной ветви на графике подач

(см рис 21) С помощью этой схемы могут быть определены все

необходимые расстояния между опорами шестернями а также направления

тангенциальных и радиальных усилий

При вычерчивании компоновочной схемы необходимо

ndash обеспечить достаточные осевые перемещения зубчатых колес муфт

переключающих устройств

ndash исключить одновременное включение зубчатых колес с двумя

смежными неподвижными колесами

ndash обеспечить доступную и быструю сборку и разборку легкую

регулировку опор зубчатых зацеплений Кроме того обеспечить хороший

доступ для осмотра деталей коробки и ремонта

ndash конструкцию корпуса выполнять удобной простой и технологичной

обеспечивающей простоту монтажа и демонтажа деталей и узлов коробок

ndash возможно большее число центров валов располагать по одним и тем же

вертикалям и горизонталям что обеспечивает наибольшую простоту

настройки станков при обработке посадочных отверстий в корпусах

ndash обеспечить наибольшую жесткость валов и опор для чего следует

расстояние между зубчатыми колѐсами и другими деталями принимать

наименьшими из допустимых

332 Составление расчетной схемы нагружения вала

Расчет валов в настоящих методических указаниях производится на ЭВМ

Программа расчета составлена для унифицированной схемы нагружения

двухопорного вала (рис35) двумя силами в пролете P0 и P1 и силами P2 и P3

приложенными на консольных участках Эти силы возникают в зубчатых

зацеплениях при передаче крутящего момента К такой схеме нагружения

можно привести большое число валов приняв для отсутствующих шестерен

силы равными нулю Расстояния между опорами валов и закрепленными на

32

Ри

с3

4 К

ом

пон

овочн

ая с

хем

а короб

ки

под

ач

а-раз

вер

тка

б-с

вер

тка

(од

ин

из

возм

ож

ны

х в

ари

анто

в)

33

Рис35 Расчетная унифицированная схема нагружения вала к программе ldquoВалrdquo

Рис36 Расчетная схема нагружения II вала в рассматриваемом примере

34

нем шестернями а также направление тангенциальных ( iT ) и радиальных ( iR )

усилий определяется с помощью компоновочной схемы При этом радиальные

усилия всегда направлены к центру рассчитываемого вала а тангенциальные

совпадают с направлением вращения ведущего колеса Все линейные размеры

( g l l 0 1 ) отсчитываются от II опоры причем для отсутствующих шестерен

они задаются равными 0 Углы i и i определяющие направления

радиальных iR и тангенциальных iT сил должны отсчитываться против

часовой стрелки от положительного направления оси Х выбранного так как

показано на схеме Для отсутствующих шестерен принимается 0i

571i рад (900 ) Начальные диаметры отсутствующих шестерен (Д = Д0

Д1hellip) принимаются равными бесконечности а практически ndash большой

величине например Д = 10000000 см При этом окружная и радиальная силы

получаются близкими к 0

На рис 36 показана расчетная схема нагружения II вала для нашего

примера

333 Порядок расчета вала с помощью унифицированных формул

Расчет стального сплошного вала на двух опорах из условия прочности

заключается в определении его диаметров в сечениях I 0 1 II (см рис35)

Последовательность расчета выполняемого по унифицированным

формулам программ следующая

1) Определение действующих в зацеплении сил

ii

Д

МT КР2 R T tgi i

o 20

2) Определение проекций сил на оси X и Y

X T Ri i i i i cos cos Y T Ri i i i i sin sin

3) Определение опорных реакций в плоскостях X ndash горизонтальная и

Y ndash вертикальная соответственно в опоре I и II

g

lxlxlxlxR

IX33221100

R x x x x RX XII I 0 1 2 3

g

lylylylyR

IY33221100

R y y y y RY YII I 0 1 2 3

Силы направленные на вал при принятом расположении осей координат

имеют знак laquo + raquo а от вала laquo ndash raquo Для реакций правило знаков противоположно

35

4) Определение изгибающих моментов в сечениях

над левой опорой (сечение I)

M x l gX I 2 2( ) M y l gYI

2 2( )

над правой опорой (сечение II)

M x lX II 3 3 M y lYII

3 3

под силой P0 (сечение 0)

)()( 00220

lgRllxMI

XX )()( 00220

lgRllyMI

YY

под силой P1 (сечение 1)

M x l l R lX XI II 3 1 3 1( ) M y l l R lY YI II

3 1 3 1( )

5) Определение суммарных изгибающих моментов

M M MI X YI I 2 2 M M MII X YII II 2 2

M M MX Y 02 2

0 0 M M MX Y1

2 2

1 1

6) Определение приведенных моментов ПРМ

Приведенные моменты определяются в каждом из 4-х сечений в

отдельности по формуле

22750 КРMMM iпрi где i = 0 1 I II

7) Определение диаметра вала в каждом из сечений производится по

зависимости

3

10 и

прii

Md

где ПРМ Н∙см [ и ] ndash допускаемое напряжение на изгиб МПа

334 Определение исходных данных для расчета валов

Указания по определению исходных данных для расчета валов приведены

в табл38 В ней же даны численные значения исходных параметров

36

Таблица 38

Исходные данные для расчета диаметров вала

Исходные

данные и

определя ndash

емые

величины

Обозна ndash

ения и

раз ndash

мерность

Расчетные

формулы

Указания по

выбору

Числовые

величины

(см пример)

Крутящий

момент на

рассчиты ndash

ваемом валу

MKP

Н∙м

MKP =

= 974000 N

n

п 313 2250

Марка

стали и

термообра ndash

ботка

Сталь 45

нормализованная

Табл39

[3 13 14]

ndash

Допускаемое

напряжение

на изгиб

[ ]u

МПа

ndash Рис37 и

табл39

[3 13 14]

775

Начальные

диаметры

колес

Д0 Д1 Д2 Д3

в расчетной

схеме

Д см Д = z m z ndash из

кинематичес ndash

кого расчета

mndash в п322

диаметры

отсутствую ndash

щих шестерен

Д = 10000000

Д0 =10000000

Д1 = 48

Д2 = 50

Д3 = 107

Расстояния

g l0 l1

l2 l3

в расчетной

схеме

g l

см

ndash п332 рис 35

(числовые

величины

см рис 36)

g0 = 102

l0 = 0

l1= 24

l2 = 135

l3 = 0

Углы

действия сил

i для iT

i для iR

i i

рад

ii0

0180

ii0

0180

где 0

i 0

i

ndash углы

измеренные

в градусах

п332 рис 35

(числовые

величины

см рис 36)

0 = 0

0 = 157

1 = 0

1 = 157

2 = 0785

2 = 2355

3 = 0

3 = 157

37

Таблица 39

Допускаемые напряжения на изгиб [ и ] для стальных валов (в МПа)

Источник

концентрации

напряжения

Диаметр

вала мм

Марка стали и термообработка

45

норм

45

улучш

40Х

улучш

40Х

закал

Насаженная на вал

деталь

(шестерня шкив)

с острыми кромками

15 775 850 900 950

30 750 825 875 925

45 725 800 850 900

60 700 775 825 875

75 675 750 800 850

90 650 725 775 825

Рис37 Номограмма для ориентированного определения

диаметров валов по крутящему моменту

38

необходимые для расчета II вала привода подач в рассматриваемом примере

При расчете валов на ЭВМ углы вводятся в программу в радианах

Если на участке вала действует только крутящий момент то при

составлении исходных данных следует задавать расстояние до шестерни

обусловливающей приложение этого момента величиной 01 см При этом

изгибающий момент от действия радиальной силы будет близок к 0

Например при расчете V вала рассматриваемой коробки подач

(см рис35 и 36) следует принять расстояние l3 = 01 см до шестерни

Д3 = zm = 02 ∙ 20 = 4 см соответственно приняв 3 = 0 и 3 = 157 рад

335 Указания по расчету валов на ЭВМ

Расчет диаметров валов в опасных сечениях I 0 1 II (рис35)

производится на ЭВМ по программе laquoВАЛraquo [20] исходные данные для

расчета по программе laquoВАЛraquo вводятся в режиме диалога с машиной При

расчете нескольких валов каждому файлу необходимо давать новое название

например PETROV1 PETROV2 PETROV3

В приложении В представлены распечатки ввода исходных данных и

результаты расчета диаметров II вала в рассматриваемом примере

Для перевода языка машины в принятые обозначения формул следует

руководствоваться табл 310

В целях удобства программирования di рассматриваются для всех

сечений по приведенному моменту Для сечений в которых не действует MKP

диаметр определяется по iM (без машины) Из всех полученных диаметров

выбирается наибольший и округляется до стандартного ряда

Для нашего примера принимаем d = 18 мм учитывая что этот диаметр

вала не окончательный и может измениться при окончательной

конструктивной проработке привода О выборе геометрических параметров

шлицевых валов сказано ниже в п 34

В курсовом проекте с помощью ЭВМ должны быть рассчитаны все валы

коробки подач В записке приводятся расчетные схемы валов и результаты

расчета (распечатки) по каждому валу

34 Выбор подшипников качения и прочих элементов привода

Выбор подшипников качения ведется по динамической грузоподъемности

C определяемой по формуле

P

CL

где L ndash число миллионов оборотов за расчетный срок службы подшипника

качения

39

Таблица 310

Соответствие символов в программе laquoВАЛraquo

обозначениям в расчетных формулах

Символ в

программе

Обозначение

в формулах

Размерность Наименование параметров

1 2 3 4

C MKp Н∙см Крутящий момент на

рассчитываемом валу

Q g см Расстояние между опорами

B [u ] МПа Допускаемое напряжение

на изгиб

M(I)

Di

см

Делительный диаметр i - го

колеса в точке приложения

силы Pi

F1(I) i рад Угол действия силы Ti

F2(I) i рад Угол действия силы Ri

T(I)

Ti

Н

Тангенциальная сила

действующая в точке

приложения силы Pi

R(I) Ri Н Радиальная сила в той же точке

X(I) X i Н Проекция сил на ось Х в точке

приложения силы Pi

Y(I) Yi Н Проекция сил на ось Y в той же

точке

G(0) RxI Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре I

G(1) RxII Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре II

B1(0) RyI Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

B1(1) RyII Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре II

L(0)

MxI

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре I

L(1) MxII Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре II

U(0) M yI Н∙см Изгибающий момент в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

40

Окончание табл 310

1 2 3 4

L(I) li см Расстояние между опорой II и

точкой приложения силы Pi

М1(0)

M X 0

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquo0raquo

М1(1) M X1 Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquoIraquo

М2(0)

MY0

Н∙см

Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIIraquo

М2(1) MY1 Н∙см Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIraquo

S(0) M I Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре I

S(1)

M II Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре II

S(2) M 0 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquo0raquo

S(3)

M1 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquoIraquo

P(0)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре I

P(1)

IIпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре II

P(2) 0прМ Н∙см Приведѐнный момент

в сечении laquo0raquo

P(3)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в

сечении laquoIraquo

A(0)

d I см Диаметр вала в опоре I

A(1)

d II см Диаметр вала в опоре II

A(2)

d0 см Диаметр вала в сечении laquo0raquo

A(3)

d1 см Диаметр вала в сечении laquoIraquo

41

P ndash расчетная нагрузка подшипника Н

C ndash динамическая грузоподъемность подшипника указанная в катало ndash

ге Н

ndash коэффициент (для шарикоподшипников = 3 для роликоподшип ndash

ников = 333)

Данная формула справедлива при n ge 10 обмин При n = 1 divide 10 обмин

расчет ведут по n = 10 обмин При n lt 1 обмин действующую нагрузку

рассматривают как статическую

Расчетный срок службы подшипника в часах выражается зависимостью

LL

nh

10

60

6

Задавшись Lh (для металлорежущих станков обычно Lh = 12000divide20000 ч)

из данной формулы определяют L затем вычислив P (см ниже) и зная

находят C После того ориентируясь на желаемые габариты и прежде всего на

диаметр шейки вала где должен быть установлен подшипник подбирают по

каталогу 21 наиболее близкий по величине C типоразмер подшипника

Расчетную нагрузку подшипника определяют по формуле

P X V F Y F K Kr a T ( )

где Fr ndash радиальная нагрузка Н

Fa ndash осевая нагрузка Н

X ndash безразмерный коэффициент радиальной нагрузки

Y ndash безразмерный коэффициент вращения (при вращении внутреннего

кольца V = 1 при вращении наружного ndash V = 12)

K ndash безразмерный коэффициент безопасности (для токарных станков

K = 1 ndash 12 для фрезерных ndash K = 13 ndash 18)

KT ndash безразмерный температурный коэффициент (при работе до 1250С

KT = 105)

В коробках подач обычно используют прямозубые колеса поэтому

формула для определения расчетной нагрузки без учета осевых сил примет

вид (при Fa = 0 X =1)

P V F K Kr T

Величина радиальной нагрузки подсчитывается по формуле

F R Rr Xi Yi 2 2

где RXi RYi ndash наибольшие по величине опорные реакции определяемые при

расчете вала (см приложение 3 соответственно G(0) B1(0) или G(1) B1(1))

42

Проведем подбор подшипников для II вала привода в рассматриваемом

примере Из распечатки результатов расчета вала выписываем наибольшие

опорные реакции G(0) = 7566 Н B1(0) = 12285 Н и определяем

Fr 757 6 1228 5 1443 32 2 Н

Для определения расчетной нагрузки принимаем V =1 K = 12 KT = 105

тогда P = 1∙14433∙12∙105 = 18188 Н Определяем L при известной частоте

вращения n = 45 обмин (см табл 31) и задавшись hL = 2000 ч

5410

456020000

10

6066

nhL

L млн оборотов

Динамическая грузоподъемность 868735461818 3 LPC Н

По расчетному значению C приняв диаметр шейки вала шd = 17 мм

(см приложение Б) выбираем по каталогу [21] подшипник 203 с

динамической грузоподъемностью C = 7520 Н

Выбор геометрических характеристик шлицевых валов [17 18 21 и др]

можно производить по ранее рассчитываемому на ЭВМ наибольшему

диаметру сплошного вала Желательно затем произвести проверочный расчет

шлицевого соединения по напряжениям смятия [14 21 и др]

При выборе и расчете шпоночных соединений следует использовать

работы [13 divide 15 21 и др] Сечение шпонки подбирают по диаметру вала

длину ndash обычно на 5 ndash 10 мм короче ступицы закрепляемой детали соедине ndash

ние проверяют на смятие

43

ПРИЛОЖЕНИЕ А

Нормальный ряд чисел в станкостроении (нормаль HII - I) со

знаменателем =106

1 ndash 106 ndash 112 ndash 118 ndash 125 ndash 132 ndash 14 ndash 15 ndash 16 ndash 17 ndash 18 ndash 19 ndash 2 ndash 212 ndash

225 ndash 235 ndash 25 ndash 265 ndash 28 ndash 3 ndash 315 ndash 335 ndash 355 ndash 375 ndash 4 ndash 425 ndash 45 ndash 475

ndash 5 ndash 53 ndash 56 ndash 6 ndash 63 ndash 67 ndash 71 ndash 75 ndash 8 ndash 85 ndash 9 ndash 95 ndash 10

Примечания

1 Числа высшего порядка получаются умножением или делением чисел нор-

мального ряда на 10 100 1000hellip

Например

01 ndash 0106 ndash 0112 hellip 10 ndash 106 ndash 112 hellip 100 ndash 106 ndash 112 hellip

2 Числа геометрического ряда с gt 106 образуются из ряда с = 106 по

зависимости вида

U i106

112 1062 141 1066 178 10610

126 1064 158 1068 2 10612

3 Образование нормального ряда чисел с заданным = 106 производится

путем выписывания каждого (i + 1) числа из которых с = 106 начиная с

минимального ndash заданного

Например

126 1064 при minn = 112

hellip112 ndash 14 ndash 18 ndash 225 ndash hellip ndash 9 ndash 95 ndash 10 ndash 106 hellip

6061411 при minn = 132

hellip132 ndash 19 ndash 265 ndash 375 ndash hellipndash 53 ndash 75 ndash 106 ndash 15 hellip

8061581 при minn = 125

hellip125 ndash 2 ndash 315 ndash 5 ndash hellip ndash 8 ndash 125 ndash 20 ndash 315 hellip

44

ПРИЛОЖЕНИЕ Б

Распечатка исходных данных и результатов расчета

шестерен коробки подач

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ1 BSV

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y=037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 20289 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 170

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 164

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 124

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 096

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 143

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 105

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ2 BSV

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 142

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 131

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 104

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 076

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 3389 S = 1130

45

Продолжение приложения Б

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 120

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 084

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ3 BSV

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 123

А= 0102 С = 120 L = 1

R= 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 072

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБ НОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 079

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ4 BSV

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 108

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 063

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

46

Окончание приложения Б

G = 10 F = 225 U = 138

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 069

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ5 BSV

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 175

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 106

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 128

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 061

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U= 4

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 147

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 067

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

47

ПРИЛОЖЕНИЕ В

Распечатка исходных данных и результатов расчета II вала коробки подач

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

С = 2250 Q = 102 В = 775

М (0) = 10000000 L (0) = 0 Fl (0) = 0 F2 (0) = 157

М (1) = 48 L (1) = 24 Fl (1) = 0 F2 (1) = 157

М (2) = 5 L (2) = 135 Fl (2) = 0785 F2 (2) = 2355

М (3) = 10000000 L (3) = 0 Fl (3) = 0 F2 (3) = 157

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЁТА

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

VAL2 BSS

G (0) = 75761 В1 (0) = 122849

L1 (0) = -133882 М1 (0) = 225065

U (0) = -286321 М2 (0) = 81749

G (1) = 58586 В1 (1) = -2023

L1 (1)=0 М1 (1) = 140606

U (1) = 0 М2 (1) = -4855

S (0) = 316076 Р (0) = 37131 А (0) = 168

S (1) = 0 Р (1) = 194855 А(1) = 135

S (2) = 239451 Р (2) = 308716 А (2) = 158

S (3) = 140690 Р (3) = 240338 А (3) = 145

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

48

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1 Киреев Г И Комплексный расчет коробок скоростей металлорежущих

станков на ЕС ndash ЭВМ методические указания по курсовому и дипломному

проектированию для студентов специальности 0501 Часть 1 Г И Киреев ndash

Ульяновск УлПИ 1984 ndash 43 с

2 Металлорежущие станки и автоматы учебник для машинострои ndash

тельных втузов под ред А С Проникова ndash М Машиностроение 1981 ndash

479 с

3 Тарзиманов Г А Проектирование металлорежущих станков ГА

Тарзиманов ndash М Машиностроение 1980 ndash 288 с

4 Тепинкичиев В К Металлорежущие станки В К Тепинкичиев ndash М

Машиностроение 1973 ndash 472 с

5 Металлорежущие станки учебник для машиностроительных вузов

под ред В Э Пуша ndash М Машиностроение 1985 ndash 575 с

6 Металлорежущие системы машиностроительных производств учебное

пособие для студентов техн вузов О В Таратынов Г Г Земсков И М

Таратынова ndash М Высш шк 1988 ndash 464 с

7 Кузнецов М М Проектирование автоматизированного производствен ndash

ного оборудования учебное пособие для вузов М М Кузнецов В А Усов

К С Стародубов ndash М Машиностроение 1987 ndash 288 с

8 Орликов М Л Металлорежущие станки курсовое и дипломное

проектирование М Л Орликов И Г Федоренко В Н Шишкин ndash Киев

Высш шк1987 ndash 152 с

9 ГОСТ 2701 ndash 76 Схемы Виды и типы Общие требования к

выполнению ndash М Изд ndash во стандартов 1976 ndash 12 с

10 ГОСТ 2703 ndash 88 Правила выполнения кинематических схем ndash М

Изд ndash во стандартов 1988 ndash 7 с

11 Пуш В Э Конструирование металлорежущих станков В Э Пуш ndash

М Машиностроение 1977 ndash 380 с

12 Каминская В В Станины и корпусные детали металлорежущих

станков В В Каминская З М Левиеа Д Н Решетов ndash М Машгиз 1960 ndash

362 с

13 Курсовое проектирование деталей машин справочное пособие часть I

и II А В Кузьмин И Н Макейчик Ф В Калачѐв и др ndash Минск Высш шк

1982 ndash 584 с

14 Анурьев В И Справочник конструктора ndash машиностроителя Т2

В И Анурьев ndash М Машиностроение 1982 ndash 584 с

15 Чернин И М Расчѐты деталей машин справочник И М Чернин

А В Кузьмин Г М Ицкевич ndash Минск Высш шк 1978 ndash 592 с

16 Детали и механизмы металлорежущих станков Т2 под общ ред

Д Н Решетова ndash М Машиностроение 1972 ndash 405 с

49

17 Серенсен С В Валы и оси Конструирование и расчет С В Серенсен

и др ndash М Машиностроение 1970 ndash 312 с

18 СТ СЭВ 185 ndash 75 Геометрические характеристики шлицевых

прямозубых соединений ndash М Изд ndash во стандартов 1975

19 СТ СЭВ 189 ndash 76 и СТ СЭВ 189 ndash 77 Размеры призматических

шпонок ndash М Изд ndash во стандартов 1976

20 Зубенко В Л Методические разработки к курсовому проектированию

по металлорежущим станкам В Л Зубенко М Я Цлаф ndash Куйбышев КПтИ

1978 ndash 32 с

21 Справочник металлиста В 5 т Т1 под общ ред С А Чернавского и

В Ф Рещикова ndash М Машиностроение 1976 ndash 768 с

22 Сена Л А Единицы физических величин и их размерности учебно-

справочное руководство ЛА Сена ndash 3-е изд перераб и доп ndash М Наука

Гл ред физ-мат лит 1988 ndash 432 с

23 Кочергин А И Конструирование и расчет металлорежущих станков и

станочных комплексов Курсовое проектирование учебное пособие для вузов

А И Кочергин ndash Минск Высш шк 1991 ndash 382 с

Учебное издание

РАСЧЕТ ПРИВОДОВ ПОДАЧ

МЕТАЛЛОРЕЖУЩИХ СТАНКОВ

Методические указания по курсовому

и дипломному проектированию

Составители Шестернинов Александр Владимирович

Горшков Геннадий Михайлович

Редактор НАЕвдокимова

Подписано в печать 30082007 Формат 60times8416 Услпечл302

Тираж 150 экз Заказ

Ульяновский государственный технический университет

432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Типография УлГТУ 432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Page 19: Расчет приводов подач металлорежущих станков. Методичка

20

N IV 0100 кВт N III 0102 кВт N II 0104 кВт N I 0106 кВт

Крутящий момент на i - м валу любого привода определяется по фор ndash

муле

i

ii n

NM 974000 Н∙см

В рассматриваемом приводе подач

164063

1060974000974000

I

II n

NM Н∙см

2250IIM Н∙см 3150IIIM Н∙см 4330IVM Н∙см

3030VM Н∙см 11830VIM Н∙см 293740VIIM Н∙см

32 Расчет зубчатых передач

Расчет цилиндрических зубчатых колес (шестерен) заключается в

определении требуемого модуля Для стальных прямозубых колес модуль

определяется по следующим двум формулам

1) из условия изгибной прочности зубьев

3

19500000

nm

uвu

KKKN

Н

НРДП

2) из условия контактной прочности (усталости) поверхностных слоѐв

зубьев

3

210700001

nzi

im НРДП KKKN

квк

Порядок выбора исходных данных с указанием их размерностей приведен

в п 321

Из двух рассчитываемых модулей выбирается большее значение и

округляется до стандартного m = 1 15 2 25 3 4 5 6 8 10hellip(мм)

321 Определение исходных данных для расчета зубчатых колес

Выбор исходных величин необходимых для расчета модулей зубчатых

колес производится с помощью указаний табл 31 В ней же приведены

числовые величины рассматриваемого примера

21

Таблица 31

Исходные данные для определения модулей зубчатых колес

Исходные данные и

определяемые

величины

Обозначе ndash

ния и раз ndash

мерность

Расчетные

формулы

Указания

по выбору

см hellip

Числовые

величины

(см

пример)

1 2 3 4 5

Степень точности

зубчатых передач

(67 или 8)

ndash

ndash

По ГОСТ

1643-81

7

Марка стали и

термообработка

1 ndash 40Х нормализация

2 ndash 12ХН3А цементация

и закалка

3 ndash 40ХФА

азотирование

Табл 32

[14]

ndash

Мощность на валах

привода

ndash для коробок подач с

независимым

приводом и коробок

скоростей

ndash для коробок подач с

зависимым приводом

iN кВт

iN кВт

iэi NN

ii NN

п 313

п 313

ndash

IN =0106

IIN =0104

IIIN =0102

IVN =0100

VN =0098

Число зубьев

шестерен (зубчатое

колесо с меньшим

числом зубьев)

Z

ndash

Из кинемаndash

тического

расчета

рис 22

1 ndash 18

5 ndash 24

7 ndash 30

11 ndash 44

15 ndash 20

Расчетная частота

вращения вала

(шестерни)

n обмин

ndash

п 311 In =63

IIn =45

IIIn =315

VIn =225

Vn =315

22

Продолжение табл 31

1 2 3 4 5

Передаточное число

зубчатой пары

i

Определяется

отношением числа

зубьев большего колеса

к меньшему (т е i ge 1)

1i =139

2i =138

3i =14

4i =138

5i =4

Отношение ширины

зубчатого венца (acirc) к

модулю (m)

в

mвв

147 в

10

Коэффициенты

перегрузки

динамичности

неравномерности

распределения

нагрузки

формы зуба

ПK

ДK

НРK

НУ

ndash

ndash

ndash

ndash

Табл34

Табл35

(в короб ndash

ках подач

ДK =1)

Табл36

Рис31

при =0

12

1

1 ndash 17

5 ndash 11

7 ndash 105

11 ndash 11

15 ndash 12

1 ndash 037

5 ndash 042

7 ndash 050

11 ndash 049

15 ndash 040

Общая

продолжительность

работы механизма за

расчетный срок

службы

МТ ч

ndash

Из задания

20000

Суммарное число

циклов нагружения

зуба за TM

CN CN

MTn 60

ndash

7 6 107

5 4 107

38 107

2 7 107

38 107

23

Окончание табл 31

1 2 3 4 5

Коэффициент

переменности режима

нагрузок для расчета

модуля на изгиб

Kи реж

ndash

Рис 32

для сред ndash

него ре ndash

жима при

среднем

значении

NC 4 7 107

113

Длительный предел

выносливости зуба

при работе на изгиб

(для трех сталей)

σи пр МПа

ndash

Табл 32

[14]

1 ndash 180

2 ndash 460

3 ndash 300

Допускаемое

напряжение на изгиб

[σи] МПа [σи] =

= σи пр Kи реж

1 ndash 2029

2 ndash 5200

3 ndash 3389

Коэффициент

переменности режима

нагрузок для расчета

модуля на контакт ndash

ную прочность

Kк реж

ndash

Рис33

для сред ndash

него ре ndash

жима при

среднем

значении

NC

108

Длительный предел

контактной

выносливости (для

трех сталей)

σКД МПа

ndash

Табл33

[14]

1 ndash 500

2 ndash 1200

3 ndash 1050

Допускаемое

напряжение при

расчете на контакт ndash

ную прочность

[σк] МПа [σк] =

= σКД Kк реж

1 ndash 580

2 ndash 1300

3 ndash 1130

24

Таблица 32

Предел выносливости зубьев для цилиндрических колес

при расчете на изгиб ndash σи пр и контактную прочность ndash σКД

Марка стали

Вид термообработки

σи пр МПа

σКД МПа

40Х

40Х

40Х

50ХН

20Х

18ХГТ

20ХНМ

12ХН3А

25Х2ГНТА

25ХГТ

40Х

40ХФА

Нормализация

Улучшение

Закалка с нагревом ТВЧ

Закалка объемная

Цементация и закалка

То же

raquo

raquo

raquo

raquo

Азотирование (газовое)

То же

180

220

240

260

440

300

440

460

440

400

240

300

500

600

950

980

1150

1150

1200

1200

1200

1100

950

1050

Таблица 33

Значения КПД элементов передач

Элементы передач

КПД

Зубчатая передача

цилиндрическая со шлифованными зубьями

коническая

Червяная передача

Ременная передача

Цепная передача роликовой цепью

Передача винт-гайка

однозаходный винт

двухзаходный винт

Подшипник качения

Подшипник скольжения

099

097

07 ndash 09

095 ndash 098

096

045

065

0995

098 ndash 0985

25

Таблица 34

Коэффициент перегрузки ПK

Характеристика

привода условия

пуска и торможения

Характер процесса резания

равномерный

припуск

неравномерный

припуск

фрезерование

удары

Плавный пуск и

торможение с

помощью

фрикционных муфт

или наличие упругих

и демпфирующих

элементов или

наличие ременной

передачи

10

11 ndash 13

14

Резкий пуск и

торможение

непосредственно от

асинхронного эл

двигателя или

возможность частого

соударения зубьев

при переключении

на ходу

11 ndash 17

12 ndash 17

17

Таблица 35

Коэффициент динамичности ndash ДK для стальных

прямозубых цилиндрических колес

Степень

точности

передачи

Окружная скорость колеса мс

1 ndash 3 3 ndash 6 6 ndash 9 9 ndash 12

6 10 ndash 105 105 ndash 11 11 ndash 115 115 ndash 125

7 105 11 ndash 115 115 ndash 125 12 ndash 135

8 105 ndash 11 115 ndash 12 12 ndash 135 ndash

26

Таблица 36

Средние значения коэффициента неравномерности распределения

нагрузки НРK для стальных прямозубых цилиндрических колес

Отношение

z

в

Расположение зубчатого колеса

симметрично

относительно

опор

вблизи одной

опоры

(вал жесткий)

вблизи одной

опоры

(вал средней

жесткости)

на

консоли

02 10 10 11 12

04 105 11 12 14

06 11 115 13 17

08 115 12 145 20

12 125 14 17 ndash

16 14 16 ndash ndash

20 16 ndash ndash ndash

Рис31 Зависимость коэффициента формы зуба УН от числа

зубьев Z и коэффициента смещения ξ (для некор ndash

регированных колес ξ = 0)

27

Ри

с32

З

ави

сим

ост

ь к

оэф

фи

ци

ента

пер

емен

ност

и р

ежи

ма

наг

рузо

к К

и р

еж

о

т чи

сла

ци

клов н

агруж

ени

я N

c

__________

цем

ента

ци

я

_ _

_ _

_ _

_ у

луч

шен

ие

норм

али

зац

ия за

кал

ка

азо

тирован

ие

1 ndash

сред

нел

егки

й р

ежи

м р

аботы

2 ndash

сред

ни

й р

ежи

м р

аботы

3 ndash

сред

нет

яж

елы

й р

ежи

м р

аботы

28

Ри

с32

З

ави

сим

ост

ь к

оэф

фи

ци

ента

пер

емен

ност

и р

ежи

ма

наг

рузо

к К

и р

еж

о

т чи

сла

ци

клов н

агруж

ени

я N

c

__________

цем

ента

ци

я

_ _

_ _

_ _

_ у

луч

шен

ие

норм

али

зац

ия за

кал

ка

азо

тирован

ие

1 ndash

сред

нел

егки

й р

ежи

м р

аботы

2 ndash

сред

ни

й р

ежи

м р

аботы

3 ndash

сред

нет

яж

елы

й р

ежи

м р

аботы

29

Для каждой зубчатой передачи следует провести два ndash три расчета

используя материалы с разными прочностными характеристиками В

результате будут получены два ndash три разных модуля Это позволит например

сконструировать коробку подач меньших габаритов и веса применив для

колес более прочный и дорогой материал С другой стороны можно

изготовить коробку с зубчатыми передачами имеющими один модуль путем

подбора материалов с разными прочностными свойствами Окончательное же

решение по обоснованному выбору марок сталей следует производить на

основе технико-экономических расчетов

При изложении материала в пояснительной записке по п321 следует

придерживаться порядка приведенного в табл 31

В случае использования справочных данных выраженных во

внесистемных единицах измерения для перевода их размерностей в единицы

СИ необходимо руководствоваться справочником [22]

322 Указания по расчету зубчатых колес на ЭВМ

Расчет модулей зубчатых колес из различных материалов производится на

ЭВМ по программе laquoШестерняraquo [20] Исходные данные для расчета колес по

программе laquoШестерняraquo вводятся в режиме диалога с машиной

В приложении Б представлены распечатки ввода исходных данных и

результаты расчѐта модулей колес в рассматриваемом примере Эти

распечатки вклеиваются в записку Для перевода символов языка машины в

принятые обозначения формул следует руководствоваться табл 37

Анализируем результаты расчета и принимаем в качестве материала

зубчатых колес сталь 40Х нормализованную В этом случае расчетные

значения laquoизгибногоraquo модуля составят соответственно иm = 17 142 137

137 175 мм Принимаем для всех колес коробки модуль равный 2 мм

Следует отметить что модули колес меньше 15 мм в коробке подач

рассматриваемых станков применять не рекомендуется

33 Расчет валов привода

Расчет валов привода подач заключается в определении их диаметров из

условия прочности и содержит целый ряд промежуточных этапов

Необходимо отметить что данный расчет является проектировочным т е

служит для предварительного определения диаметров вала которые в

дальнейшем уточняются при выборе подшипников зубчатых колес расчете

шпонок шлицев и др

331 Разработка компоновочной схемы

Для расчета вала необходимо располагать расчетной схемой его

30

Таблица 37

Соответствие символов в программе laquoШестерняraquo

обозначениям в расчетных формулах

Символ в

программе

Обозначение

в

формулах

Размерность Наименование параметров

1 2 3 4

A Ni кВт Мощность передаваемая i - м валом ( i = 1+У)

C Kn ndash

Коэффициент перегрузки

L KDi ndash

Коэффициент

динамичности

R

KHPi

ndash

Коэффициент

неравномерности

распределения нагрузки

Y НiУ ndash

Коэффициент формы зуба

Z Zi ndash

Число зубьев i - й

шестерни

G вi

ndash

Коэффициент ширины

зубчатого венца

F ni обмин Частота вращения

U ii ndash

Передаточное число

зубчатой пары

W [ ]u ij МПа Допускаемое напряжение

на изгиб

S [ ]K ij МПа Допускаемое напряжение

контактное

M1 muij мм Модуль laquoизгибнойraquo

M2 кijm мм Модуль laquoконтактныйraquo

31

нагружения которая выполняется на основе предварительно разработанной

компоновочной схемы коробки подач Компоновочная схема или эскизная

компоновка выполняется в виде развертки по валам и свертки определяющей

пространственное расположение валов (см рис 34) Эта схема вычерчивается

в произвольном масштабе и в обязательном порядке помещается в записку

При ее разработке следует использовать чертежи привода подач базового

станка чтобы осуществить по возможности наиболее близкую компоновку

разрабатываемой коробки к имеющейся Кроме того необходимо пользоваться

рекомендациями работ [31517] по выбору конструктивных параметров

зубчатых колѐс и других элементов привода

На рис 34 изображена компоновочная схема коробки подач

рассматриваемого примера Там же приведены некоторые рекомендации по

выбору конструктивных параметров В зацеплении показываются те зубчатые

колеса которые соответствуют расчѐтной ветви на графике подач

(см рис 21) С помощью этой схемы могут быть определены все

необходимые расстояния между опорами шестернями а также направления

тангенциальных и радиальных усилий

При вычерчивании компоновочной схемы необходимо

ndash обеспечить достаточные осевые перемещения зубчатых колес муфт

переключающих устройств

ndash исключить одновременное включение зубчатых колес с двумя

смежными неподвижными колесами

ndash обеспечить доступную и быструю сборку и разборку легкую

регулировку опор зубчатых зацеплений Кроме того обеспечить хороший

доступ для осмотра деталей коробки и ремонта

ndash конструкцию корпуса выполнять удобной простой и технологичной

обеспечивающей простоту монтажа и демонтажа деталей и узлов коробок

ndash возможно большее число центров валов располагать по одним и тем же

вертикалям и горизонталям что обеспечивает наибольшую простоту

настройки станков при обработке посадочных отверстий в корпусах

ndash обеспечить наибольшую жесткость валов и опор для чего следует

расстояние между зубчатыми колѐсами и другими деталями принимать

наименьшими из допустимых

332 Составление расчетной схемы нагружения вала

Расчет валов в настоящих методических указаниях производится на ЭВМ

Программа расчета составлена для унифицированной схемы нагружения

двухопорного вала (рис35) двумя силами в пролете P0 и P1 и силами P2 и P3

приложенными на консольных участках Эти силы возникают в зубчатых

зацеплениях при передаче крутящего момента К такой схеме нагружения

можно привести большое число валов приняв для отсутствующих шестерен

силы равными нулю Расстояния между опорами валов и закрепленными на

32

Ри

с3

4 К

ом

пон

овочн

ая с

хем

а короб

ки

под

ач

а-раз

вер

тка

б-с

вер

тка

(од

ин

из

возм

ож

ны

х в

ари

анто

в)

33

Рис35 Расчетная унифицированная схема нагружения вала к программе ldquoВалrdquo

Рис36 Расчетная схема нагружения II вала в рассматриваемом примере

34

нем шестернями а также направление тангенциальных ( iT ) и радиальных ( iR )

усилий определяется с помощью компоновочной схемы При этом радиальные

усилия всегда направлены к центру рассчитываемого вала а тангенциальные

совпадают с направлением вращения ведущего колеса Все линейные размеры

( g l l 0 1 ) отсчитываются от II опоры причем для отсутствующих шестерен

они задаются равными 0 Углы i и i определяющие направления

радиальных iR и тангенциальных iT сил должны отсчитываться против

часовой стрелки от положительного направления оси Х выбранного так как

показано на схеме Для отсутствующих шестерен принимается 0i

571i рад (900 ) Начальные диаметры отсутствующих шестерен (Д = Д0

Д1hellip) принимаются равными бесконечности а практически ndash большой

величине например Д = 10000000 см При этом окружная и радиальная силы

получаются близкими к 0

На рис 36 показана расчетная схема нагружения II вала для нашего

примера

333 Порядок расчета вала с помощью унифицированных формул

Расчет стального сплошного вала на двух опорах из условия прочности

заключается в определении его диаметров в сечениях I 0 1 II (см рис35)

Последовательность расчета выполняемого по унифицированным

формулам программ следующая

1) Определение действующих в зацеплении сил

ii

Д

МT КР2 R T tgi i

o 20

2) Определение проекций сил на оси X и Y

X T Ri i i i i cos cos Y T Ri i i i i sin sin

3) Определение опорных реакций в плоскостях X ndash горизонтальная и

Y ndash вертикальная соответственно в опоре I и II

g

lxlxlxlxR

IX33221100

R x x x x RX XII I 0 1 2 3

g

lylylylyR

IY33221100

R y y y y RY YII I 0 1 2 3

Силы направленные на вал при принятом расположении осей координат

имеют знак laquo + raquo а от вала laquo ndash raquo Для реакций правило знаков противоположно

35

4) Определение изгибающих моментов в сечениях

над левой опорой (сечение I)

M x l gX I 2 2( ) M y l gYI

2 2( )

над правой опорой (сечение II)

M x lX II 3 3 M y lYII

3 3

под силой P0 (сечение 0)

)()( 00220

lgRllxMI

XX )()( 00220

lgRllyMI

YY

под силой P1 (сечение 1)

M x l l R lX XI II 3 1 3 1( ) M y l l R lY YI II

3 1 3 1( )

5) Определение суммарных изгибающих моментов

M M MI X YI I 2 2 M M MII X YII II 2 2

M M MX Y 02 2

0 0 M M MX Y1

2 2

1 1

6) Определение приведенных моментов ПРМ

Приведенные моменты определяются в каждом из 4-х сечений в

отдельности по формуле

22750 КРMMM iпрi где i = 0 1 I II

7) Определение диаметра вала в каждом из сечений производится по

зависимости

3

10 и

прii

Md

где ПРМ Н∙см [ и ] ndash допускаемое напряжение на изгиб МПа

334 Определение исходных данных для расчета валов

Указания по определению исходных данных для расчета валов приведены

в табл38 В ней же даны численные значения исходных параметров

36

Таблица 38

Исходные данные для расчета диаметров вала

Исходные

данные и

определя ndash

емые

величины

Обозна ndash

ения и

раз ndash

мерность

Расчетные

формулы

Указания по

выбору

Числовые

величины

(см пример)

Крутящий

момент на

рассчиты ndash

ваемом валу

MKP

Н∙м

MKP =

= 974000 N

n

п 313 2250

Марка

стали и

термообра ndash

ботка

Сталь 45

нормализованная

Табл39

[3 13 14]

ndash

Допускаемое

напряжение

на изгиб

[ ]u

МПа

ndash Рис37 и

табл39

[3 13 14]

775

Начальные

диаметры

колес

Д0 Д1 Д2 Д3

в расчетной

схеме

Д см Д = z m z ndash из

кинематичес ndash

кого расчета

mndash в п322

диаметры

отсутствую ndash

щих шестерен

Д = 10000000

Д0 =10000000

Д1 = 48

Д2 = 50

Д3 = 107

Расстояния

g l0 l1

l2 l3

в расчетной

схеме

g l

см

ndash п332 рис 35

(числовые

величины

см рис 36)

g0 = 102

l0 = 0

l1= 24

l2 = 135

l3 = 0

Углы

действия сил

i для iT

i для iR

i i

рад

ii0

0180

ii0

0180

где 0

i 0

i

ndash углы

измеренные

в градусах

п332 рис 35

(числовые

величины

см рис 36)

0 = 0

0 = 157

1 = 0

1 = 157

2 = 0785

2 = 2355

3 = 0

3 = 157

37

Таблица 39

Допускаемые напряжения на изгиб [ и ] для стальных валов (в МПа)

Источник

концентрации

напряжения

Диаметр

вала мм

Марка стали и термообработка

45

норм

45

улучш

40Х

улучш

40Х

закал

Насаженная на вал

деталь

(шестерня шкив)

с острыми кромками

15 775 850 900 950

30 750 825 875 925

45 725 800 850 900

60 700 775 825 875

75 675 750 800 850

90 650 725 775 825

Рис37 Номограмма для ориентированного определения

диаметров валов по крутящему моменту

38

необходимые для расчета II вала привода подач в рассматриваемом примере

При расчете валов на ЭВМ углы вводятся в программу в радианах

Если на участке вала действует только крутящий момент то при

составлении исходных данных следует задавать расстояние до шестерни

обусловливающей приложение этого момента величиной 01 см При этом

изгибающий момент от действия радиальной силы будет близок к 0

Например при расчете V вала рассматриваемой коробки подач

(см рис35 и 36) следует принять расстояние l3 = 01 см до шестерни

Д3 = zm = 02 ∙ 20 = 4 см соответственно приняв 3 = 0 и 3 = 157 рад

335 Указания по расчету валов на ЭВМ

Расчет диаметров валов в опасных сечениях I 0 1 II (рис35)

производится на ЭВМ по программе laquoВАЛraquo [20] исходные данные для

расчета по программе laquoВАЛraquo вводятся в режиме диалога с машиной При

расчете нескольких валов каждому файлу необходимо давать новое название

например PETROV1 PETROV2 PETROV3

В приложении В представлены распечатки ввода исходных данных и

результаты расчета диаметров II вала в рассматриваемом примере

Для перевода языка машины в принятые обозначения формул следует

руководствоваться табл 310

В целях удобства программирования di рассматриваются для всех

сечений по приведенному моменту Для сечений в которых не действует MKP

диаметр определяется по iM (без машины) Из всех полученных диаметров

выбирается наибольший и округляется до стандартного ряда

Для нашего примера принимаем d = 18 мм учитывая что этот диаметр

вала не окончательный и может измениться при окончательной

конструктивной проработке привода О выборе геометрических параметров

шлицевых валов сказано ниже в п 34

В курсовом проекте с помощью ЭВМ должны быть рассчитаны все валы

коробки подач В записке приводятся расчетные схемы валов и результаты

расчета (распечатки) по каждому валу

34 Выбор подшипников качения и прочих элементов привода

Выбор подшипников качения ведется по динамической грузоподъемности

C определяемой по формуле

P

CL

где L ndash число миллионов оборотов за расчетный срок службы подшипника

качения

39

Таблица 310

Соответствие символов в программе laquoВАЛraquo

обозначениям в расчетных формулах

Символ в

программе

Обозначение

в формулах

Размерность Наименование параметров

1 2 3 4

C MKp Н∙см Крутящий момент на

рассчитываемом валу

Q g см Расстояние между опорами

B [u ] МПа Допускаемое напряжение

на изгиб

M(I)

Di

см

Делительный диаметр i - го

колеса в точке приложения

силы Pi

F1(I) i рад Угол действия силы Ti

F2(I) i рад Угол действия силы Ri

T(I)

Ti

Н

Тангенциальная сила

действующая в точке

приложения силы Pi

R(I) Ri Н Радиальная сила в той же точке

X(I) X i Н Проекция сил на ось Х в точке

приложения силы Pi

Y(I) Yi Н Проекция сил на ось Y в той же

точке

G(0) RxI Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре I

G(1) RxII Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре II

B1(0) RyI Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

B1(1) RyII Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре II

L(0)

MxI

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре I

L(1) MxII Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре II

U(0) M yI Н∙см Изгибающий момент в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

40

Окончание табл 310

1 2 3 4

L(I) li см Расстояние между опорой II и

точкой приложения силы Pi

М1(0)

M X 0

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquo0raquo

М1(1) M X1 Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquoIraquo

М2(0)

MY0

Н∙см

Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIIraquo

М2(1) MY1 Н∙см Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIraquo

S(0) M I Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре I

S(1)

M II Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре II

S(2) M 0 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquo0raquo

S(3)

M1 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquoIraquo

P(0)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре I

P(1)

IIпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре II

P(2) 0прМ Н∙см Приведѐнный момент

в сечении laquo0raquo

P(3)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в

сечении laquoIraquo

A(0)

d I см Диаметр вала в опоре I

A(1)

d II см Диаметр вала в опоре II

A(2)

d0 см Диаметр вала в сечении laquo0raquo

A(3)

d1 см Диаметр вала в сечении laquoIraquo

41

P ndash расчетная нагрузка подшипника Н

C ndash динамическая грузоподъемность подшипника указанная в катало ndash

ге Н

ndash коэффициент (для шарикоподшипников = 3 для роликоподшип ndash

ников = 333)

Данная формула справедлива при n ge 10 обмин При n = 1 divide 10 обмин

расчет ведут по n = 10 обмин При n lt 1 обмин действующую нагрузку

рассматривают как статическую

Расчетный срок службы подшипника в часах выражается зависимостью

LL

nh

10

60

6

Задавшись Lh (для металлорежущих станков обычно Lh = 12000divide20000 ч)

из данной формулы определяют L затем вычислив P (см ниже) и зная

находят C После того ориентируясь на желаемые габариты и прежде всего на

диаметр шейки вала где должен быть установлен подшипник подбирают по

каталогу 21 наиболее близкий по величине C типоразмер подшипника

Расчетную нагрузку подшипника определяют по формуле

P X V F Y F K Kr a T ( )

где Fr ndash радиальная нагрузка Н

Fa ndash осевая нагрузка Н

X ndash безразмерный коэффициент радиальной нагрузки

Y ndash безразмерный коэффициент вращения (при вращении внутреннего

кольца V = 1 при вращении наружного ndash V = 12)

K ndash безразмерный коэффициент безопасности (для токарных станков

K = 1 ndash 12 для фрезерных ndash K = 13 ndash 18)

KT ndash безразмерный температурный коэффициент (при работе до 1250С

KT = 105)

В коробках подач обычно используют прямозубые колеса поэтому

формула для определения расчетной нагрузки без учета осевых сил примет

вид (при Fa = 0 X =1)

P V F K Kr T

Величина радиальной нагрузки подсчитывается по формуле

F R Rr Xi Yi 2 2

где RXi RYi ndash наибольшие по величине опорные реакции определяемые при

расчете вала (см приложение 3 соответственно G(0) B1(0) или G(1) B1(1))

42

Проведем подбор подшипников для II вала привода в рассматриваемом

примере Из распечатки результатов расчета вала выписываем наибольшие

опорные реакции G(0) = 7566 Н B1(0) = 12285 Н и определяем

Fr 757 6 1228 5 1443 32 2 Н

Для определения расчетной нагрузки принимаем V =1 K = 12 KT = 105

тогда P = 1∙14433∙12∙105 = 18188 Н Определяем L при известной частоте

вращения n = 45 обмин (см табл 31) и задавшись hL = 2000 ч

5410

456020000

10

6066

nhL

L млн оборотов

Динамическая грузоподъемность 868735461818 3 LPC Н

По расчетному значению C приняв диаметр шейки вала шd = 17 мм

(см приложение Б) выбираем по каталогу [21] подшипник 203 с

динамической грузоподъемностью C = 7520 Н

Выбор геометрических характеристик шлицевых валов [17 18 21 и др]

можно производить по ранее рассчитываемому на ЭВМ наибольшему

диаметру сплошного вала Желательно затем произвести проверочный расчет

шлицевого соединения по напряжениям смятия [14 21 и др]

При выборе и расчете шпоночных соединений следует использовать

работы [13 divide 15 21 и др] Сечение шпонки подбирают по диаметру вала

длину ndash обычно на 5 ndash 10 мм короче ступицы закрепляемой детали соедине ndash

ние проверяют на смятие

43

ПРИЛОЖЕНИЕ А

Нормальный ряд чисел в станкостроении (нормаль HII - I) со

знаменателем =106

1 ndash 106 ndash 112 ndash 118 ndash 125 ndash 132 ndash 14 ndash 15 ndash 16 ndash 17 ndash 18 ndash 19 ndash 2 ndash 212 ndash

225 ndash 235 ndash 25 ndash 265 ndash 28 ndash 3 ndash 315 ndash 335 ndash 355 ndash 375 ndash 4 ndash 425 ndash 45 ndash 475

ndash 5 ndash 53 ndash 56 ndash 6 ndash 63 ndash 67 ndash 71 ndash 75 ndash 8 ndash 85 ndash 9 ndash 95 ndash 10

Примечания

1 Числа высшего порядка получаются умножением или делением чисел нор-

мального ряда на 10 100 1000hellip

Например

01 ndash 0106 ndash 0112 hellip 10 ndash 106 ndash 112 hellip 100 ndash 106 ndash 112 hellip

2 Числа геометрического ряда с gt 106 образуются из ряда с = 106 по

зависимости вида

U i106

112 1062 141 1066 178 10610

126 1064 158 1068 2 10612

3 Образование нормального ряда чисел с заданным = 106 производится

путем выписывания каждого (i + 1) числа из которых с = 106 начиная с

минимального ndash заданного

Например

126 1064 при minn = 112

hellip112 ndash 14 ndash 18 ndash 225 ndash hellip ndash 9 ndash 95 ndash 10 ndash 106 hellip

6061411 при minn = 132

hellip132 ndash 19 ndash 265 ndash 375 ndash hellipndash 53 ndash 75 ndash 106 ndash 15 hellip

8061581 при minn = 125

hellip125 ndash 2 ndash 315 ndash 5 ndash hellip ndash 8 ndash 125 ndash 20 ndash 315 hellip

44

ПРИЛОЖЕНИЕ Б

Распечатка исходных данных и результатов расчета

шестерен коробки подач

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ1 BSV

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y=037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 20289 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 170

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 164

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 124

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 096

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 143

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 105

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ2 BSV

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 142

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 131

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 104

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 076

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 3389 S = 1130

45

Продолжение приложения Б

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 120

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 084

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ3 BSV

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 123

А= 0102 С = 120 L = 1

R= 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 072

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБ НОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 079

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ4 BSV

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 108

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 063

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

46

Окончание приложения Б

G = 10 F = 225 U = 138

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 069

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ5 BSV

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 175

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 106

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 128

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 061

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U= 4

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 147

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 067

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

47

ПРИЛОЖЕНИЕ В

Распечатка исходных данных и результатов расчета II вала коробки подач

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

С = 2250 Q = 102 В = 775

М (0) = 10000000 L (0) = 0 Fl (0) = 0 F2 (0) = 157

М (1) = 48 L (1) = 24 Fl (1) = 0 F2 (1) = 157

М (2) = 5 L (2) = 135 Fl (2) = 0785 F2 (2) = 2355

М (3) = 10000000 L (3) = 0 Fl (3) = 0 F2 (3) = 157

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЁТА

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

VAL2 BSS

G (0) = 75761 В1 (0) = 122849

L1 (0) = -133882 М1 (0) = 225065

U (0) = -286321 М2 (0) = 81749

G (1) = 58586 В1 (1) = -2023

L1 (1)=0 М1 (1) = 140606

U (1) = 0 М2 (1) = -4855

S (0) = 316076 Р (0) = 37131 А (0) = 168

S (1) = 0 Р (1) = 194855 А(1) = 135

S (2) = 239451 Р (2) = 308716 А (2) = 158

S (3) = 140690 Р (3) = 240338 А (3) = 145

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

48

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1 Киреев Г И Комплексный расчет коробок скоростей металлорежущих

станков на ЕС ndash ЭВМ методические указания по курсовому и дипломному

проектированию для студентов специальности 0501 Часть 1 Г И Киреев ndash

Ульяновск УлПИ 1984 ndash 43 с

2 Металлорежущие станки и автоматы учебник для машинострои ndash

тельных втузов под ред А С Проникова ndash М Машиностроение 1981 ndash

479 с

3 Тарзиманов Г А Проектирование металлорежущих станков ГА

Тарзиманов ndash М Машиностроение 1980 ndash 288 с

4 Тепинкичиев В К Металлорежущие станки В К Тепинкичиев ndash М

Машиностроение 1973 ndash 472 с

5 Металлорежущие станки учебник для машиностроительных вузов

под ред В Э Пуша ndash М Машиностроение 1985 ndash 575 с

6 Металлорежущие системы машиностроительных производств учебное

пособие для студентов техн вузов О В Таратынов Г Г Земсков И М

Таратынова ndash М Высш шк 1988 ndash 464 с

7 Кузнецов М М Проектирование автоматизированного производствен ndash

ного оборудования учебное пособие для вузов М М Кузнецов В А Усов

К С Стародубов ndash М Машиностроение 1987 ndash 288 с

8 Орликов М Л Металлорежущие станки курсовое и дипломное

проектирование М Л Орликов И Г Федоренко В Н Шишкин ndash Киев

Высш шк1987 ndash 152 с

9 ГОСТ 2701 ndash 76 Схемы Виды и типы Общие требования к

выполнению ndash М Изд ndash во стандартов 1976 ndash 12 с

10 ГОСТ 2703 ndash 88 Правила выполнения кинематических схем ndash М

Изд ndash во стандартов 1988 ndash 7 с

11 Пуш В Э Конструирование металлорежущих станков В Э Пуш ndash

М Машиностроение 1977 ndash 380 с

12 Каминская В В Станины и корпусные детали металлорежущих

станков В В Каминская З М Левиеа Д Н Решетов ndash М Машгиз 1960 ndash

362 с

13 Курсовое проектирование деталей машин справочное пособие часть I

и II А В Кузьмин И Н Макейчик Ф В Калачѐв и др ndash Минск Высш шк

1982 ndash 584 с

14 Анурьев В И Справочник конструктора ndash машиностроителя Т2

В И Анурьев ndash М Машиностроение 1982 ndash 584 с

15 Чернин И М Расчѐты деталей машин справочник И М Чернин

А В Кузьмин Г М Ицкевич ndash Минск Высш шк 1978 ndash 592 с

16 Детали и механизмы металлорежущих станков Т2 под общ ред

Д Н Решетова ndash М Машиностроение 1972 ndash 405 с

49

17 Серенсен С В Валы и оси Конструирование и расчет С В Серенсен

и др ndash М Машиностроение 1970 ndash 312 с

18 СТ СЭВ 185 ndash 75 Геометрические характеристики шлицевых

прямозубых соединений ndash М Изд ndash во стандартов 1975

19 СТ СЭВ 189 ndash 76 и СТ СЭВ 189 ndash 77 Размеры призматических

шпонок ndash М Изд ndash во стандартов 1976

20 Зубенко В Л Методические разработки к курсовому проектированию

по металлорежущим станкам В Л Зубенко М Я Цлаф ndash Куйбышев КПтИ

1978 ndash 32 с

21 Справочник металлиста В 5 т Т1 под общ ред С А Чернавского и

В Ф Рещикова ndash М Машиностроение 1976 ndash 768 с

22 Сена Л А Единицы физических величин и их размерности учебно-

справочное руководство ЛА Сена ndash 3-е изд перераб и доп ndash М Наука

Гл ред физ-мат лит 1988 ndash 432 с

23 Кочергин А И Конструирование и расчет металлорежущих станков и

станочных комплексов Курсовое проектирование учебное пособие для вузов

А И Кочергин ndash Минск Высш шк 1991 ndash 382 с

Учебное издание

РАСЧЕТ ПРИВОДОВ ПОДАЧ

МЕТАЛЛОРЕЖУЩИХ СТАНКОВ

Методические указания по курсовому

и дипломному проектированию

Составители Шестернинов Александр Владимирович

Горшков Геннадий Михайлович

Редактор НАЕвдокимова

Подписано в печать 30082007 Формат 60times8416 Услпечл302

Тираж 150 экз Заказ

Ульяновский государственный технический университет

432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Типография УлГТУ 432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Page 20: Расчет приводов подач металлорежущих станков. Методичка

21

Таблица 31

Исходные данные для определения модулей зубчатых колес

Исходные данные и

определяемые

величины

Обозначе ndash

ния и раз ndash

мерность

Расчетные

формулы

Указания

по выбору

см hellip

Числовые

величины

(см

пример)

1 2 3 4 5

Степень точности

зубчатых передач

(67 или 8)

ndash

ndash

По ГОСТ

1643-81

7

Марка стали и

термообработка

1 ndash 40Х нормализация

2 ndash 12ХН3А цементация

и закалка

3 ndash 40ХФА

азотирование

Табл 32

[14]

ndash

Мощность на валах

привода

ndash для коробок подач с

независимым

приводом и коробок

скоростей

ndash для коробок подач с

зависимым приводом

iN кВт

iN кВт

iэi NN

ii NN

п 313

п 313

ndash

IN =0106

IIN =0104

IIIN =0102

IVN =0100

VN =0098

Число зубьев

шестерен (зубчатое

колесо с меньшим

числом зубьев)

Z

ndash

Из кинемаndash

тического

расчета

рис 22

1 ndash 18

5 ndash 24

7 ndash 30

11 ndash 44

15 ndash 20

Расчетная частота

вращения вала

(шестерни)

n обмин

ndash

п 311 In =63

IIn =45

IIIn =315

VIn =225

Vn =315

22

Продолжение табл 31

1 2 3 4 5

Передаточное число

зубчатой пары

i

Определяется

отношением числа

зубьев большего колеса

к меньшему (т е i ge 1)

1i =139

2i =138

3i =14

4i =138

5i =4

Отношение ширины

зубчатого венца (acirc) к

модулю (m)

в

mвв

147 в

10

Коэффициенты

перегрузки

динамичности

неравномерности

распределения

нагрузки

формы зуба

ПK

ДK

НРK

НУ

ndash

ndash

ndash

ndash

Табл34

Табл35

(в короб ndash

ках подач

ДK =1)

Табл36

Рис31

при =0

12

1

1 ndash 17

5 ndash 11

7 ndash 105

11 ndash 11

15 ndash 12

1 ndash 037

5 ndash 042

7 ndash 050

11 ndash 049

15 ndash 040

Общая

продолжительность

работы механизма за

расчетный срок

службы

МТ ч

ndash

Из задания

20000

Суммарное число

циклов нагружения

зуба за TM

CN CN

MTn 60

ndash

7 6 107

5 4 107

38 107

2 7 107

38 107

23

Окончание табл 31

1 2 3 4 5

Коэффициент

переменности режима

нагрузок для расчета

модуля на изгиб

Kи реж

ndash

Рис 32

для сред ndash

него ре ndash

жима при

среднем

значении

NC 4 7 107

113

Длительный предел

выносливости зуба

при работе на изгиб

(для трех сталей)

σи пр МПа

ndash

Табл 32

[14]

1 ndash 180

2 ndash 460

3 ndash 300

Допускаемое

напряжение на изгиб

[σи] МПа [σи] =

= σи пр Kи реж

1 ndash 2029

2 ndash 5200

3 ndash 3389

Коэффициент

переменности режима

нагрузок для расчета

модуля на контакт ndash

ную прочность

Kк реж

ndash

Рис33

для сред ndash

него ре ndash

жима при

среднем

значении

NC

108

Длительный предел

контактной

выносливости (для

трех сталей)

σКД МПа

ndash

Табл33

[14]

1 ndash 500

2 ndash 1200

3 ndash 1050

Допускаемое

напряжение при

расчете на контакт ndash

ную прочность

[σк] МПа [σк] =

= σКД Kк реж

1 ndash 580

2 ndash 1300

3 ndash 1130

24

Таблица 32

Предел выносливости зубьев для цилиндрических колес

при расчете на изгиб ndash σи пр и контактную прочность ndash σКД

Марка стали

Вид термообработки

σи пр МПа

σКД МПа

40Х

40Х

40Х

50ХН

20Х

18ХГТ

20ХНМ

12ХН3А

25Х2ГНТА

25ХГТ

40Х

40ХФА

Нормализация

Улучшение

Закалка с нагревом ТВЧ

Закалка объемная

Цементация и закалка

То же

raquo

raquo

raquo

raquo

Азотирование (газовое)

То же

180

220

240

260

440

300

440

460

440

400

240

300

500

600

950

980

1150

1150

1200

1200

1200

1100

950

1050

Таблица 33

Значения КПД элементов передач

Элементы передач

КПД

Зубчатая передача

цилиндрическая со шлифованными зубьями

коническая

Червяная передача

Ременная передача

Цепная передача роликовой цепью

Передача винт-гайка

однозаходный винт

двухзаходный винт

Подшипник качения

Подшипник скольжения

099

097

07 ndash 09

095 ndash 098

096

045

065

0995

098 ndash 0985

25

Таблица 34

Коэффициент перегрузки ПK

Характеристика

привода условия

пуска и торможения

Характер процесса резания

равномерный

припуск

неравномерный

припуск

фрезерование

удары

Плавный пуск и

торможение с

помощью

фрикционных муфт

или наличие упругих

и демпфирующих

элементов или

наличие ременной

передачи

10

11 ndash 13

14

Резкий пуск и

торможение

непосредственно от

асинхронного эл

двигателя или

возможность частого

соударения зубьев

при переключении

на ходу

11 ndash 17

12 ndash 17

17

Таблица 35

Коэффициент динамичности ndash ДK для стальных

прямозубых цилиндрических колес

Степень

точности

передачи

Окружная скорость колеса мс

1 ndash 3 3 ndash 6 6 ndash 9 9 ndash 12

6 10 ndash 105 105 ndash 11 11 ndash 115 115 ndash 125

7 105 11 ndash 115 115 ndash 125 12 ndash 135

8 105 ndash 11 115 ndash 12 12 ndash 135 ndash

26

Таблица 36

Средние значения коэффициента неравномерности распределения

нагрузки НРK для стальных прямозубых цилиндрических колес

Отношение

z

в

Расположение зубчатого колеса

симметрично

относительно

опор

вблизи одной

опоры

(вал жесткий)

вблизи одной

опоры

(вал средней

жесткости)

на

консоли

02 10 10 11 12

04 105 11 12 14

06 11 115 13 17

08 115 12 145 20

12 125 14 17 ndash

16 14 16 ndash ndash

20 16 ndash ndash ndash

Рис31 Зависимость коэффициента формы зуба УН от числа

зубьев Z и коэффициента смещения ξ (для некор ndash

регированных колес ξ = 0)

27

Ри

с32

З

ави

сим

ост

ь к

оэф

фи

ци

ента

пер

емен

ност

и р

ежи

ма

наг

рузо

к К

и р

еж

о

т чи

сла

ци

клов н

агруж

ени

я N

c

__________

цем

ента

ци

я

_ _

_ _

_ _

_ у

луч

шен

ие

норм

али

зац

ия за

кал

ка

азо

тирован

ие

1 ndash

сред

нел

егки

й р

ежи

м р

аботы

2 ndash

сред

ни

й р

ежи

м р

аботы

3 ndash

сред

нет

яж

елы

й р

ежи

м р

аботы

28

Ри

с32

З

ави

сим

ост

ь к

оэф

фи

ци

ента

пер

емен

ност

и р

ежи

ма

наг

рузо

к К

и р

еж

о

т чи

сла

ци

клов н

агруж

ени

я N

c

__________

цем

ента

ци

я

_ _

_ _

_ _

_ у

луч

шен

ие

норм

али

зац

ия за

кал

ка

азо

тирован

ие

1 ndash

сред

нел

егки

й р

ежи

м р

аботы

2 ndash

сред

ни

й р

ежи

м р

аботы

3 ndash

сред

нет

яж

елы

й р

ежи

м р

аботы

29

Для каждой зубчатой передачи следует провести два ndash три расчета

используя материалы с разными прочностными характеристиками В

результате будут получены два ndash три разных модуля Это позволит например

сконструировать коробку подач меньших габаритов и веса применив для

колес более прочный и дорогой материал С другой стороны можно

изготовить коробку с зубчатыми передачами имеющими один модуль путем

подбора материалов с разными прочностными свойствами Окончательное же

решение по обоснованному выбору марок сталей следует производить на

основе технико-экономических расчетов

При изложении материала в пояснительной записке по п321 следует

придерживаться порядка приведенного в табл 31

В случае использования справочных данных выраженных во

внесистемных единицах измерения для перевода их размерностей в единицы

СИ необходимо руководствоваться справочником [22]

322 Указания по расчету зубчатых колес на ЭВМ

Расчет модулей зубчатых колес из различных материалов производится на

ЭВМ по программе laquoШестерняraquo [20] Исходные данные для расчета колес по

программе laquoШестерняraquo вводятся в режиме диалога с машиной

В приложении Б представлены распечатки ввода исходных данных и

результаты расчѐта модулей колес в рассматриваемом примере Эти

распечатки вклеиваются в записку Для перевода символов языка машины в

принятые обозначения формул следует руководствоваться табл 37

Анализируем результаты расчета и принимаем в качестве материала

зубчатых колес сталь 40Х нормализованную В этом случае расчетные

значения laquoизгибногоraquo модуля составят соответственно иm = 17 142 137

137 175 мм Принимаем для всех колес коробки модуль равный 2 мм

Следует отметить что модули колес меньше 15 мм в коробке подач

рассматриваемых станков применять не рекомендуется

33 Расчет валов привода

Расчет валов привода подач заключается в определении их диаметров из

условия прочности и содержит целый ряд промежуточных этапов

Необходимо отметить что данный расчет является проектировочным т е

служит для предварительного определения диаметров вала которые в

дальнейшем уточняются при выборе подшипников зубчатых колес расчете

шпонок шлицев и др

331 Разработка компоновочной схемы

Для расчета вала необходимо располагать расчетной схемой его

30

Таблица 37

Соответствие символов в программе laquoШестерняraquo

обозначениям в расчетных формулах

Символ в

программе

Обозначение

в

формулах

Размерность Наименование параметров

1 2 3 4

A Ni кВт Мощность передаваемая i - м валом ( i = 1+У)

C Kn ndash

Коэффициент перегрузки

L KDi ndash

Коэффициент

динамичности

R

KHPi

ndash

Коэффициент

неравномерности

распределения нагрузки

Y НiУ ndash

Коэффициент формы зуба

Z Zi ndash

Число зубьев i - й

шестерни

G вi

ndash

Коэффициент ширины

зубчатого венца

F ni обмин Частота вращения

U ii ndash

Передаточное число

зубчатой пары

W [ ]u ij МПа Допускаемое напряжение

на изгиб

S [ ]K ij МПа Допускаемое напряжение

контактное

M1 muij мм Модуль laquoизгибнойraquo

M2 кijm мм Модуль laquoконтактныйraquo

31

нагружения которая выполняется на основе предварительно разработанной

компоновочной схемы коробки подач Компоновочная схема или эскизная

компоновка выполняется в виде развертки по валам и свертки определяющей

пространственное расположение валов (см рис 34) Эта схема вычерчивается

в произвольном масштабе и в обязательном порядке помещается в записку

При ее разработке следует использовать чертежи привода подач базового

станка чтобы осуществить по возможности наиболее близкую компоновку

разрабатываемой коробки к имеющейся Кроме того необходимо пользоваться

рекомендациями работ [31517] по выбору конструктивных параметров

зубчатых колѐс и других элементов привода

На рис 34 изображена компоновочная схема коробки подач

рассматриваемого примера Там же приведены некоторые рекомендации по

выбору конструктивных параметров В зацеплении показываются те зубчатые

колеса которые соответствуют расчѐтной ветви на графике подач

(см рис 21) С помощью этой схемы могут быть определены все

необходимые расстояния между опорами шестернями а также направления

тангенциальных и радиальных усилий

При вычерчивании компоновочной схемы необходимо

ndash обеспечить достаточные осевые перемещения зубчатых колес муфт

переключающих устройств

ndash исключить одновременное включение зубчатых колес с двумя

смежными неподвижными колесами

ndash обеспечить доступную и быструю сборку и разборку легкую

регулировку опор зубчатых зацеплений Кроме того обеспечить хороший

доступ для осмотра деталей коробки и ремонта

ndash конструкцию корпуса выполнять удобной простой и технологичной

обеспечивающей простоту монтажа и демонтажа деталей и узлов коробок

ndash возможно большее число центров валов располагать по одним и тем же

вертикалям и горизонталям что обеспечивает наибольшую простоту

настройки станков при обработке посадочных отверстий в корпусах

ndash обеспечить наибольшую жесткость валов и опор для чего следует

расстояние между зубчатыми колѐсами и другими деталями принимать

наименьшими из допустимых

332 Составление расчетной схемы нагружения вала

Расчет валов в настоящих методических указаниях производится на ЭВМ

Программа расчета составлена для унифицированной схемы нагружения

двухопорного вала (рис35) двумя силами в пролете P0 и P1 и силами P2 и P3

приложенными на консольных участках Эти силы возникают в зубчатых

зацеплениях при передаче крутящего момента К такой схеме нагружения

можно привести большое число валов приняв для отсутствующих шестерен

силы равными нулю Расстояния между опорами валов и закрепленными на

32

Ри

с3

4 К

ом

пон

овочн

ая с

хем

а короб

ки

под

ач

а-раз

вер

тка

б-с

вер

тка

(од

ин

из

возм

ож

ны

х в

ари

анто

в)

33

Рис35 Расчетная унифицированная схема нагружения вала к программе ldquoВалrdquo

Рис36 Расчетная схема нагружения II вала в рассматриваемом примере

34

нем шестернями а также направление тангенциальных ( iT ) и радиальных ( iR )

усилий определяется с помощью компоновочной схемы При этом радиальные

усилия всегда направлены к центру рассчитываемого вала а тангенциальные

совпадают с направлением вращения ведущего колеса Все линейные размеры

( g l l 0 1 ) отсчитываются от II опоры причем для отсутствующих шестерен

они задаются равными 0 Углы i и i определяющие направления

радиальных iR и тангенциальных iT сил должны отсчитываться против

часовой стрелки от положительного направления оси Х выбранного так как

показано на схеме Для отсутствующих шестерен принимается 0i

571i рад (900 ) Начальные диаметры отсутствующих шестерен (Д = Д0

Д1hellip) принимаются равными бесконечности а практически ndash большой

величине например Д = 10000000 см При этом окружная и радиальная силы

получаются близкими к 0

На рис 36 показана расчетная схема нагружения II вала для нашего

примера

333 Порядок расчета вала с помощью унифицированных формул

Расчет стального сплошного вала на двух опорах из условия прочности

заключается в определении его диаметров в сечениях I 0 1 II (см рис35)

Последовательность расчета выполняемого по унифицированным

формулам программ следующая

1) Определение действующих в зацеплении сил

ii

Д

МT КР2 R T tgi i

o 20

2) Определение проекций сил на оси X и Y

X T Ri i i i i cos cos Y T Ri i i i i sin sin

3) Определение опорных реакций в плоскостях X ndash горизонтальная и

Y ndash вертикальная соответственно в опоре I и II

g

lxlxlxlxR

IX33221100

R x x x x RX XII I 0 1 2 3

g

lylylylyR

IY33221100

R y y y y RY YII I 0 1 2 3

Силы направленные на вал при принятом расположении осей координат

имеют знак laquo + raquo а от вала laquo ndash raquo Для реакций правило знаков противоположно

35

4) Определение изгибающих моментов в сечениях

над левой опорой (сечение I)

M x l gX I 2 2( ) M y l gYI

2 2( )

над правой опорой (сечение II)

M x lX II 3 3 M y lYII

3 3

под силой P0 (сечение 0)

)()( 00220

lgRllxMI

XX )()( 00220

lgRllyMI

YY

под силой P1 (сечение 1)

M x l l R lX XI II 3 1 3 1( ) M y l l R lY YI II

3 1 3 1( )

5) Определение суммарных изгибающих моментов

M M MI X YI I 2 2 M M MII X YII II 2 2

M M MX Y 02 2

0 0 M M MX Y1

2 2

1 1

6) Определение приведенных моментов ПРМ

Приведенные моменты определяются в каждом из 4-х сечений в

отдельности по формуле

22750 КРMMM iпрi где i = 0 1 I II

7) Определение диаметра вала в каждом из сечений производится по

зависимости

3

10 и

прii

Md

где ПРМ Н∙см [ и ] ndash допускаемое напряжение на изгиб МПа

334 Определение исходных данных для расчета валов

Указания по определению исходных данных для расчета валов приведены

в табл38 В ней же даны численные значения исходных параметров

36

Таблица 38

Исходные данные для расчета диаметров вала

Исходные

данные и

определя ndash

емые

величины

Обозна ndash

ения и

раз ndash

мерность

Расчетные

формулы

Указания по

выбору

Числовые

величины

(см пример)

Крутящий

момент на

рассчиты ndash

ваемом валу

MKP

Н∙м

MKP =

= 974000 N

n

п 313 2250

Марка

стали и

термообра ndash

ботка

Сталь 45

нормализованная

Табл39

[3 13 14]

ndash

Допускаемое

напряжение

на изгиб

[ ]u

МПа

ndash Рис37 и

табл39

[3 13 14]

775

Начальные

диаметры

колес

Д0 Д1 Д2 Д3

в расчетной

схеме

Д см Д = z m z ndash из

кинематичес ndash

кого расчета

mndash в п322

диаметры

отсутствую ndash

щих шестерен

Д = 10000000

Д0 =10000000

Д1 = 48

Д2 = 50

Д3 = 107

Расстояния

g l0 l1

l2 l3

в расчетной

схеме

g l

см

ndash п332 рис 35

(числовые

величины

см рис 36)

g0 = 102

l0 = 0

l1= 24

l2 = 135

l3 = 0

Углы

действия сил

i для iT

i для iR

i i

рад

ii0

0180

ii0

0180

где 0

i 0

i

ndash углы

измеренные

в градусах

п332 рис 35

(числовые

величины

см рис 36)

0 = 0

0 = 157

1 = 0

1 = 157

2 = 0785

2 = 2355

3 = 0

3 = 157

37

Таблица 39

Допускаемые напряжения на изгиб [ и ] для стальных валов (в МПа)

Источник

концентрации

напряжения

Диаметр

вала мм

Марка стали и термообработка

45

норм

45

улучш

40Х

улучш

40Х

закал

Насаженная на вал

деталь

(шестерня шкив)

с острыми кромками

15 775 850 900 950

30 750 825 875 925

45 725 800 850 900

60 700 775 825 875

75 675 750 800 850

90 650 725 775 825

Рис37 Номограмма для ориентированного определения

диаметров валов по крутящему моменту

38

необходимые для расчета II вала привода подач в рассматриваемом примере

При расчете валов на ЭВМ углы вводятся в программу в радианах

Если на участке вала действует только крутящий момент то при

составлении исходных данных следует задавать расстояние до шестерни

обусловливающей приложение этого момента величиной 01 см При этом

изгибающий момент от действия радиальной силы будет близок к 0

Например при расчете V вала рассматриваемой коробки подач

(см рис35 и 36) следует принять расстояние l3 = 01 см до шестерни

Д3 = zm = 02 ∙ 20 = 4 см соответственно приняв 3 = 0 и 3 = 157 рад

335 Указания по расчету валов на ЭВМ

Расчет диаметров валов в опасных сечениях I 0 1 II (рис35)

производится на ЭВМ по программе laquoВАЛraquo [20] исходные данные для

расчета по программе laquoВАЛraquo вводятся в режиме диалога с машиной При

расчете нескольких валов каждому файлу необходимо давать новое название

например PETROV1 PETROV2 PETROV3

В приложении В представлены распечатки ввода исходных данных и

результаты расчета диаметров II вала в рассматриваемом примере

Для перевода языка машины в принятые обозначения формул следует

руководствоваться табл 310

В целях удобства программирования di рассматриваются для всех

сечений по приведенному моменту Для сечений в которых не действует MKP

диаметр определяется по iM (без машины) Из всех полученных диаметров

выбирается наибольший и округляется до стандартного ряда

Для нашего примера принимаем d = 18 мм учитывая что этот диаметр

вала не окончательный и может измениться при окончательной

конструктивной проработке привода О выборе геометрических параметров

шлицевых валов сказано ниже в п 34

В курсовом проекте с помощью ЭВМ должны быть рассчитаны все валы

коробки подач В записке приводятся расчетные схемы валов и результаты

расчета (распечатки) по каждому валу

34 Выбор подшипников качения и прочих элементов привода

Выбор подшипников качения ведется по динамической грузоподъемности

C определяемой по формуле

P

CL

где L ndash число миллионов оборотов за расчетный срок службы подшипника

качения

39

Таблица 310

Соответствие символов в программе laquoВАЛraquo

обозначениям в расчетных формулах

Символ в

программе

Обозначение

в формулах

Размерность Наименование параметров

1 2 3 4

C MKp Н∙см Крутящий момент на

рассчитываемом валу

Q g см Расстояние между опорами

B [u ] МПа Допускаемое напряжение

на изгиб

M(I)

Di

см

Делительный диаметр i - го

колеса в точке приложения

силы Pi

F1(I) i рад Угол действия силы Ti

F2(I) i рад Угол действия силы Ri

T(I)

Ti

Н

Тангенциальная сила

действующая в точке

приложения силы Pi

R(I) Ri Н Радиальная сила в той же точке

X(I) X i Н Проекция сил на ось Х в точке

приложения силы Pi

Y(I) Yi Н Проекция сил на ось Y в той же

точке

G(0) RxI Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре I

G(1) RxII Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре II

B1(0) RyI Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

B1(1) RyII Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре II

L(0)

MxI

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре I

L(1) MxII Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре II

U(0) M yI Н∙см Изгибающий момент в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

40

Окончание табл 310

1 2 3 4

L(I) li см Расстояние между опорой II и

точкой приложения силы Pi

М1(0)

M X 0

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquo0raquo

М1(1) M X1 Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquoIraquo

М2(0)

MY0

Н∙см

Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIIraquo

М2(1) MY1 Н∙см Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIraquo

S(0) M I Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре I

S(1)

M II Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре II

S(2) M 0 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquo0raquo

S(3)

M1 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquoIraquo

P(0)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре I

P(1)

IIпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре II

P(2) 0прМ Н∙см Приведѐнный момент

в сечении laquo0raquo

P(3)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в

сечении laquoIraquo

A(0)

d I см Диаметр вала в опоре I

A(1)

d II см Диаметр вала в опоре II

A(2)

d0 см Диаметр вала в сечении laquo0raquo

A(3)

d1 см Диаметр вала в сечении laquoIraquo

41

P ndash расчетная нагрузка подшипника Н

C ndash динамическая грузоподъемность подшипника указанная в катало ndash

ге Н

ndash коэффициент (для шарикоподшипников = 3 для роликоподшип ndash

ников = 333)

Данная формула справедлива при n ge 10 обмин При n = 1 divide 10 обмин

расчет ведут по n = 10 обмин При n lt 1 обмин действующую нагрузку

рассматривают как статическую

Расчетный срок службы подшипника в часах выражается зависимостью

LL

nh

10

60

6

Задавшись Lh (для металлорежущих станков обычно Lh = 12000divide20000 ч)

из данной формулы определяют L затем вычислив P (см ниже) и зная

находят C После того ориентируясь на желаемые габариты и прежде всего на

диаметр шейки вала где должен быть установлен подшипник подбирают по

каталогу 21 наиболее близкий по величине C типоразмер подшипника

Расчетную нагрузку подшипника определяют по формуле

P X V F Y F K Kr a T ( )

где Fr ndash радиальная нагрузка Н

Fa ndash осевая нагрузка Н

X ndash безразмерный коэффициент радиальной нагрузки

Y ndash безразмерный коэффициент вращения (при вращении внутреннего

кольца V = 1 при вращении наружного ndash V = 12)

K ndash безразмерный коэффициент безопасности (для токарных станков

K = 1 ndash 12 для фрезерных ndash K = 13 ndash 18)

KT ndash безразмерный температурный коэффициент (при работе до 1250С

KT = 105)

В коробках подач обычно используют прямозубые колеса поэтому

формула для определения расчетной нагрузки без учета осевых сил примет

вид (при Fa = 0 X =1)

P V F K Kr T

Величина радиальной нагрузки подсчитывается по формуле

F R Rr Xi Yi 2 2

где RXi RYi ndash наибольшие по величине опорные реакции определяемые при

расчете вала (см приложение 3 соответственно G(0) B1(0) или G(1) B1(1))

42

Проведем подбор подшипников для II вала привода в рассматриваемом

примере Из распечатки результатов расчета вала выписываем наибольшие

опорные реакции G(0) = 7566 Н B1(0) = 12285 Н и определяем

Fr 757 6 1228 5 1443 32 2 Н

Для определения расчетной нагрузки принимаем V =1 K = 12 KT = 105

тогда P = 1∙14433∙12∙105 = 18188 Н Определяем L при известной частоте

вращения n = 45 обмин (см табл 31) и задавшись hL = 2000 ч

5410

456020000

10

6066

nhL

L млн оборотов

Динамическая грузоподъемность 868735461818 3 LPC Н

По расчетному значению C приняв диаметр шейки вала шd = 17 мм

(см приложение Б) выбираем по каталогу [21] подшипник 203 с

динамической грузоподъемностью C = 7520 Н

Выбор геометрических характеристик шлицевых валов [17 18 21 и др]

можно производить по ранее рассчитываемому на ЭВМ наибольшему

диаметру сплошного вала Желательно затем произвести проверочный расчет

шлицевого соединения по напряжениям смятия [14 21 и др]

При выборе и расчете шпоночных соединений следует использовать

работы [13 divide 15 21 и др] Сечение шпонки подбирают по диаметру вала

длину ndash обычно на 5 ndash 10 мм короче ступицы закрепляемой детали соедине ndash

ние проверяют на смятие

43

ПРИЛОЖЕНИЕ А

Нормальный ряд чисел в станкостроении (нормаль HII - I) со

знаменателем =106

1 ndash 106 ndash 112 ndash 118 ndash 125 ndash 132 ndash 14 ndash 15 ndash 16 ndash 17 ndash 18 ndash 19 ndash 2 ndash 212 ndash

225 ndash 235 ndash 25 ndash 265 ndash 28 ndash 3 ndash 315 ndash 335 ndash 355 ndash 375 ndash 4 ndash 425 ndash 45 ndash 475

ndash 5 ndash 53 ndash 56 ndash 6 ndash 63 ndash 67 ndash 71 ndash 75 ndash 8 ndash 85 ndash 9 ndash 95 ndash 10

Примечания

1 Числа высшего порядка получаются умножением или делением чисел нор-

мального ряда на 10 100 1000hellip

Например

01 ndash 0106 ndash 0112 hellip 10 ndash 106 ndash 112 hellip 100 ndash 106 ndash 112 hellip

2 Числа геометрического ряда с gt 106 образуются из ряда с = 106 по

зависимости вида

U i106

112 1062 141 1066 178 10610

126 1064 158 1068 2 10612

3 Образование нормального ряда чисел с заданным = 106 производится

путем выписывания каждого (i + 1) числа из которых с = 106 начиная с

минимального ndash заданного

Например

126 1064 при minn = 112

hellip112 ndash 14 ndash 18 ndash 225 ndash hellip ndash 9 ndash 95 ndash 10 ndash 106 hellip

6061411 при minn = 132

hellip132 ndash 19 ndash 265 ndash 375 ndash hellipndash 53 ndash 75 ndash 106 ndash 15 hellip

8061581 при minn = 125

hellip125 ndash 2 ndash 315 ndash 5 ndash hellip ndash 8 ndash 125 ndash 20 ndash 315 hellip

44

ПРИЛОЖЕНИЕ Б

Распечатка исходных данных и результатов расчета

шестерен коробки подач

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ1 BSV

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y=037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 20289 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 170

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 164

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 124

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 096

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 143

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 105

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ2 BSV

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 142

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 131

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 104

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 076

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 3389 S = 1130

45

Продолжение приложения Б

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 120

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 084

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ3 BSV

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 123

А= 0102 С = 120 L = 1

R= 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 072

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБ НОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 079

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ4 BSV

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 108

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 063

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

46

Окончание приложения Б

G = 10 F = 225 U = 138

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 069

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ5 BSV

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 175

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 106

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 128

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 061

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U= 4

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 147

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 067

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

47

ПРИЛОЖЕНИЕ В

Распечатка исходных данных и результатов расчета II вала коробки подач

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

С = 2250 Q = 102 В = 775

М (0) = 10000000 L (0) = 0 Fl (0) = 0 F2 (0) = 157

М (1) = 48 L (1) = 24 Fl (1) = 0 F2 (1) = 157

М (2) = 5 L (2) = 135 Fl (2) = 0785 F2 (2) = 2355

М (3) = 10000000 L (3) = 0 Fl (3) = 0 F2 (3) = 157

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЁТА

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

VAL2 BSS

G (0) = 75761 В1 (0) = 122849

L1 (0) = -133882 М1 (0) = 225065

U (0) = -286321 М2 (0) = 81749

G (1) = 58586 В1 (1) = -2023

L1 (1)=0 М1 (1) = 140606

U (1) = 0 М2 (1) = -4855

S (0) = 316076 Р (0) = 37131 А (0) = 168

S (1) = 0 Р (1) = 194855 А(1) = 135

S (2) = 239451 Р (2) = 308716 А (2) = 158

S (3) = 140690 Р (3) = 240338 А (3) = 145

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

48

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1 Киреев Г И Комплексный расчет коробок скоростей металлорежущих

станков на ЕС ndash ЭВМ методические указания по курсовому и дипломному

проектированию для студентов специальности 0501 Часть 1 Г И Киреев ndash

Ульяновск УлПИ 1984 ndash 43 с

2 Металлорежущие станки и автоматы учебник для машинострои ndash

тельных втузов под ред А С Проникова ndash М Машиностроение 1981 ndash

479 с

3 Тарзиманов Г А Проектирование металлорежущих станков ГА

Тарзиманов ndash М Машиностроение 1980 ndash 288 с

4 Тепинкичиев В К Металлорежущие станки В К Тепинкичиев ndash М

Машиностроение 1973 ndash 472 с

5 Металлорежущие станки учебник для машиностроительных вузов

под ред В Э Пуша ndash М Машиностроение 1985 ndash 575 с

6 Металлорежущие системы машиностроительных производств учебное

пособие для студентов техн вузов О В Таратынов Г Г Земсков И М

Таратынова ndash М Высш шк 1988 ndash 464 с

7 Кузнецов М М Проектирование автоматизированного производствен ndash

ного оборудования учебное пособие для вузов М М Кузнецов В А Усов

К С Стародубов ndash М Машиностроение 1987 ndash 288 с

8 Орликов М Л Металлорежущие станки курсовое и дипломное

проектирование М Л Орликов И Г Федоренко В Н Шишкин ndash Киев

Высш шк1987 ndash 152 с

9 ГОСТ 2701 ndash 76 Схемы Виды и типы Общие требования к

выполнению ndash М Изд ndash во стандартов 1976 ndash 12 с

10 ГОСТ 2703 ndash 88 Правила выполнения кинематических схем ndash М

Изд ndash во стандартов 1988 ndash 7 с

11 Пуш В Э Конструирование металлорежущих станков В Э Пуш ndash

М Машиностроение 1977 ndash 380 с

12 Каминская В В Станины и корпусные детали металлорежущих

станков В В Каминская З М Левиеа Д Н Решетов ndash М Машгиз 1960 ndash

362 с

13 Курсовое проектирование деталей машин справочное пособие часть I

и II А В Кузьмин И Н Макейчик Ф В Калачѐв и др ndash Минск Высш шк

1982 ndash 584 с

14 Анурьев В И Справочник конструктора ndash машиностроителя Т2

В И Анурьев ndash М Машиностроение 1982 ndash 584 с

15 Чернин И М Расчѐты деталей машин справочник И М Чернин

А В Кузьмин Г М Ицкевич ndash Минск Высш шк 1978 ndash 592 с

16 Детали и механизмы металлорежущих станков Т2 под общ ред

Д Н Решетова ndash М Машиностроение 1972 ndash 405 с

49

17 Серенсен С В Валы и оси Конструирование и расчет С В Серенсен

и др ndash М Машиностроение 1970 ndash 312 с

18 СТ СЭВ 185 ndash 75 Геометрические характеристики шлицевых

прямозубых соединений ndash М Изд ndash во стандартов 1975

19 СТ СЭВ 189 ndash 76 и СТ СЭВ 189 ndash 77 Размеры призматических

шпонок ndash М Изд ndash во стандартов 1976

20 Зубенко В Л Методические разработки к курсовому проектированию

по металлорежущим станкам В Л Зубенко М Я Цлаф ndash Куйбышев КПтИ

1978 ndash 32 с

21 Справочник металлиста В 5 т Т1 под общ ред С А Чернавского и

В Ф Рещикова ndash М Машиностроение 1976 ndash 768 с

22 Сена Л А Единицы физических величин и их размерности учебно-

справочное руководство ЛА Сена ndash 3-е изд перераб и доп ndash М Наука

Гл ред физ-мат лит 1988 ndash 432 с

23 Кочергин А И Конструирование и расчет металлорежущих станков и

станочных комплексов Курсовое проектирование учебное пособие для вузов

А И Кочергин ndash Минск Высш шк 1991 ndash 382 с

Учебное издание

РАСЧЕТ ПРИВОДОВ ПОДАЧ

МЕТАЛЛОРЕЖУЩИХ СТАНКОВ

Методические указания по курсовому

и дипломному проектированию

Составители Шестернинов Александр Владимирович

Горшков Геннадий Михайлович

Редактор НАЕвдокимова

Подписано в печать 30082007 Формат 60times8416 Услпечл302

Тираж 150 экз Заказ

Ульяновский государственный технический университет

432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Типография УлГТУ 432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Page 21: Расчет приводов подач металлорежущих станков. Методичка

22

Продолжение табл 31

1 2 3 4 5

Передаточное число

зубчатой пары

i

Определяется

отношением числа

зубьев большего колеса

к меньшему (т е i ge 1)

1i =139

2i =138

3i =14

4i =138

5i =4

Отношение ширины

зубчатого венца (acirc) к

модулю (m)

в

mвв

147 в

10

Коэффициенты

перегрузки

динамичности

неравномерности

распределения

нагрузки

формы зуба

ПK

ДK

НРK

НУ

ndash

ndash

ndash

ndash

Табл34

Табл35

(в короб ndash

ках подач

ДK =1)

Табл36

Рис31

при =0

12

1

1 ndash 17

5 ndash 11

7 ndash 105

11 ndash 11

15 ndash 12

1 ndash 037

5 ndash 042

7 ndash 050

11 ndash 049

15 ndash 040

Общая

продолжительность

работы механизма за

расчетный срок

службы

МТ ч

ndash

Из задания

20000

Суммарное число

циклов нагружения

зуба за TM

CN CN

MTn 60

ndash

7 6 107

5 4 107

38 107

2 7 107

38 107

23

Окончание табл 31

1 2 3 4 5

Коэффициент

переменности режима

нагрузок для расчета

модуля на изгиб

Kи реж

ndash

Рис 32

для сред ndash

него ре ndash

жима при

среднем

значении

NC 4 7 107

113

Длительный предел

выносливости зуба

при работе на изгиб

(для трех сталей)

σи пр МПа

ndash

Табл 32

[14]

1 ndash 180

2 ndash 460

3 ndash 300

Допускаемое

напряжение на изгиб

[σи] МПа [σи] =

= σи пр Kи реж

1 ndash 2029

2 ndash 5200

3 ndash 3389

Коэффициент

переменности режима

нагрузок для расчета

модуля на контакт ndash

ную прочность

Kк реж

ndash

Рис33

для сред ndash

него ре ndash

жима при

среднем

значении

NC

108

Длительный предел

контактной

выносливости (для

трех сталей)

σКД МПа

ndash

Табл33

[14]

1 ndash 500

2 ndash 1200

3 ndash 1050

Допускаемое

напряжение при

расчете на контакт ndash

ную прочность

[σк] МПа [σк] =

= σКД Kк реж

1 ndash 580

2 ndash 1300

3 ndash 1130

24

Таблица 32

Предел выносливости зубьев для цилиндрических колес

при расчете на изгиб ndash σи пр и контактную прочность ndash σКД

Марка стали

Вид термообработки

σи пр МПа

σКД МПа

40Х

40Х

40Х

50ХН

20Х

18ХГТ

20ХНМ

12ХН3А

25Х2ГНТА

25ХГТ

40Х

40ХФА

Нормализация

Улучшение

Закалка с нагревом ТВЧ

Закалка объемная

Цементация и закалка

То же

raquo

raquo

raquo

raquo

Азотирование (газовое)

То же

180

220

240

260

440

300

440

460

440

400

240

300

500

600

950

980

1150

1150

1200

1200

1200

1100

950

1050

Таблица 33

Значения КПД элементов передач

Элементы передач

КПД

Зубчатая передача

цилиндрическая со шлифованными зубьями

коническая

Червяная передача

Ременная передача

Цепная передача роликовой цепью

Передача винт-гайка

однозаходный винт

двухзаходный винт

Подшипник качения

Подшипник скольжения

099

097

07 ndash 09

095 ndash 098

096

045

065

0995

098 ndash 0985

25

Таблица 34

Коэффициент перегрузки ПK

Характеристика

привода условия

пуска и торможения

Характер процесса резания

равномерный

припуск

неравномерный

припуск

фрезерование

удары

Плавный пуск и

торможение с

помощью

фрикционных муфт

или наличие упругих

и демпфирующих

элементов или

наличие ременной

передачи

10

11 ndash 13

14

Резкий пуск и

торможение

непосредственно от

асинхронного эл

двигателя или

возможность частого

соударения зубьев

при переключении

на ходу

11 ndash 17

12 ndash 17

17

Таблица 35

Коэффициент динамичности ndash ДK для стальных

прямозубых цилиндрических колес

Степень

точности

передачи

Окружная скорость колеса мс

1 ndash 3 3 ndash 6 6 ndash 9 9 ndash 12

6 10 ndash 105 105 ndash 11 11 ndash 115 115 ndash 125

7 105 11 ndash 115 115 ndash 125 12 ndash 135

8 105 ndash 11 115 ndash 12 12 ndash 135 ndash

26

Таблица 36

Средние значения коэффициента неравномерности распределения

нагрузки НРK для стальных прямозубых цилиндрических колес

Отношение

z

в

Расположение зубчатого колеса

симметрично

относительно

опор

вблизи одной

опоры

(вал жесткий)

вблизи одной

опоры

(вал средней

жесткости)

на

консоли

02 10 10 11 12

04 105 11 12 14

06 11 115 13 17

08 115 12 145 20

12 125 14 17 ndash

16 14 16 ndash ndash

20 16 ndash ndash ndash

Рис31 Зависимость коэффициента формы зуба УН от числа

зубьев Z и коэффициента смещения ξ (для некор ndash

регированных колес ξ = 0)

27

Ри

с32

З

ави

сим

ост

ь к

оэф

фи

ци

ента

пер

емен

ност

и р

ежи

ма

наг

рузо

к К

и р

еж

о

т чи

сла

ци

клов н

агруж

ени

я N

c

__________

цем

ента

ци

я

_ _

_ _

_ _

_ у

луч

шен

ие

норм

али

зац

ия за

кал

ка

азо

тирован

ие

1 ndash

сред

нел

егки

й р

ежи

м р

аботы

2 ndash

сред

ни

й р

ежи

м р

аботы

3 ndash

сред

нет

яж

елы

й р

ежи

м р

аботы

28

Ри

с32

З

ави

сим

ост

ь к

оэф

фи

ци

ента

пер

емен

ност

и р

ежи

ма

наг

рузо

к К

и р

еж

о

т чи

сла

ци

клов н

агруж

ени

я N

c

__________

цем

ента

ци

я

_ _

_ _

_ _

_ у

луч

шен

ие

норм

али

зац

ия за

кал

ка

азо

тирован

ие

1 ndash

сред

нел

егки

й р

ежи

м р

аботы

2 ndash

сред

ни

й р

ежи

м р

аботы

3 ndash

сред

нет

яж

елы

й р

ежи

м р

аботы

29

Для каждой зубчатой передачи следует провести два ndash три расчета

используя материалы с разными прочностными характеристиками В

результате будут получены два ndash три разных модуля Это позволит например

сконструировать коробку подач меньших габаритов и веса применив для

колес более прочный и дорогой материал С другой стороны можно

изготовить коробку с зубчатыми передачами имеющими один модуль путем

подбора материалов с разными прочностными свойствами Окончательное же

решение по обоснованному выбору марок сталей следует производить на

основе технико-экономических расчетов

При изложении материала в пояснительной записке по п321 следует

придерживаться порядка приведенного в табл 31

В случае использования справочных данных выраженных во

внесистемных единицах измерения для перевода их размерностей в единицы

СИ необходимо руководствоваться справочником [22]

322 Указания по расчету зубчатых колес на ЭВМ

Расчет модулей зубчатых колес из различных материалов производится на

ЭВМ по программе laquoШестерняraquo [20] Исходные данные для расчета колес по

программе laquoШестерняraquo вводятся в режиме диалога с машиной

В приложении Б представлены распечатки ввода исходных данных и

результаты расчѐта модулей колес в рассматриваемом примере Эти

распечатки вклеиваются в записку Для перевода символов языка машины в

принятые обозначения формул следует руководствоваться табл 37

Анализируем результаты расчета и принимаем в качестве материала

зубчатых колес сталь 40Х нормализованную В этом случае расчетные

значения laquoизгибногоraquo модуля составят соответственно иm = 17 142 137

137 175 мм Принимаем для всех колес коробки модуль равный 2 мм

Следует отметить что модули колес меньше 15 мм в коробке подач

рассматриваемых станков применять не рекомендуется

33 Расчет валов привода

Расчет валов привода подач заключается в определении их диаметров из

условия прочности и содержит целый ряд промежуточных этапов

Необходимо отметить что данный расчет является проектировочным т е

служит для предварительного определения диаметров вала которые в

дальнейшем уточняются при выборе подшипников зубчатых колес расчете

шпонок шлицев и др

331 Разработка компоновочной схемы

Для расчета вала необходимо располагать расчетной схемой его

30

Таблица 37

Соответствие символов в программе laquoШестерняraquo

обозначениям в расчетных формулах

Символ в

программе

Обозначение

в

формулах

Размерность Наименование параметров

1 2 3 4

A Ni кВт Мощность передаваемая i - м валом ( i = 1+У)

C Kn ndash

Коэффициент перегрузки

L KDi ndash

Коэффициент

динамичности

R

KHPi

ndash

Коэффициент

неравномерности

распределения нагрузки

Y НiУ ndash

Коэффициент формы зуба

Z Zi ndash

Число зубьев i - й

шестерни

G вi

ndash

Коэффициент ширины

зубчатого венца

F ni обмин Частота вращения

U ii ndash

Передаточное число

зубчатой пары

W [ ]u ij МПа Допускаемое напряжение

на изгиб

S [ ]K ij МПа Допускаемое напряжение

контактное

M1 muij мм Модуль laquoизгибнойraquo

M2 кijm мм Модуль laquoконтактныйraquo

31

нагружения которая выполняется на основе предварительно разработанной

компоновочной схемы коробки подач Компоновочная схема или эскизная

компоновка выполняется в виде развертки по валам и свертки определяющей

пространственное расположение валов (см рис 34) Эта схема вычерчивается

в произвольном масштабе и в обязательном порядке помещается в записку

При ее разработке следует использовать чертежи привода подач базового

станка чтобы осуществить по возможности наиболее близкую компоновку

разрабатываемой коробки к имеющейся Кроме того необходимо пользоваться

рекомендациями работ [31517] по выбору конструктивных параметров

зубчатых колѐс и других элементов привода

На рис 34 изображена компоновочная схема коробки подач

рассматриваемого примера Там же приведены некоторые рекомендации по

выбору конструктивных параметров В зацеплении показываются те зубчатые

колеса которые соответствуют расчѐтной ветви на графике подач

(см рис 21) С помощью этой схемы могут быть определены все

необходимые расстояния между опорами шестернями а также направления

тангенциальных и радиальных усилий

При вычерчивании компоновочной схемы необходимо

ndash обеспечить достаточные осевые перемещения зубчатых колес муфт

переключающих устройств

ndash исключить одновременное включение зубчатых колес с двумя

смежными неподвижными колесами

ndash обеспечить доступную и быструю сборку и разборку легкую

регулировку опор зубчатых зацеплений Кроме того обеспечить хороший

доступ для осмотра деталей коробки и ремонта

ndash конструкцию корпуса выполнять удобной простой и технологичной

обеспечивающей простоту монтажа и демонтажа деталей и узлов коробок

ndash возможно большее число центров валов располагать по одним и тем же

вертикалям и горизонталям что обеспечивает наибольшую простоту

настройки станков при обработке посадочных отверстий в корпусах

ndash обеспечить наибольшую жесткость валов и опор для чего следует

расстояние между зубчатыми колѐсами и другими деталями принимать

наименьшими из допустимых

332 Составление расчетной схемы нагружения вала

Расчет валов в настоящих методических указаниях производится на ЭВМ

Программа расчета составлена для унифицированной схемы нагружения

двухопорного вала (рис35) двумя силами в пролете P0 и P1 и силами P2 и P3

приложенными на консольных участках Эти силы возникают в зубчатых

зацеплениях при передаче крутящего момента К такой схеме нагружения

можно привести большое число валов приняв для отсутствующих шестерен

силы равными нулю Расстояния между опорами валов и закрепленными на

32

Ри

с3

4 К

ом

пон

овочн

ая с

хем

а короб

ки

под

ач

а-раз

вер

тка

б-с

вер

тка

(од

ин

из

возм

ож

ны

х в

ари

анто

в)

33

Рис35 Расчетная унифицированная схема нагружения вала к программе ldquoВалrdquo

Рис36 Расчетная схема нагружения II вала в рассматриваемом примере

34

нем шестернями а также направление тангенциальных ( iT ) и радиальных ( iR )

усилий определяется с помощью компоновочной схемы При этом радиальные

усилия всегда направлены к центру рассчитываемого вала а тангенциальные

совпадают с направлением вращения ведущего колеса Все линейные размеры

( g l l 0 1 ) отсчитываются от II опоры причем для отсутствующих шестерен

они задаются равными 0 Углы i и i определяющие направления

радиальных iR и тангенциальных iT сил должны отсчитываться против

часовой стрелки от положительного направления оси Х выбранного так как

показано на схеме Для отсутствующих шестерен принимается 0i

571i рад (900 ) Начальные диаметры отсутствующих шестерен (Д = Д0

Д1hellip) принимаются равными бесконечности а практически ndash большой

величине например Д = 10000000 см При этом окружная и радиальная силы

получаются близкими к 0

На рис 36 показана расчетная схема нагружения II вала для нашего

примера

333 Порядок расчета вала с помощью унифицированных формул

Расчет стального сплошного вала на двух опорах из условия прочности

заключается в определении его диаметров в сечениях I 0 1 II (см рис35)

Последовательность расчета выполняемого по унифицированным

формулам программ следующая

1) Определение действующих в зацеплении сил

ii

Д

МT КР2 R T tgi i

o 20

2) Определение проекций сил на оси X и Y

X T Ri i i i i cos cos Y T Ri i i i i sin sin

3) Определение опорных реакций в плоскостях X ndash горизонтальная и

Y ndash вертикальная соответственно в опоре I и II

g

lxlxlxlxR

IX33221100

R x x x x RX XII I 0 1 2 3

g

lylylylyR

IY33221100

R y y y y RY YII I 0 1 2 3

Силы направленные на вал при принятом расположении осей координат

имеют знак laquo + raquo а от вала laquo ndash raquo Для реакций правило знаков противоположно

35

4) Определение изгибающих моментов в сечениях

над левой опорой (сечение I)

M x l gX I 2 2( ) M y l gYI

2 2( )

над правой опорой (сечение II)

M x lX II 3 3 M y lYII

3 3

под силой P0 (сечение 0)

)()( 00220

lgRllxMI

XX )()( 00220

lgRllyMI

YY

под силой P1 (сечение 1)

M x l l R lX XI II 3 1 3 1( ) M y l l R lY YI II

3 1 3 1( )

5) Определение суммарных изгибающих моментов

M M MI X YI I 2 2 M M MII X YII II 2 2

M M MX Y 02 2

0 0 M M MX Y1

2 2

1 1

6) Определение приведенных моментов ПРМ

Приведенные моменты определяются в каждом из 4-х сечений в

отдельности по формуле

22750 КРMMM iпрi где i = 0 1 I II

7) Определение диаметра вала в каждом из сечений производится по

зависимости

3

10 и

прii

Md

где ПРМ Н∙см [ и ] ndash допускаемое напряжение на изгиб МПа

334 Определение исходных данных для расчета валов

Указания по определению исходных данных для расчета валов приведены

в табл38 В ней же даны численные значения исходных параметров

36

Таблица 38

Исходные данные для расчета диаметров вала

Исходные

данные и

определя ndash

емые

величины

Обозна ndash

ения и

раз ndash

мерность

Расчетные

формулы

Указания по

выбору

Числовые

величины

(см пример)

Крутящий

момент на

рассчиты ndash

ваемом валу

MKP

Н∙м

MKP =

= 974000 N

n

п 313 2250

Марка

стали и

термообра ndash

ботка

Сталь 45

нормализованная

Табл39

[3 13 14]

ndash

Допускаемое

напряжение

на изгиб

[ ]u

МПа

ndash Рис37 и

табл39

[3 13 14]

775

Начальные

диаметры

колес

Д0 Д1 Д2 Д3

в расчетной

схеме

Д см Д = z m z ndash из

кинематичес ndash

кого расчета

mndash в п322

диаметры

отсутствую ndash

щих шестерен

Д = 10000000

Д0 =10000000

Д1 = 48

Д2 = 50

Д3 = 107

Расстояния

g l0 l1

l2 l3

в расчетной

схеме

g l

см

ndash п332 рис 35

(числовые

величины

см рис 36)

g0 = 102

l0 = 0

l1= 24

l2 = 135

l3 = 0

Углы

действия сил

i для iT

i для iR

i i

рад

ii0

0180

ii0

0180

где 0

i 0

i

ndash углы

измеренные

в градусах

п332 рис 35

(числовые

величины

см рис 36)

0 = 0

0 = 157

1 = 0

1 = 157

2 = 0785

2 = 2355

3 = 0

3 = 157

37

Таблица 39

Допускаемые напряжения на изгиб [ и ] для стальных валов (в МПа)

Источник

концентрации

напряжения

Диаметр

вала мм

Марка стали и термообработка

45

норм

45

улучш

40Х

улучш

40Х

закал

Насаженная на вал

деталь

(шестерня шкив)

с острыми кромками

15 775 850 900 950

30 750 825 875 925

45 725 800 850 900

60 700 775 825 875

75 675 750 800 850

90 650 725 775 825

Рис37 Номограмма для ориентированного определения

диаметров валов по крутящему моменту

38

необходимые для расчета II вала привода подач в рассматриваемом примере

При расчете валов на ЭВМ углы вводятся в программу в радианах

Если на участке вала действует только крутящий момент то при

составлении исходных данных следует задавать расстояние до шестерни

обусловливающей приложение этого момента величиной 01 см При этом

изгибающий момент от действия радиальной силы будет близок к 0

Например при расчете V вала рассматриваемой коробки подач

(см рис35 и 36) следует принять расстояние l3 = 01 см до шестерни

Д3 = zm = 02 ∙ 20 = 4 см соответственно приняв 3 = 0 и 3 = 157 рад

335 Указания по расчету валов на ЭВМ

Расчет диаметров валов в опасных сечениях I 0 1 II (рис35)

производится на ЭВМ по программе laquoВАЛraquo [20] исходные данные для

расчета по программе laquoВАЛraquo вводятся в режиме диалога с машиной При

расчете нескольких валов каждому файлу необходимо давать новое название

например PETROV1 PETROV2 PETROV3

В приложении В представлены распечатки ввода исходных данных и

результаты расчета диаметров II вала в рассматриваемом примере

Для перевода языка машины в принятые обозначения формул следует

руководствоваться табл 310

В целях удобства программирования di рассматриваются для всех

сечений по приведенному моменту Для сечений в которых не действует MKP

диаметр определяется по iM (без машины) Из всех полученных диаметров

выбирается наибольший и округляется до стандартного ряда

Для нашего примера принимаем d = 18 мм учитывая что этот диаметр

вала не окончательный и может измениться при окончательной

конструктивной проработке привода О выборе геометрических параметров

шлицевых валов сказано ниже в п 34

В курсовом проекте с помощью ЭВМ должны быть рассчитаны все валы

коробки подач В записке приводятся расчетные схемы валов и результаты

расчета (распечатки) по каждому валу

34 Выбор подшипников качения и прочих элементов привода

Выбор подшипников качения ведется по динамической грузоподъемности

C определяемой по формуле

P

CL

где L ndash число миллионов оборотов за расчетный срок службы подшипника

качения

39

Таблица 310

Соответствие символов в программе laquoВАЛraquo

обозначениям в расчетных формулах

Символ в

программе

Обозначение

в формулах

Размерность Наименование параметров

1 2 3 4

C MKp Н∙см Крутящий момент на

рассчитываемом валу

Q g см Расстояние между опорами

B [u ] МПа Допускаемое напряжение

на изгиб

M(I)

Di

см

Делительный диаметр i - го

колеса в точке приложения

силы Pi

F1(I) i рад Угол действия силы Ti

F2(I) i рад Угол действия силы Ri

T(I)

Ti

Н

Тангенциальная сила

действующая в точке

приложения силы Pi

R(I) Ri Н Радиальная сила в той же точке

X(I) X i Н Проекция сил на ось Х в точке

приложения силы Pi

Y(I) Yi Н Проекция сил на ось Y в той же

точке

G(0) RxI Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре I

G(1) RxII Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре II

B1(0) RyI Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

B1(1) RyII Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре II

L(0)

MxI

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре I

L(1) MxII Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре II

U(0) M yI Н∙см Изгибающий момент в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

40

Окончание табл 310

1 2 3 4

L(I) li см Расстояние между опорой II и

точкой приложения силы Pi

М1(0)

M X 0

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquo0raquo

М1(1) M X1 Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquoIraquo

М2(0)

MY0

Н∙см

Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIIraquo

М2(1) MY1 Н∙см Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIraquo

S(0) M I Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре I

S(1)

M II Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре II

S(2) M 0 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquo0raquo

S(3)

M1 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquoIraquo

P(0)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре I

P(1)

IIпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре II

P(2) 0прМ Н∙см Приведѐнный момент

в сечении laquo0raquo

P(3)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в

сечении laquoIraquo

A(0)

d I см Диаметр вала в опоре I

A(1)

d II см Диаметр вала в опоре II

A(2)

d0 см Диаметр вала в сечении laquo0raquo

A(3)

d1 см Диаметр вала в сечении laquoIraquo

41

P ndash расчетная нагрузка подшипника Н

C ndash динамическая грузоподъемность подшипника указанная в катало ndash

ге Н

ndash коэффициент (для шарикоподшипников = 3 для роликоподшип ndash

ников = 333)

Данная формула справедлива при n ge 10 обмин При n = 1 divide 10 обмин

расчет ведут по n = 10 обмин При n lt 1 обмин действующую нагрузку

рассматривают как статическую

Расчетный срок службы подшипника в часах выражается зависимостью

LL

nh

10

60

6

Задавшись Lh (для металлорежущих станков обычно Lh = 12000divide20000 ч)

из данной формулы определяют L затем вычислив P (см ниже) и зная

находят C После того ориентируясь на желаемые габариты и прежде всего на

диаметр шейки вала где должен быть установлен подшипник подбирают по

каталогу 21 наиболее близкий по величине C типоразмер подшипника

Расчетную нагрузку подшипника определяют по формуле

P X V F Y F K Kr a T ( )

где Fr ndash радиальная нагрузка Н

Fa ndash осевая нагрузка Н

X ndash безразмерный коэффициент радиальной нагрузки

Y ndash безразмерный коэффициент вращения (при вращении внутреннего

кольца V = 1 при вращении наружного ndash V = 12)

K ndash безразмерный коэффициент безопасности (для токарных станков

K = 1 ndash 12 для фрезерных ndash K = 13 ndash 18)

KT ndash безразмерный температурный коэффициент (при работе до 1250С

KT = 105)

В коробках подач обычно используют прямозубые колеса поэтому

формула для определения расчетной нагрузки без учета осевых сил примет

вид (при Fa = 0 X =1)

P V F K Kr T

Величина радиальной нагрузки подсчитывается по формуле

F R Rr Xi Yi 2 2

где RXi RYi ndash наибольшие по величине опорные реакции определяемые при

расчете вала (см приложение 3 соответственно G(0) B1(0) или G(1) B1(1))

42

Проведем подбор подшипников для II вала привода в рассматриваемом

примере Из распечатки результатов расчета вала выписываем наибольшие

опорные реакции G(0) = 7566 Н B1(0) = 12285 Н и определяем

Fr 757 6 1228 5 1443 32 2 Н

Для определения расчетной нагрузки принимаем V =1 K = 12 KT = 105

тогда P = 1∙14433∙12∙105 = 18188 Н Определяем L при известной частоте

вращения n = 45 обмин (см табл 31) и задавшись hL = 2000 ч

5410

456020000

10

6066

nhL

L млн оборотов

Динамическая грузоподъемность 868735461818 3 LPC Н

По расчетному значению C приняв диаметр шейки вала шd = 17 мм

(см приложение Б) выбираем по каталогу [21] подшипник 203 с

динамической грузоподъемностью C = 7520 Н

Выбор геометрических характеристик шлицевых валов [17 18 21 и др]

можно производить по ранее рассчитываемому на ЭВМ наибольшему

диаметру сплошного вала Желательно затем произвести проверочный расчет

шлицевого соединения по напряжениям смятия [14 21 и др]

При выборе и расчете шпоночных соединений следует использовать

работы [13 divide 15 21 и др] Сечение шпонки подбирают по диаметру вала

длину ndash обычно на 5 ndash 10 мм короче ступицы закрепляемой детали соедине ndash

ние проверяют на смятие

43

ПРИЛОЖЕНИЕ А

Нормальный ряд чисел в станкостроении (нормаль HII - I) со

знаменателем =106

1 ndash 106 ndash 112 ndash 118 ndash 125 ndash 132 ndash 14 ndash 15 ndash 16 ndash 17 ndash 18 ndash 19 ndash 2 ndash 212 ndash

225 ndash 235 ndash 25 ndash 265 ndash 28 ndash 3 ndash 315 ndash 335 ndash 355 ndash 375 ndash 4 ndash 425 ndash 45 ndash 475

ndash 5 ndash 53 ndash 56 ndash 6 ndash 63 ndash 67 ndash 71 ndash 75 ndash 8 ndash 85 ndash 9 ndash 95 ndash 10

Примечания

1 Числа высшего порядка получаются умножением или делением чисел нор-

мального ряда на 10 100 1000hellip

Например

01 ndash 0106 ndash 0112 hellip 10 ndash 106 ndash 112 hellip 100 ndash 106 ndash 112 hellip

2 Числа геометрического ряда с gt 106 образуются из ряда с = 106 по

зависимости вида

U i106

112 1062 141 1066 178 10610

126 1064 158 1068 2 10612

3 Образование нормального ряда чисел с заданным = 106 производится

путем выписывания каждого (i + 1) числа из которых с = 106 начиная с

минимального ndash заданного

Например

126 1064 при minn = 112

hellip112 ndash 14 ndash 18 ndash 225 ndash hellip ndash 9 ndash 95 ndash 10 ndash 106 hellip

6061411 при minn = 132

hellip132 ndash 19 ndash 265 ndash 375 ndash hellipndash 53 ndash 75 ndash 106 ndash 15 hellip

8061581 при minn = 125

hellip125 ndash 2 ndash 315 ndash 5 ndash hellip ndash 8 ndash 125 ndash 20 ndash 315 hellip

44

ПРИЛОЖЕНИЕ Б

Распечатка исходных данных и результатов расчета

шестерен коробки подач

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ1 BSV

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y=037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 20289 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 170

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 164

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 124

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 096

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 143

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 105

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ2 BSV

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 142

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 131

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 104

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 076

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 3389 S = 1130

45

Продолжение приложения Б

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 120

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 084

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ3 BSV

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 123

А= 0102 С = 120 L = 1

R= 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 072

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБ НОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 079

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ4 BSV

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 108

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 063

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

46

Окончание приложения Б

G = 10 F = 225 U = 138

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 069

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ5 BSV

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 175

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 106

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 128

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 061

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U= 4

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 147

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 067

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

47

ПРИЛОЖЕНИЕ В

Распечатка исходных данных и результатов расчета II вала коробки подач

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

С = 2250 Q = 102 В = 775

М (0) = 10000000 L (0) = 0 Fl (0) = 0 F2 (0) = 157

М (1) = 48 L (1) = 24 Fl (1) = 0 F2 (1) = 157

М (2) = 5 L (2) = 135 Fl (2) = 0785 F2 (2) = 2355

М (3) = 10000000 L (3) = 0 Fl (3) = 0 F2 (3) = 157

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЁТА

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

VAL2 BSS

G (0) = 75761 В1 (0) = 122849

L1 (0) = -133882 М1 (0) = 225065

U (0) = -286321 М2 (0) = 81749

G (1) = 58586 В1 (1) = -2023

L1 (1)=0 М1 (1) = 140606

U (1) = 0 М2 (1) = -4855

S (0) = 316076 Р (0) = 37131 А (0) = 168

S (1) = 0 Р (1) = 194855 А(1) = 135

S (2) = 239451 Р (2) = 308716 А (2) = 158

S (3) = 140690 Р (3) = 240338 А (3) = 145

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

48

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1 Киреев Г И Комплексный расчет коробок скоростей металлорежущих

станков на ЕС ndash ЭВМ методические указания по курсовому и дипломному

проектированию для студентов специальности 0501 Часть 1 Г И Киреев ndash

Ульяновск УлПИ 1984 ndash 43 с

2 Металлорежущие станки и автоматы учебник для машинострои ndash

тельных втузов под ред А С Проникова ndash М Машиностроение 1981 ndash

479 с

3 Тарзиманов Г А Проектирование металлорежущих станков ГА

Тарзиманов ndash М Машиностроение 1980 ndash 288 с

4 Тепинкичиев В К Металлорежущие станки В К Тепинкичиев ndash М

Машиностроение 1973 ndash 472 с

5 Металлорежущие станки учебник для машиностроительных вузов

под ред В Э Пуша ndash М Машиностроение 1985 ndash 575 с

6 Металлорежущие системы машиностроительных производств учебное

пособие для студентов техн вузов О В Таратынов Г Г Земсков И М

Таратынова ndash М Высш шк 1988 ndash 464 с

7 Кузнецов М М Проектирование автоматизированного производствен ndash

ного оборудования учебное пособие для вузов М М Кузнецов В А Усов

К С Стародубов ndash М Машиностроение 1987 ndash 288 с

8 Орликов М Л Металлорежущие станки курсовое и дипломное

проектирование М Л Орликов И Г Федоренко В Н Шишкин ndash Киев

Высш шк1987 ndash 152 с

9 ГОСТ 2701 ndash 76 Схемы Виды и типы Общие требования к

выполнению ndash М Изд ndash во стандартов 1976 ndash 12 с

10 ГОСТ 2703 ndash 88 Правила выполнения кинематических схем ndash М

Изд ndash во стандартов 1988 ndash 7 с

11 Пуш В Э Конструирование металлорежущих станков В Э Пуш ndash

М Машиностроение 1977 ndash 380 с

12 Каминская В В Станины и корпусные детали металлорежущих

станков В В Каминская З М Левиеа Д Н Решетов ndash М Машгиз 1960 ndash

362 с

13 Курсовое проектирование деталей машин справочное пособие часть I

и II А В Кузьмин И Н Макейчик Ф В Калачѐв и др ndash Минск Высш шк

1982 ndash 584 с

14 Анурьев В И Справочник конструктора ndash машиностроителя Т2

В И Анурьев ndash М Машиностроение 1982 ndash 584 с

15 Чернин И М Расчѐты деталей машин справочник И М Чернин

А В Кузьмин Г М Ицкевич ndash Минск Высш шк 1978 ndash 592 с

16 Детали и механизмы металлорежущих станков Т2 под общ ред

Д Н Решетова ndash М Машиностроение 1972 ndash 405 с

49

17 Серенсен С В Валы и оси Конструирование и расчет С В Серенсен

и др ndash М Машиностроение 1970 ndash 312 с

18 СТ СЭВ 185 ndash 75 Геометрические характеристики шлицевых

прямозубых соединений ndash М Изд ndash во стандартов 1975

19 СТ СЭВ 189 ndash 76 и СТ СЭВ 189 ndash 77 Размеры призматических

шпонок ndash М Изд ndash во стандартов 1976

20 Зубенко В Л Методические разработки к курсовому проектированию

по металлорежущим станкам В Л Зубенко М Я Цлаф ndash Куйбышев КПтИ

1978 ndash 32 с

21 Справочник металлиста В 5 т Т1 под общ ред С А Чернавского и

В Ф Рещикова ndash М Машиностроение 1976 ndash 768 с

22 Сена Л А Единицы физических величин и их размерности учебно-

справочное руководство ЛА Сена ndash 3-е изд перераб и доп ndash М Наука

Гл ред физ-мат лит 1988 ndash 432 с

23 Кочергин А И Конструирование и расчет металлорежущих станков и

станочных комплексов Курсовое проектирование учебное пособие для вузов

А И Кочергин ndash Минск Высш шк 1991 ndash 382 с

Учебное издание

РАСЧЕТ ПРИВОДОВ ПОДАЧ

МЕТАЛЛОРЕЖУЩИХ СТАНКОВ

Методические указания по курсовому

и дипломному проектированию

Составители Шестернинов Александр Владимирович

Горшков Геннадий Михайлович

Редактор НАЕвдокимова

Подписано в печать 30082007 Формат 60times8416 Услпечл302

Тираж 150 экз Заказ

Ульяновский государственный технический университет

432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Типография УлГТУ 432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Page 22: Расчет приводов подач металлорежущих станков. Методичка

23

Окончание табл 31

1 2 3 4 5

Коэффициент

переменности режима

нагрузок для расчета

модуля на изгиб

Kи реж

ndash

Рис 32

для сред ndash

него ре ndash

жима при

среднем

значении

NC 4 7 107

113

Длительный предел

выносливости зуба

при работе на изгиб

(для трех сталей)

σи пр МПа

ndash

Табл 32

[14]

1 ndash 180

2 ndash 460

3 ndash 300

Допускаемое

напряжение на изгиб

[σи] МПа [σи] =

= σи пр Kи реж

1 ndash 2029

2 ndash 5200

3 ndash 3389

Коэффициент

переменности режима

нагрузок для расчета

модуля на контакт ndash

ную прочность

Kк реж

ndash

Рис33

для сред ndash

него ре ndash

жима при

среднем

значении

NC

108

Длительный предел

контактной

выносливости (для

трех сталей)

σКД МПа

ndash

Табл33

[14]

1 ndash 500

2 ndash 1200

3 ndash 1050

Допускаемое

напряжение при

расчете на контакт ndash

ную прочность

[σк] МПа [σк] =

= σКД Kк реж

1 ndash 580

2 ndash 1300

3 ndash 1130

24

Таблица 32

Предел выносливости зубьев для цилиндрических колес

при расчете на изгиб ndash σи пр и контактную прочность ndash σКД

Марка стали

Вид термообработки

σи пр МПа

σКД МПа

40Х

40Х

40Х

50ХН

20Х

18ХГТ

20ХНМ

12ХН3А

25Х2ГНТА

25ХГТ

40Х

40ХФА

Нормализация

Улучшение

Закалка с нагревом ТВЧ

Закалка объемная

Цементация и закалка

То же

raquo

raquo

raquo

raquo

Азотирование (газовое)

То же

180

220

240

260

440

300

440

460

440

400

240

300

500

600

950

980

1150

1150

1200

1200

1200

1100

950

1050

Таблица 33

Значения КПД элементов передач

Элементы передач

КПД

Зубчатая передача

цилиндрическая со шлифованными зубьями

коническая

Червяная передача

Ременная передача

Цепная передача роликовой цепью

Передача винт-гайка

однозаходный винт

двухзаходный винт

Подшипник качения

Подшипник скольжения

099

097

07 ndash 09

095 ndash 098

096

045

065

0995

098 ndash 0985

25

Таблица 34

Коэффициент перегрузки ПK

Характеристика

привода условия

пуска и торможения

Характер процесса резания

равномерный

припуск

неравномерный

припуск

фрезерование

удары

Плавный пуск и

торможение с

помощью

фрикционных муфт

или наличие упругих

и демпфирующих

элементов или

наличие ременной

передачи

10

11 ndash 13

14

Резкий пуск и

торможение

непосредственно от

асинхронного эл

двигателя или

возможность частого

соударения зубьев

при переключении

на ходу

11 ndash 17

12 ndash 17

17

Таблица 35

Коэффициент динамичности ndash ДK для стальных

прямозубых цилиндрических колес

Степень

точности

передачи

Окружная скорость колеса мс

1 ndash 3 3 ndash 6 6 ndash 9 9 ndash 12

6 10 ndash 105 105 ndash 11 11 ndash 115 115 ndash 125

7 105 11 ndash 115 115 ndash 125 12 ndash 135

8 105 ndash 11 115 ndash 12 12 ndash 135 ndash

26

Таблица 36

Средние значения коэффициента неравномерности распределения

нагрузки НРK для стальных прямозубых цилиндрических колес

Отношение

z

в

Расположение зубчатого колеса

симметрично

относительно

опор

вблизи одной

опоры

(вал жесткий)

вблизи одной

опоры

(вал средней

жесткости)

на

консоли

02 10 10 11 12

04 105 11 12 14

06 11 115 13 17

08 115 12 145 20

12 125 14 17 ndash

16 14 16 ndash ndash

20 16 ndash ndash ndash

Рис31 Зависимость коэффициента формы зуба УН от числа

зубьев Z и коэффициента смещения ξ (для некор ndash

регированных колес ξ = 0)

27

Ри

с32

З

ави

сим

ост

ь к

оэф

фи

ци

ента

пер

емен

ност

и р

ежи

ма

наг

рузо

к К

и р

еж

о

т чи

сла

ци

клов н

агруж

ени

я N

c

__________

цем

ента

ци

я

_ _

_ _

_ _

_ у

луч

шен

ие

норм

али

зац

ия за

кал

ка

азо

тирован

ие

1 ndash

сред

нел

егки

й р

ежи

м р

аботы

2 ndash

сред

ни

й р

ежи

м р

аботы

3 ndash

сред

нет

яж

елы

й р

ежи

м р

аботы

28

Ри

с32

З

ави

сим

ост

ь к

оэф

фи

ци

ента

пер

емен

ност

и р

ежи

ма

наг

рузо

к К

и р

еж

о

т чи

сла

ци

клов н

агруж

ени

я N

c

__________

цем

ента

ци

я

_ _

_ _

_ _

_ у

луч

шен

ие

норм

али

зац

ия за

кал

ка

азо

тирован

ие

1 ndash

сред

нел

егки

й р

ежи

м р

аботы

2 ndash

сред

ни

й р

ежи

м р

аботы

3 ndash

сред

нет

яж

елы

й р

ежи

м р

аботы

29

Для каждой зубчатой передачи следует провести два ndash три расчета

используя материалы с разными прочностными характеристиками В

результате будут получены два ndash три разных модуля Это позволит например

сконструировать коробку подач меньших габаритов и веса применив для

колес более прочный и дорогой материал С другой стороны можно

изготовить коробку с зубчатыми передачами имеющими один модуль путем

подбора материалов с разными прочностными свойствами Окончательное же

решение по обоснованному выбору марок сталей следует производить на

основе технико-экономических расчетов

При изложении материала в пояснительной записке по п321 следует

придерживаться порядка приведенного в табл 31

В случае использования справочных данных выраженных во

внесистемных единицах измерения для перевода их размерностей в единицы

СИ необходимо руководствоваться справочником [22]

322 Указания по расчету зубчатых колес на ЭВМ

Расчет модулей зубчатых колес из различных материалов производится на

ЭВМ по программе laquoШестерняraquo [20] Исходные данные для расчета колес по

программе laquoШестерняraquo вводятся в режиме диалога с машиной

В приложении Б представлены распечатки ввода исходных данных и

результаты расчѐта модулей колес в рассматриваемом примере Эти

распечатки вклеиваются в записку Для перевода символов языка машины в

принятые обозначения формул следует руководствоваться табл 37

Анализируем результаты расчета и принимаем в качестве материала

зубчатых колес сталь 40Х нормализованную В этом случае расчетные

значения laquoизгибногоraquo модуля составят соответственно иm = 17 142 137

137 175 мм Принимаем для всех колес коробки модуль равный 2 мм

Следует отметить что модули колес меньше 15 мм в коробке подач

рассматриваемых станков применять не рекомендуется

33 Расчет валов привода

Расчет валов привода подач заключается в определении их диаметров из

условия прочности и содержит целый ряд промежуточных этапов

Необходимо отметить что данный расчет является проектировочным т е

служит для предварительного определения диаметров вала которые в

дальнейшем уточняются при выборе подшипников зубчатых колес расчете

шпонок шлицев и др

331 Разработка компоновочной схемы

Для расчета вала необходимо располагать расчетной схемой его

30

Таблица 37

Соответствие символов в программе laquoШестерняraquo

обозначениям в расчетных формулах

Символ в

программе

Обозначение

в

формулах

Размерность Наименование параметров

1 2 3 4

A Ni кВт Мощность передаваемая i - м валом ( i = 1+У)

C Kn ndash

Коэффициент перегрузки

L KDi ndash

Коэффициент

динамичности

R

KHPi

ndash

Коэффициент

неравномерности

распределения нагрузки

Y НiУ ndash

Коэффициент формы зуба

Z Zi ndash

Число зубьев i - й

шестерни

G вi

ndash

Коэффициент ширины

зубчатого венца

F ni обмин Частота вращения

U ii ndash

Передаточное число

зубчатой пары

W [ ]u ij МПа Допускаемое напряжение

на изгиб

S [ ]K ij МПа Допускаемое напряжение

контактное

M1 muij мм Модуль laquoизгибнойraquo

M2 кijm мм Модуль laquoконтактныйraquo

31

нагружения которая выполняется на основе предварительно разработанной

компоновочной схемы коробки подач Компоновочная схема или эскизная

компоновка выполняется в виде развертки по валам и свертки определяющей

пространственное расположение валов (см рис 34) Эта схема вычерчивается

в произвольном масштабе и в обязательном порядке помещается в записку

При ее разработке следует использовать чертежи привода подач базового

станка чтобы осуществить по возможности наиболее близкую компоновку

разрабатываемой коробки к имеющейся Кроме того необходимо пользоваться

рекомендациями работ [31517] по выбору конструктивных параметров

зубчатых колѐс и других элементов привода

На рис 34 изображена компоновочная схема коробки подач

рассматриваемого примера Там же приведены некоторые рекомендации по

выбору конструктивных параметров В зацеплении показываются те зубчатые

колеса которые соответствуют расчѐтной ветви на графике подач

(см рис 21) С помощью этой схемы могут быть определены все

необходимые расстояния между опорами шестернями а также направления

тангенциальных и радиальных усилий

При вычерчивании компоновочной схемы необходимо

ndash обеспечить достаточные осевые перемещения зубчатых колес муфт

переключающих устройств

ndash исключить одновременное включение зубчатых колес с двумя

смежными неподвижными колесами

ndash обеспечить доступную и быструю сборку и разборку легкую

регулировку опор зубчатых зацеплений Кроме того обеспечить хороший

доступ для осмотра деталей коробки и ремонта

ndash конструкцию корпуса выполнять удобной простой и технологичной

обеспечивающей простоту монтажа и демонтажа деталей и узлов коробок

ndash возможно большее число центров валов располагать по одним и тем же

вертикалям и горизонталям что обеспечивает наибольшую простоту

настройки станков при обработке посадочных отверстий в корпусах

ndash обеспечить наибольшую жесткость валов и опор для чего следует

расстояние между зубчатыми колѐсами и другими деталями принимать

наименьшими из допустимых

332 Составление расчетной схемы нагружения вала

Расчет валов в настоящих методических указаниях производится на ЭВМ

Программа расчета составлена для унифицированной схемы нагружения

двухопорного вала (рис35) двумя силами в пролете P0 и P1 и силами P2 и P3

приложенными на консольных участках Эти силы возникают в зубчатых

зацеплениях при передаче крутящего момента К такой схеме нагружения

можно привести большое число валов приняв для отсутствующих шестерен

силы равными нулю Расстояния между опорами валов и закрепленными на

32

Ри

с3

4 К

ом

пон

овочн

ая с

хем

а короб

ки

под

ач

а-раз

вер

тка

б-с

вер

тка

(од

ин

из

возм

ож

ны

х в

ари

анто

в)

33

Рис35 Расчетная унифицированная схема нагружения вала к программе ldquoВалrdquo

Рис36 Расчетная схема нагружения II вала в рассматриваемом примере

34

нем шестернями а также направление тангенциальных ( iT ) и радиальных ( iR )

усилий определяется с помощью компоновочной схемы При этом радиальные

усилия всегда направлены к центру рассчитываемого вала а тангенциальные

совпадают с направлением вращения ведущего колеса Все линейные размеры

( g l l 0 1 ) отсчитываются от II опоры причем для отсутствующих шестерен

они задаются равными 0 Углы i и i определяющие направления

радиальных iR и тангенциальных iT сил должны отсчитываться против

часовой стрелки от положительного направления оси Х выбранного так как

показано на схеме Для отсутствующих шестерен принимается 0i

571i рад (900 ) Начальные диаметры отсутствующих шестерен (Д = Д0

Д1hellip) принимаются равными бесконечности а практически ndash большой

величине например Д = 10000000 см При этом окружная и радиальная силы

получаются близкими к 0

На рис 36 показана расчетная схема нагружения II вала для нашего

примера

333 Порядок расчета вала с помощью унифицированных формул

Расчет стального сплошного вала на двух опорах из условия прочности

заключается в определении его диаметров в сечениях I 0 1 II (см рис35)

Последовательность расчета выполняемого по унифицированным

формулам программ следующая

1) Определение действующих в зацеплении сил

ii

Д

МT КР2 R T tgi i

o 20

2) Определение проекций сил на оси X и Y

X T Ri i i i i cos cos Y T Ri i i i i sin sin

3) Определение опорных реакций в плоскостях X ndash горизонтальная и

Y ndash вертикальная соответственно в опоре I и II

g

lxlxlxlxR

IX33221100

R x x x x RX XII I 0 1 2 3

g

lylylylyR

IY33221100

R y y y y RY YII I 0 1 2 3

Силы направленные на вал при принятом расположении осей координат

имеют знак laquo + raquo а от вала laquo ndash raquo Для реакций правило знаков противоположно

35

4) Определение изгибающих моментов в сечениях

над левой опорой (сечение I)

M x l gX I 2 2( ) M y l gYI

2 2( )

над правой опорой (сечение II)

M x lX II 3 3 M y lYII

3 3

под силой P0 (сечение 0)

)()( 00220

lgRllxMI

XX )()( 00220

lgRllyMI

YY

под силой P1 (сечение 1)

M x l l R lX XI II 3 1 3 1( ) M y l l R lY YI II

3 1 3 1( )

5) Определение суммарных изгибающих моментов

M M MI X YI I 2 2 M M MII X YII II 2 2

M M MX Y 02 2

0 0 M M MX Y1

2 2

1 1

6) Определение приведенных моментов ПРМ

Приведенные моменты определяются в каждом из 4-х сечений в

отдельности по формуле

22750 КРMMM iпрi где i = 0 1 I II

7) Определение диаметра вала в каждом из сечений производится по

зависимости

3

10 и

прii

Md

где ПРМ Н∙см [ и ] ndash допускаемое напряжение на изгиб МПа

334 Определение исходных данных для расчета валов

Указания по определению исходных данных для расчета валов приведены

в табл38 В ней же даны численные значения исходных параметров

36

Таблица 38

Исходные данные для расчета диаметров вала

Исходные

данные и

определя ndash

емые

величины

Обозна ndash

ения и

раз ndash

мерность

Расчетные

формулы

Указания по

выбору

Числовые

величины

(см пример)

Крутящий

момент на

рассчиты ndash

ваемом валу

MKP

Н∙м

MKP =

= 974000 N

n

п 313 2250

Марка

стали и

термообра ndash

ботка

Сталь 45

нормализованная

Табл39

[3 13 14]

ndash

Допускаемое

напряжение

на изгиб

[ ]u

МПа

ndash Рис37 и

табл39

[3 13 14]

775

Начальные

диаметры

колес

Д0 Д1 Д2 Д3

в расчетной

схеме

Д см Д = z m z ndash из

кинематичес ndash

кого расчета

mndash в п322

диаметры

отсутствую ndash

щих шестерен

Д = 10000000

Д0 =10000000

Д1 = 48

Д2 = 50

Д3 = 107

Расстояния

g l0 l1

l2 l3

в расчетной

схеме

g l

см

ndash п332 рис 35

(числовые

величины

см рис 36)

g0 = 102

l0 = 0

l1= 24

l2 = 135

l3 = 0

Углы

действия сил

i для iT

i для iR

i i

рад

ii0

0180

ii0

0180

где 0

i 0

i

ndash углы

измеренные

в градусах

п332 рис 35

(числовые

величины

см рис 36)

0 = 0

0 = 157

1 = 0

1 = 157

2 = 0785

2 = 2355

3 = 0

3 = 157

37

Таблица 39

Допускаемые напряжения на изгиб [ и ] для стальных валов (в МПа)

Источник

концентрации

напряжения

Диаметр

вала мм

Марка стали и термообработка

45

норм

45

улучш

40Х

улучш

40Х

закал

Насаженная на вал

деталь

(шестерня шкив)

с острыми кромками

15 775 850 900 950

30 750 825 875 925

45 725 800 850 900

60 700 775 825 875

75 675 750 800 850

90 650 725 775 825

Рис37 Номограмма для ориентированного определения

диаметров валов по крутящему моменту

38

необходимые для расчета II вала привода подач в рассматриваемом примере

При расчете валов на ЭВМ углы вводятся в программу в радианах

Если на участке вала действует только крутящий момент то при

составлении исходных данных следует задавать расстояние до шестерни

обусловливающей приложение этого момента величиной 01 см При этом

изгибающий момент от действия радиальной силы будет близок к 0

Например при расчете V вала рассматриваемой коробки подач

(см рис35 и 36) следует принять расстояние l3 = 01 см до шестерни

Д3 = zm = 02 ∙ 20 = 4 см соответственно приняв 3 = 0 и 3 = 157 рад

335 Указания по расчету валов на ЭВМ

Расчет диаметров валов в опасных сечениях I 0 1 II (рис35)

производится на ЭВМ по программе laquoВАЛraquo [20] исходные данные для

расчета по программе laquoВАЛraquo вводятся в режиме диалога с машиной При

расчете нескольких валов каждому файлу необходимо давать новое название

например PETROV1 PETROV2 PETROV3

В приложении В представлены распечатки ввода исходных данных и

результаты расчета диаметров II вала в рассматриваемом примере

Для перевода языка машины в принятые обозначения формул следует

руководствоваться табл 310

В целях удобства программирования di рассматриваются для всех

сечений по приведенному моменту Для сечений в которых не действует MKP

диаметр определяется по iM (без машины) Из всех полученных диаметров

выбирается наибольший и округляется до стандартного ряда

Для нашего примера принимаем d = 18 мм учитывая что этот диаметр

вала не окончательный и может измениться при окончательной

конструктивной проработке привода О выборе геометрических параметров

шлицевых валов сказано ниже в п 34

В курсовом проекте с помощью ЭВМ должны быть рассчитаны все валы

коробки подач В записке приводятся расчетные схемы валов и результаты

расчета (распечатки) по каждому валу

34 Выбор подшипников качения и прочих элементов привода

Выбор подшипников качения ведется по динамической грузоподъемности

C определяемой по формуле

P

CL

где L ndash число миллионов оборотов за расчетный срок службы подшипника

качения

39

Таблица 310

Соответствие символов в программе laquoВАЛraquo

обозначениям в расчетных формулах

Символ в

программе

Обозначение

в формулах

Размерность Наименование параметров

1 2 3 4

C MKp Н∙см Крутящий момент на

рассчитываемом валу

Q g см Расстояние между опорами

B [u ] МПа Допускаемое напряжение

на изгиб

M(I)

Di

см

Делительный диаметр i - го

колеса в точке приложения

силы Pi

F1(I) i рад Угол действия силы Ti

F2(I) i рад Угол действия силы Ri

T(I)

Ti

Н

Тангенциальная сила

действующая в точке

приложения силы Pi

R(I) Ri Н Радиальная сила в той же точке

X(I) X i Н Проекция сил на ось Х в точке

приложения силы Pi

Y(I) Yi Н Проекция сил на ось Y в той же

точке

G(0) RxI Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре I

G(1) RxII Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре II

B1(0) RyI Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

B1(1) RyII Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре II

L(0)

MxI

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре I

L(1) MxII Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре II

U(0) M yI Н∙см Изгибающий момент в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

40

Окончание табл 310

1 2 3 4

L(I) li см Расстояние между опорой II и

точкой приложения силы Pi

М1(0)

M X 0

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquo0raquo

М1(1) M X1 Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquoIraquo

М2(0)

MY0

Н∙см

Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIIraquo

М2(1) MY1 Н∙см Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIraquo

S(0) M I Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре I

S(1)

M II Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре II

S(2) M 0 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquo0raquo

S(3)

M1 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquoIraquo

P(0)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре I

P(1)

IIпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре II

P(2) 0прМ Н∙см Приведѐнный момент

в сечении laquo0raquo

P(3)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в

сечении laquoIraquo

A(0)

d I см Диаметр вала в опоре I

A(1)

d II см Диаметр вала в опоре II

A(2)

d0 см Диаметр вала в сечении laquo0raquo

A(3)

d1 см Диаметр вала в сечении laquoIraquo

41

P ndash расчетная нагрузка подшипника Н

C ndash динамическая грузоподъемность подшипника указанная в катало ndash

ге Н

ndash коэффициент (для шарикоподшипников = 3 для роликоподшип ndash

ников = 333)

Данная формула справедлива при n ge 10 обмин При n = 1 divide 10 обмин

расчет ведут по n = 10 обмин При n lt 1 обмин действующую нагрузку

рассматривают как статическую

Расчетный срок службы подшипника в часах выражается зависимостью

LL

nh

10

60

6

Задавшись Lh (для металлорежущих станков обычно Lh = 12000divide20000 ч)

из данной формулы определяют L затем вычислив P (см ниже) и зная

находят C После того ориентируясь на желаемые габариты и прежде всего на

диаметр шейки вала где должен быть установлен подшипник подбирают по

каталогу 21 наиболее близкий по величине C типоразмер подшипника

Расчетную нагрузку подшипника определяют по формуле

P X V F Y F K Kr a T ( )

где Fr ndash радиальная нагрузка Н

Fa ndash осевая нагрузка Н

X ndash безразмерный коэффициент радиальной нагрузки

Y ndash безразмерный коэффициент вращения (при вращении внутреннего

кольца V = 1 при вращении наружного ndash V = 12)

K ndash безразмерный коэффициент безопасности (для токарных станков

K = 1 ndash 12 для фрезерных ndash K = 13 ndash 18)

KT ndash безразмерный температурный коэффициент (при работе до 1250С

KT = 105)

В коробках подач обычно используют прямозубые колеса поэтому

формула для определения расчетной нагрузки без учета осевых сил примет

вид (при Fa = 0 X =1)

P V F K Kr T

Величина радиальной нагрузки подсчитывается по формуле

F R Rr Xi Yi 2 2

где RXi RYi ndash наибольшие по величине опорные реакции определяемые при

расчете вала (см приложение 3 соответственно G(0) B1(0) или G(1) B1(1))

42

Проведем подбор подшипников для II вала привода в рассматриваемом

примере Из распечатки результатов расчета вала выписываем наибольшие

опорные реакции G(0) = 7566 Н B1(0) = 12285 Н и определяем

Fr 757 6 1228 5 1443 32 2 Н

Для определения расчетной нагрузки принимаем V =1 K = 12 KT = 105

тогда P = 1∙14433∙12∙105 = 18188 Н Определяем L при известной частоте

вращения n = 45 обмин (см табл 31) и задавшись hL = 2000 ч

5410

456020000

10

6066

nhL

L млн оборотов

Динамическая грузоподъемность 868735461818 3 LPC Н

По расчетному значению C приняв диаметр шейки вала шd = 17 мм

(см приложение Б) выбираем по каталогу [21] подшипник 203 с

динамической грузоподъемностью C = 7520 Н

Выбор геометрических характеристик шлицевых валов [17 18 21 и др]

можно производить по ранее рассчитываемому на ЭВМ наибольшему

диаметру сплошного вала Желательно затем произвести проверочный расчет

шлицевого соединения по напряжениям смятия [14 21 и др]

При выборе и расчете шпоночных соединений следует использовать

работы [13 divide 15 21 и др] Сечение шпонки подбирают по диаметру вала

длину ndash обычно на 5 ndash 10 мм короче ступицы закрепляемой детали соедине ndash

ние проверяют на смятие

43

ПРИЛОЖЕНИЕ А

Нормальный ряд чисел в станкостроении (нормаль HII - I) со

знаменателем =106

1 ndash 106 ndash 112 ndash 118 ndash 125 ndash 132 ndash 14 ndash 15 ndash 16 ndash 17 ndash 18 ndash 19 ndash 2 ndash 212 ndash

225 ndash 235 ndash 25 ndash 265 ndash 28 ndash 3 ndash 315 ndash 335 ndash 355 ndash 375 ndash 4 ndash 425 ndash 45 ndash 475

ndash 5 ndash 53 ndash 56 ndash 6 ndash 63 ndash 67 ndash 71 ndash 75 ndash 8 ndash 85 ndash 9 ndash 95 ndash 10

Примечания

1 Числа высшего порядка получаются умножением или делением чисел нор-

мального ряда на 10 100 1000hellip

Например

01 ndash 0106 ndash 0112 hellip 10 ndash 106 ndash 112 hellip 100 ndash 106 ndash 112 hellip

2 Числа геометрического ряда с gt 106 образуются из ряда с = 106 по

зависимости вида

U i106

112 1062 141 1066 178 10610

126 1064 158 1068 2 10612

3 Образование нормального ряда чисел с заданным = 106 производится

путем выписывания каждого (i + 1) числа из которых с = 106 начиная с

минимального ndash заданного

Например

126 1064 при minn = 112

hellip112 ndash 14 ndash 18 ndash 225 ndash hellip ndash 9 ndash 95 ndash 10 ndash 106 hellip

6061411 при minn = 132

hellip132 ndash 19 ndash 265 ndash 375 ndash hellipndash 53 ndash 75 ndash 106 ndash 15 hellip

8061581 при minn = 125

hellip125 ndash 2 ndash 315 ndash 5 ndash hellip ndash 8 ndash 125 ndash 20 ndash 315 hellip

44

ПРИЛОЖЕНИЕ Б

Распечатка исходных данных и результатов расчета

шестерен коробки подач

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ1 BSV

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y=037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 20289 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 170

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 164

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 124

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 096

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 143

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 105

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ2 BSV

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 142

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 131

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 104

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 076

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 3389 S = 1130

45

Продолжение приложения Б

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 120

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 084

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ3 BSV

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 123

А= 0102 С = 120 L = 1

R= 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 072

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБ НОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 079

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ4 BSV

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 108

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 063

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

46

Окончание приложения Б

G = 10 F = 225 U = 138

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 069

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ5 BSV

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 175

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 106

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 128

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 061

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U= 4

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 147

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 067

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

47

ПРИЛОЖЕНИЕ В

Распечатка исходных данных и результатов расчета II вала коробки подач

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

С = 2250 Q = 102 В = 775

М (0) = 10000000 L (0) = 0 Fl (0) = 0 F2 (0) = 157

М (1) = 48 L (1) = 24 Fl (1) = 0 F2 (1) = 157

М (2) = 5 L (2) = 135 Fl (2) = 0785 F2 (2) = 2355

М (3) = 10000000 L (3) = 0 Fl (3) = 0 F2 (3) = 157

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЁТА

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

VAL2 BSS

G (0) = 75761 В1 (0) = 122849

L1 (0) = -133882 М1 (0) = 225065

U (0) = -286321 М2 (0) = 81749

G (1) = 58586 В1 (1) = -2023

L1 (1)=0 М1 (1) = 140606

U (1) = 0 М2 (1) = -4855

S (0) = 316076 Р (0) = 37131 А (0) = 168

S (1) = 0 Р (1) = 194855 А(1) = 135

S (2) = 239451 Р (2) = 308716 А (2) = 158

S (3) = 140690 Р (3) = 240338 А (3) = 145

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

48

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1 Киреев Г И Комплексный расчет коробок скоростей металлорежущих

станков на ЕС ndash ЭВМ методические указания по курсовому и дипломному

проектированию для студентов специальности 0501 Часть 1 Г И Киреев ndash

Ульяновск УлПИ 1984 ndash 43 с

2 Металлорежущие станки и автоматы учебник для машинострои ndash

тельных втузов под ред А С Проникова ndash М Машиностроение 1981 ndash

479 с

3 Тарзиманов Г А Проектирование металлорежущих станков ГА

Тарзиманов ndash М Машиностроение 1980 ndash 288 с

4 Тепинкичиев В К Металлорежущие станки В К Тепинкичиев ndash М

Машиностроение 1973 ndash 472 с

5 Металлорежущие станки учебник для машиностроительных вузов

под ред В Э Пуша ndash М Машиностроение 1985 ndash 575 с

6 Металлорежущие системы машиностроительных производств учебное

пособие для студентов техн вузов О В Таратынов Г Г Земсков И М

Таратынова ndash М Высш шк 1988 ndash 464 с

7 Кузнецов М М Проектирование автоматизированного производствен ndash

ного оборудования учебное пособие для вузов М М Кузнецов В А Усов

К С Стародубов ndash М Машиностроение 1987 ndash 288 с

8 Орликов М Л Металлорежущие станки курсовое и дипломное

проектирование М Л Орликов И Г Федоренко В Н Шишкин ndash Киев

Высш шк1987 ndash 152 с

9 ГОСТ 2701 ndash 76 Схемы Виды и типы Общие требования к

выполнению ndash М Изд ndash во стандартов 1976 ndash 12 с

10 ГОСТ 2703 ndash 88 Правила выполнения кинематических схем ndash М

Изд ndash во стандартов 1988 ndash 7 с

11 Пуш В Э Конструирование металлорежущих станков В Э Пуш ndash

М Машиностроение 1977 ndash 380 с

12 Каминская В В Станины и корпусные детали металлорежущих

станков В В Каминская З М Левиеа Д Н Решетов ndash М Машгиз 1960 ndash

362 с

13 Курсовое проектирование деталей машин справочное пособие часть I

и II А В Кузьмин И Н Макейчик Ф В Калачѐв и др ndash Минск Высш шк

1982 ndash 584 с

14 Анурьев В И Справочник конструктора ndash машиностроителя Т2

В И Анурьев ndash М Машиностроение 1982 ndash 584 с

15 Чернин И М Расчѐты деталей машин справочник И М Чернин

А В Кузьмин Г М Ицкевич ndash Минск Высш шк 1978 ndash 592 с

16 Детали и механизмы металлорежущих станков Т2 под общ ред

Д Н Решетова ndash М Машиностроение 1972 ndash 405 с

49

17 Серенсен С В Валы и оси Конструирование и расчет С В Серенсен

и др ndash М Машиностроение 1970 ndash 312 с

18 СТ СЭВ 185 ndash 75 Геометрические характеристики шлицевых

прямозубых соединений ndash М Изд ndash во стандартов 1975

19 СТ СЭВ 189 ndash 76 и СТ СЭВ 189 ndash 77 Размеры призматических

шпонок ndash М Изд ndash во стандартов 1976

20 Зубенко В Л Методические разработки к курсовому проектированию

по металлорежущим станкам В Л Зубенко М Я Цлаф ndash Куйбышев КПтИ

1978 ndash 32 с

21 Справочник металлиста В 5 т Т1 под общ ред С А Чернавского и

В Ф Рещикова ndash М Машиностроение 1976 ndash 768 с

22 Сена Л А Единицы физических величин и их размерности учебно-

справочное руководство ЛА Сена ndash 3-е изд перераб и доп ndash М Наука

Гл ред физ-мат лит 1988 ndash 432 с

23 Кочергин А И Конструирование и расчет металлорежущих станков и

станочных комплексов Курсовое проектирование учебное пособие для вузов

А И Кочергин ndash Минск Высш шк 1991 ndash 382 с

Учебное издание

РАСЧЕТ ПРИВОДОВ ПОДАЧ

МЕТАЛЛОРЕЖУЩИХ СТАНКОВ

Методические указания по курсовому

и дипломному проектированию

Составители Шестернинов Александр Владимирович

Горшков Геннадий Михайлович

Редактор НАЕвдокимова

Подписано в печать 30082007 Формат 60times8416 Услпечл302

Тираж 150 экз Заказ

Ульяновский государственный технический университет

432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Типография УлГТУ 432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Page 23: Расчет приводов подач металлорежущих станков. Методичка

24

Таблица 32

Предел выносливости зубьев для цилиндрических колес

при расчете на изгиб ndash σи пр и контактную прочность ndash σКД

Марка стали

Вид термообработки

σи пр МПа

σКД МПа

40Х

40Х

40Х

50ХН

20Х

18ХГТ

20ХНМ

12ХН3А

25Х2ГНТА

25ХГТ

40Х

40ХФА

Нормализация

Улучшение

Закалка с нагревом ТВЧ

Закалка объемная

Цементация и закалка

То же

raquo

raquo

raquo

raquo

Азотирование (газовое)

То же

180

220

240

260

440

300

440

460

440

400

240

300

500

600

950

980

1150

1150

1200

1200

1200

1100

950

1050

Таблица 33

Значения КПД элементов передач

Элементы передач

КПД

Зубчатая передача

цилиндрическая со шлифованными зубьями

коническая

Червяная передача

Ременная передача

Цепная передача роликовой цепью

Передача винт-гайка

однозаходный винт

двухзаходный винт

Подшипник качения

Подшипник скольжения

099

097

07 ndash 09

095 ndash 098

096

045

065

0995

098 ndash 0985

25

Таблица 34

Коэффициент перегрузки ПK

Характеристика

привода условия

пуска и торможения

Характер процесса резания

равномерный

припуск

неравномерный

припуск

фрезерование

удары

Плавный пуск и

торможение с

помощью

фрикционных муфт

или наличие упругих

и демпфирующих

элементов или

наличие ременной

передачи

10

11 ndash 13

14

Резкий пуск и

торможение

непосредственно от

асинхронного эл

двигателя или

возможность частого

соударения зубьев

при переключении

на ходу

11 ndash 17

12 ndash 17

17

Таблица 35

Коэффициент динамичности ndash ДK для стальных

прямозубых цилиндрических колес

Степень

точности

передачи

Окружная скорость колеса мс

1 ndash 3 3 ndash 6 6 ndash 9 9 ndash 12

6 10 ndash 105 105 ndash 11 11 ndash 115 115 ndash 125

7 105 11 ndash 115 115 ndash 125 12 ndash 135

8 105 ndash 11 115 ndash 12 12 ndash 135 ndash

26

Таблица 36

Средние значения коэффициента неравномерности распределения

нагрузки НРK для стальных прямозубых цилиндрических колес

Отношение

z

в

Расположение зубчатого колеса

симметрично

относительно

опор

вблизи одной

опоры

(вал жесткий)

вблизи одной

опоры

(вал средней

жесткости)

на

консоли

02 10 10 11 12

04 105 11 12 14

06 11 115 13 17

08 115 12 145 20

12 125 14 17 ndash

16 14 16 ndash ndash

20 16 ndash ndash ndash

Рис31 Зависимость коэффициента формы зуба УН от числа

зубьев Z и коэффициента смещения ξ (для некор ndash

регированных колес ξ = 0)

27

Ри

с32

З

ави

сим

ост

ь к

оэф

фи

ци

ента

пер

емен

ност

и р

ежи

ма

наг

рузо

к К

и р

еж

о

т чи

сла

ци

клов н

агруж

ени

я N

c

__________

цем

ента

ци

я

_ _

_ _

_ _

_ у

луч

шен

ие

норм

али

зац

ия за

кал

ка

азо

тирован

ие

1 ndash

сред

нел

егки

й р

ежи

м р

аботы

2 ndash

сред

ни

й р

ежи

м р

аботы

3 ndash

сред

нет

яж

елы

й р

ежи

м р

аботы

28

Ри

с32

З

ави

сим

ост

ь к

оэф

фи

ци

ента

пер

емен

ност

и р

ежи

ма

наг

рузо

к К

и р

еж

о

т чи

сла

ци

клов н

агруж

ени

я N

c

__________

цем

ента

ци

я

_ _

_ _

_ _

_ у

луч

шен

ие

норм

али

зац

ия за

кал

ка

азо

тирован

ие

1 ndash

сред

нел

егки

й р

ежи

м р

аботы

2 ndash

сред

ни

й р

ежи

м р

аботы

3 ndash

сред

нет

яж

елы

й р

ежи

м р

аботы

29

Для каждой зубчатой передачи следует провести два ndash три расчета

используя материалы с разными прочностными характеристиками В

результате будут получены два ndash три разных модуля Это позволит например

сконструировать коробку подач меньших габаритов и веса применив для

колес более прочный и дорогой материал С другой стороны можно

изготовить коробку с зубчатыми передачами имеющими один модуль путем

подбора материалов с разными прочностными свойствами Окончательное же

решение по обоснованному выбору марок сталей следует производить на

основе технико-экономических расчетов

При изложении материала в пояснительной записке по п321 следует

придерживаться порядка приведенного в табл 31

В случае использования справочных данных выраженных во

внесистемных единицах измерения для перевода их размерностей в единицы

СИ необходимо руководствоваться справочником [22]

322 Указания по расчету зубчатых колес на ЭВМ

Расчет модулей зубчатых колес из различных материалов производится на

ЭВМ по программе laquoШестерняraquo [20] Исходные данные для расчета колес по

программе laquoШестерняraquo вводятся в режиме диалога с машиной

В приложении Б представлены распечатки ввода исходных данных и

результаты расчѐта модулей колес в рассматриваемом примере Эти

распечатки вклеиваются в записку Для перевода символов языка машины в

принятые обозначения формул следует руководствоваться табл 37

Анализируем результаты расчета и принимаем в качестве материала

зубчатых колес сталь 40Х нормализованную В этом случае расчетные

значения laquoизгибногоraquo модуля составят соответственно иm = 17 142 137

137 175 мм Принимаем для всех колес коробки модуль равный 2 мм

Следует отметить что модули колес меньше 15 мм в коробке подач

рассматриваемых станков применять не рекомендуется

33 Расчет валов привода

Расчет валов привода подач заключается в определении их диаметров из

условия прочности и содержит целый ряд промежуточных этапов

Необходимо отметить что данный расчет является проектировочным т е

служит для предварительного определения диаметров вала которые в

дальнейшем уточняются при выборе подшипников зубчатых колес расчете

шпонок шлицев и др

331 Разработка компоновочной схемы

Для расчета вала необходимо располагать расчетной схемой его

30

Таблица 37

Соответствие символов в программе laquoШестерняraquo

обозначениям в расчетных формулах

Символ в

программе

Обозначение

в

формулах

Размерность Наименование параметров

1 2 3 4

A Ni кВт Мощность передаваемая i - м валом ( i = 1+У)

C Kn ndash

Коэффициент перегрузки

L KDi ndash

Коэффициент

динамичности

R

KHPi

ndash

Коэффициент

неравномерности

распределения нагрузки

Y НiУ ndash

Коэффициент формы зуба

Z Zi ndash

Число зубьев i - й

шестерни

G вi

ndash

Коэффициент ширины

зубчатого венца

F ni обмин Частота вращения

U ii ndash

Передаточное число

зубчатой пары

W [ ]u ij МПа Допускаемое напряжение

на изгиб

S [ ]K ij МПа Допускаемое напряжение

контактное

M1 muij мм Модуль laquoизгибнойraquo

M2 кijm мм Модуль laquoконтактныйraquo

31

нагружения которая выполняется на основе предварительно разработанной

компоновочной схемы коробки подач Компоновочная схема или эскизная

компоновка выполняется в виде развертки по валам и свертки определяющей

пространственное расположение валов (см рис 34) Эта схема вычерчивается

в произвольном масштабе и в обязательном порядке помещается в записку

При ее разработке следует использовать чертежи привода подач базового

станка чтобы осуществить по возможности наиболее близкую компоновку

разрабатываемой коробки к имеющейся Кроме того необходимо пользоваться

рекомендациями работ [31517] по выбору конструктивных параметров

зубчатых колѐс и других элементов привода

На рис 34 изображена компоновочная схема коробки подач

рассматриваемого примера Там же приведены некоторые рекомендации по

выбору конструктивных параметров В зацеплении показываются те зубчатые

колеса которые соответствуют расчѐтной ветви на графике подач

(см рис 21) С помощью этой схемы могут быть определены все

необходимые расстояния между опорами шестернями а также направления

тангенциальных и радиальных усилий

При вычерчивании компоновочной схемы необходимо

ndash обеспечить достаточные осевые перемещения зубчатых колес муфт

переключающих устройств

ndash исключить одновременное включение зубчатых колес с двумя

смежными неподвижными колесами

ndash обеспечить доступную и быструю сборку и разборку легкую

регулировку опор зубчатых зацеплений Кроме того обеспечить хороший

доступ для осмотра деталей коробки и ремонта

ndash конструкцию корпуса выполнять удобной простой и технологичной

обеспечивающей простоту монтажа и демонтажа деталей и узлов коробок

ndash возможно большее число центров валов располагать по одним и тем же

вертикалям и горизонталям что обеспечивает наибольшую простоту

настройки станков при обработке посадочных отверстий в корпусах

ndash обеспечить наибольшую жесткость валов и опор для чего следует

расстояние между зубчатыми колѐсами и другими деталями принимать

наименьшими из допустимых

332 Составление расчетной схемы нагружения вала

Расчет валов в настоящих методических указаниях производится на ЭВМ

Программа расчета составлена для унифицированной схемы нагружения

двухопорного вала (рис35) двумя силами в пролете P0 и P1 и силами P2 и P3

приложенными на консольных участках Эти силы возникают в зубчатых

зацеплениях при передаче крутящего момента К такой схеме нагружения

можно привести большое число валов приняв для отсутствующих шестерен

силы равными нулю Расстояния между опорами валов и закрепленными на

32

Ри

с3

4 К

ом

пон

овочн

ая с

хем

а короб

ки

под

ач

а-раз

вер

тка

б-с

вер

тка

(од

ин

из

возм

ож

ны

х в

ари

анто

в)

33

Рис35 Расчетная унифицированная схема нагружения вала к программе ldquoВалrdquo

Рис36 Расчетная схема нагружения II вала в рассматриваемом примере

34

нем шестернями а также направление тангенциальных ( iT ) и радиальных ( iR )

усилий определяется с помощью компоновочной схемы При этом радиальные

усилия всегда направлены к центру рассчитываемого вала а тангенциальные

совпадают с направлением вращения ведущего колеса Все линейные размеры

( g l l 0 1 ) отсчитываются от II опоры причем для отсутствующих шестерен

они задаются равными 0 Углы i и i определяющие направления

радиальных iR и тангенциальных iT сил должны отсчитываться против

часовой стрелки от положительного направления оси Х выбранного так как

показано на схеме Для отсутствующих шестерен принимается 0i

571i рад (900 ) Начальные диаметры отсутствующих шестерен (Д = Д0

Д1hellip) принимаются равными бесконечности а практически ndash большой

величине например Д = 10000000 см При этом окружная и радиальная силы

получаются близкими к 0

На рис 36 показана расчетная схема нагружения II вала для нашего

примера

333 Порядок расчета вала с помощью унифицированных формул

Расчет стального сплошного вала на двух опорах из условия прочности

заключается в определении его диаметров в сечениях I 0 1 II (см рис35)

Последовательность расчета выполняемого по унифицированным

формулам программ следующая

1) Определение действующих в зацеплении сил

ii

Д

МT КР2 R T tgi i

o 20

2) Определение проекций сил на оси X и Y

X T Ri i i i i cos cos Y T Ri i i i i sin sin

3) Определение опорных реакций в плоскостях X ndash горизонтальная и

Y ndash вертикальная соответственно в опоре I и II

g

lxlxlxlxR

IX33221100

R x x x x RX XII I 0 1 2 3

g

lylylylyR

IY33221100

R y y y y RY YII I 0 1 2 3

Силы направленные на вал при принятом расположении осей координат

имеют знак laquo + raquo а от вала laquo ndash raquo Для реакций правило знаков противоположно

35

4) Определение изгибающих моментов в сечениях

над левой опорой (сечение I)

M x l gX I 2 2( ) M y l gYI

2 2( )

над правой опорой (сечение II)

M x lX II 3 3 M y lYII

3 3

под силой P0 (сечение 0)

)()( 00220

lgRllxMI

XX )()( 00220

lgRllyMI

YY

под силой P1 (сечение 1)

M x l l R lX XI II 3 1 3 1( ) M y l l R lY YI II

3 1 3 1( )

5) Определение суммарных изгибающих моментов

M M MI X YI I 2 2 M M MII X YII II 2 2

M M MX Y 02 2

0 0 M M MX Y1

2 2

1 1

6) Определение приведенных моментов ПРМ

Приведенные моменты определяются в каждом из 4-х сечений в

отдельности по формуле

22750 КРMMM iпрi где i = 0 1 I II

7) Определение диаметра вала в каждом из сечений производится по

зависимости

3

10 и

прii

Md

где ПРМ Н∙см [ и ] ndash допускаемое напряжение на изгиб МПа

334 Определение исходных данных для расчета валов

Указания по определению исходных данных для расчета валов приведены

в табл38 В ней же даны численные значения исходных параметров

36

Таблица 38

Исходные данные для расчета диаметров вала

Исходные

данные и

определя ndash

емые

величины

Обозна ndash

ения и

раз ndash

мерность

Расчетные

формулы

Указания по

выбору

Числовые

величины

(см пример)

Крутящий

момент на

рассчиты ndash

ваемом валу

MKP

Н∙м

MKP =

= 974000 N

n

п 313 2250

Марка

стали и

термообра ndash

ботка

Сталь 45

нормализованная

Табл39

[3 13 14]

ndash

Допускаемое

напряжение

на изгиб

[ ]u

МПа

ndash Рис37 и

табл39

[3 13 14]

775

Начальные

диаметры

колес

Д0 Д1 Д2 Д3

в расчетной

схеме

Д см Д = z m z ndash из

кинематичес ndash

кого расчета

mndash в п322

диаметры

отсутствую ndash

щих шестерен

Д = 10000000

Д0 =10000000

Д1 = 48

Д2 = 50

Д3 = 107

Расстояния

g l0 l1

l2 l3

в расчетной

схеме

g l

см

ndash п332 рис 35

(числовые

величины

см рис 36)

g0 = 102

l0 = 0

l1= 24

l2 = 135

l3 = 0

Углы

действия сил

i для iT

i для iR

i i

рад

ii0

0180

ii0

0180

где 0

i 0

i

ndash углы

измеренные

в градусах

п332 рис 35

(числовые

величины

см рис 36)

0 = 0

0 = 157

1 = 0

1 = 157

2 = 0785

2 = 2355

3 = 0

3 = 157

37

Таблица 39

Допускаемые напряжения на изгиб [ и ] для стальных валов (в МПа)

Источник

концентрации

напряжения

Диаметр

вала мм

Марка стали и термообработка

45

норм

45

улучш

40Х

улучш

40Х

закал

Насаженная на вал

деталь

(шестерня шкив)

с острыми кромками

15 775 850 900 950

30 750 825 875 925

45 725 800 850 900

60 700 775 825 875

75 675 750 800 850

90 650 725 775 825

Рис37 Номограмма для ориентированного определения

диаметров валов по крутящему моменту

38

необходимые для расчета II вала привода подач в рассматриваемом примере

При расчете валов на ЭВМ углы вводятся в программу в радианах

Если на участке вала действует только крутящий момент то при

составлении исходных данных следует задавать расстояние до шестерни

обусловливающей приложение этого момента величиной 01 см При этом

изгибающий момент от действия радиальной силы будет близок к 0

Например при расчете V вала рассматриваемой коробки подач

(см рис35 и 36) следует принять расстояние l3 = 01 см до шестерни

Д3 = zm = 02 ∙ 20 = 4 см соответственно приняв 3 = 0 и 3 = 157 рад

335 Указания по расчету валов на ЭВМ

Расчет диаметров валов в опасных сечениях I 0 1 II (рис35)

производится на ЭВМ по программе laquoВАЛraquo [20] исходные данные для

расчета по программе laquoВАЛraquo вводятся в режиме диалога с машиной При

расчете нескольких валов каждому файлу необходимо давать новое название

например PETROV1 PETROV2 PETROV3

В приложении В представлены распечатки ввода исходных данных и

результаты расчета диаметров II вала в рассматриваемом примере

Для перевода языка машины в принятые обозначения формул следует

руководствоваться табл 310

В целях удобства программирования di рассматриваются для всех

сечений по приведенному моменту Для сечений в которых не действует MKP

диаметр определяется по iM (без машины) Из всех полученных диаметров

выбирается наибольший и округляется до стандартного ряда

Для нашего примера принимаем d = 18 мм учитывая что этот диаметр

вала не окончательный и может измениться при окончательной

конструктивной проработке привода О выборе геометрических параметров

шлицевых валов сказано ниже в п 34

В курсовом проекте с помощью ЭВМ должны быть рассчитаны все валы

коробки подач В записке приводятся расчетные схемы валов и результаты

расчета (распечатки) по каждому валу

34 Выбор подшипников качения и прочих элементов привода

Выбор подшипников качения ведется по динамической грузоподъемности

C определяемой по формуле

P

CL

где L ndash число миллионов оборотов за расчетный срок службы подшипника

качения

39

Таблица 310

Соответствие символов в программе laquoВАЛraquo

обозначениям в расчетных формулах

Символ в

программе

Обозначение

в формулах

Размерность Наименование параметров

1 2 3 4

C MKp Н∙см Крутящий момент на

рассчитываемом валу

Q g см Расстояние между опорами

B [u ] МПа Допускаемое напряжение

на изгиб

M(I)

Di

см

Делительный диаметр i - го

колеса в точке приложения

силы Pi

F1(I) i рад Угол действия силы Ti

F2(I) i рад Угол действия силы Ri

T(I)

Ti

Н

Тангенциальная сила

действующая в точке

приложения силы Pi

R(I) Ri Н Радиальная сила в той же точке

X(I) X i Н Проекция сил на ось Х в точке

приложения силы Pi

Y(I) Yi Н Проекция сил на ось Y в той же

точке

G(0) RxI Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре I

G(1) RxII Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре II

B1(0) RyI Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

B1(1) RyII Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре II

L(0)

MxI

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре I

L(1) MxII Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре II

U(0) M yI Н∙см Изгибающий момент в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

40

Окончание табл 310

1 2 3 4

L(I) li см Расстояние между опорой II и

точкой приложения силы Pi

М1(0)

M X 0

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquo0raquo

М1(1) M X1 Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquoIraquo

М2(0)

MY0

Н∙см

Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIIraquo

М2(1) MY1 Н∙см Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIraquo

S(0) M I Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре I

S(1)

M II Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре II

S(2) M 0 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquo0raquo

S(3)

M1 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquoIraquo

P(0)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре I

P(1)

IIпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре II

P(2) 0прМ Н∙см Приведѐнный момент

в сечении laquo0raquo

P(3)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в

сечении laquoIraquo

A(0)

d I см Диаметр вала в опоре I

A(1)

d II см Диаметр вала в опоре II

A(2)

d0 см Диаметр вала в сечении laquo0raquo

A(3)

d1 см Диаметр вала в сечении laquoIraquo

41

P ndash расчетная нагрузка подшипника Н

C ndash динамическая грузоподъемность подшипника указанная в катало ndash

ге Н

ndash коэффициент (для шарикоподшипников = 3 для роликоподшип ndash

ников = 333)

Данная формула справедлива при n ge 10 обмин При n = 1 divide 10 обмин

расчет ведут по n = 10 обмин При n lt 1 обмин действующую нагрузку

рассматривают как статическую

Расчетный срок службы подшипника в часах выражается зависимостью

LL

nh

10

60

6

Задавшись Lh (для металлорежущих станков обычно Lh = 12000divide20000 ч)

из данной формулы определяют L затем вычислив P (см ниже) и зная

находят C После того ориентируясь на желаемые габариты и прежде всего на

диаметр шейки вала где должен быть установлен подшипник подбирают по

каталогу 21 наиболее близкий по величине C типоразмер подшипника

Расчетную нагрузку подшипника определяют по формуле

P X V F Y F K Kr a T ( )

где Fr ndash радиальная нагрузка Н

Fa ndash осевая нагрузка Н

X ndash безразмерный коэффициент радиальной нагрузки

Y ndash безразмерный коэффициент вращения (при вращении внутреннего

кольца V = 1 при вращении наружного ndash V = 12)

K ndash безразмерный коэффициент безопасности (для токарных станков

K = 1 ndash 12 для фрезерных ndash K = 13 ndash 18)

KT ndash безразмерный температурный коэффициент (при работе до 1250С

KT = 105)

В коробках подач обычно используют прямозубые колеса поэтому

формула для определения расчетной нагрузки без учета осевых сил примет

вид (при Fa = 0 X =1)

P V F K Kr T

Величина радиальной нагрузки подсчитывается по формуле

F R Rr Xi Yi 2 2

где RXi RYi ndash наибольшие по величине опорные реакции определяемые при

расчете вала (см приложение 3 соответственно G(0) B1(0) или G(1) B1(1))

42

Проведем подбор подшипников для II вала привода в рассматриваемом

примере Из распечатки результатов расчета вала выписываем наибольшие

опорные реакции G(0) = 7566 Н B1(0) = 12285 Н и определяем

Fr 757 6 1228 5 1443 32 2 Н

Для определения расчетной нагрузки принимаем V =1 K = 12 KT = 105

тогда P = 1∙14433∙12∙105 = 18188 Н Определяем L при известной частоте

вращения n = 45 обмин (см табл 31) и задавшись hL = 2000 ч

5410

456020000

10

6066

nhL

L млн оборотов

Динамическая грузоподъемность 868735461818 3 LPC Н

По расчетному значению C приняв диаметр шейки вала шd = 17 мм

(см приложение Б) выбираем по каталогу [21] подшипник 203 с

динамической грузоподъемностью C = 7520 Н

Выбор геометрических характеристик шлицевых валов [17 18 21 и др]

можно производить по ранее рассчитываемому на ЭВМ наибольшему

диаметру сплошного вала Желательно затем произвести проверочный расчет

шлицевого соединения по напряжениям смятия [14 21 и др]

При выборе и расчете шпоночных соединений следует использовать

работы [13 divide 15 21 и др] Сечение шпонки подбирают по диаметру вала

длину ndash обычно на 5 ndash 10 мм короче ступицы закрепляемой детали соедине ndash

ние проверяют на смятие

43

ПРИЛОЖЕНИЕ А

Нормальный ряд чисел в станкостроении (нормаль HII - I) со

знаменателем =106

1 ndash 106 ndash 112 ndash 118 ndash 125 ndash 132 ndash 14 ndash 15 ndash 16 ndash 17 ndash 18 ndash 19 ndash 2 ndash 212 ndash

225 ndash 235 ndash 25 ndash 265 ndash 28 ndash 3 ndash 315 ndash 335 ndash 355 ndash 375 ndash 4 ndash 425 ndash 45 ndash 475

ndash 5 ndash 53 ndash 56 ndash 6 ndash 63 ndash 67 ndash 71 ndash 75 ndash 8 ndash 85 ndash 9 ndash 95 ndash 10

Примечания

1 Числа высшего порядка получаются умножением или делением чисел нор-

мального ряда на 10 100 1000hellip

Например

01 ndash 0106 ndash 0112 hellip 10 ndash 106 ndash 112 hellip 100 ndash 106 ndash 112 hellip

2 Числа геометрического ряда с gt 106 образуются из ряда с = 106 по

зависимости вида

U i106

112 1062 141 1066 178 10610

126 1064 158 1068 2 10612

3 Образование нормального ряда чисел с заданным = 106 производится

путем выписывания каждого (i + 1) числа из которых с = 106 начиная с

минимального ndash заданного

Например

126 1064 при minn = 112

hellip112 ndash 14 ndash 18 ndash 225 ndash hellip ndash 9 ndash 95 ndash 10 ndash 106 hellip

6061411 при minn = 132

hellip132 ndash 19 ndash 265 ndash 375 ndash hellipndash 53 ndash 75 ndash 106 ndash 15 hellip

8061581 при minn = 125

hellip125 ndash 2 ndash 315 ndash 5 ndash hellip ndash 8 ndash 125 ndash 20 ndash 315 hellip

44

ПРИЛОЖЕНИЕ Б

Распечатка исходных данных и результатов расчета

шестерен коробки подач

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ1 BSV

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y=037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 20289 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 170

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 164

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 124

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 096

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 143

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 105

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ2 BSV

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 142

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 131

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 104

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 076

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 3389 S = 1130

45

Продолжение приложения Б

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 120

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 084

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ3 BSV

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 123

А= 0102 С = 120 L = 1

R= 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 072

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБ НОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 079

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ4 BSV

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 108

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 063

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

46

Окончание приложения Б

G = 10 F = 225 U = 138

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 069

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ5 BSV

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 175

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 106

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 128

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 061

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U= 4

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 147

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 067

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

47

ПРИЛОЖЕНИЕ В

Распечатка исходных данных и результатов расчета II вала коробки подач

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

С = 2250 Q = 102 В = 775

М (0) = 10000000 L (0) = 0 Fl (0) = 0 F2 (0) = 157

М (1) = 48 L (1) = 24 Fl (1) = 0 F2 (1) = 157

М (2) = 5 L (2) = 135 Fl (2) = 0785 F2 (2) = 2355

М (3) = 10000000 L (3) = 0 Fl (3) = 0 F2 (3) = 157

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЁТА

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

VAL2 BSS

G (0) = 75761 В1 (0) = 122849

L1 (0) = -133882 М1 (0) = 225065

U (0) = -286321 М2 (0) = 81749

G (1) = 58586 В1 (1) = -2023

L1 (1)=0 М1 (1) = 140606

U (1) = 0 М2 (1) = -4855

S (0) = 316076 Р (0) = 37131 А (0) = 168

S (1) = 0 Р (1) = 194855 А(1) = 135

S (2) = 239451 Р (2) = 308716 А (2) = 158

S (3) = 140690 Р (3) = 240338 А (3) = 145

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

48

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1 Киреев Г И Комплексный расчет коробок скоростей металлорежущих

станков на ЕС ndash ЭВМ методические указания по курсовому и дипломному

проектированию для студентов специальности 0501 Часть 1 Г И Киреев ndash

Ульяновск УлПИ 1984 ndash 43 с

2 Металлорежущие станки и автоматы учебник для машинострои ndash

тельных втузов под ред А С Проникова ndash М Машиностроение 1981 ndash

479 с

3 Тарзиманов Г А Проектирование металлорежущих станков ГА

Тарзиманов ndash М Машиностроение 1980 ndash 288 с

4 Тепинкичиев В К Металлорежущие станки В К Тепинкичиев ndash М

Машиностроение 1973 ndash 472 с

5 Металлорежущие станки учебник для машиностроительных вузов

под ред В Э Пуша ndash М Машиностроение 1985 ndash 575 с

6 Металлорежущие системы машиностроительных производств учебное

пособие для студентов техн вузов О В Таратынов Г Г Земсков И М

Таратынова ndash М Высш шк 1988 ndash 464 с

7 Кузнецов М М Проектирование автоматизированного производствен ndash

ного оборудования учебное пособие для вузов М М Кузнецов В А Усов

К С Стародубов ndash М Машиностроение 1987 ndash 288 с

8 Орликов М Л Металлорежущие станки курсовое и дипломное

проектирование М Л Орликов И Г Федоренко В Н Шишкин ndash Киев

Высш шк1987 ndash 152 с

9 ГОСТ 2701 ndash 76 Схемы Виды и типы Общие требования к

выполнению ndash М Изд ndash во стандартов 1976 ndash 12 с

10 ГОСТ 2703 ndash 88 Правила выполнения кинематических схем ndash М

Изд ndash во стандартов 1988 ndash 7 с

11 Пуш В Э Конструирование металлорежущих станков В Э Пуш ndash

М Машиностроение 1977 ndash 380 с

12 Каминская В В Станины и корпусные детали металлорежущих

станков В В Каминская З М Левиеа Д Н Решетов ndash М Машгиз 1960 ndash

362 с

13 Курсовое проектирование деталей машин справочное пособие часть I

и II А В Кузьмин И Н Макейчик Ф В Калачѐв и др ndash Минск Высш шк

1982 ndash 584 с

14 Анурьев В И Справочник конструктора ndash машиностроителя Т2

В И Анурьев ndash М Машиностроение 1982 ndash 584 с

15 Чернин И М Расчѐты деталей машин справочник И М Чернин

А В Кузьмин Г М Ицкевич ndash Минск Высш шк 1978 ndash 592 с

16 Детали и механизмы металлорежущих станков Т2 под общ ред

Д Н Решетова ndash М Машиностроение 1972 ndash 405 с

49

17 Серенсен С В Валы и оси Конструирование и расчет С В Серенсен

и др ndash М Машиностроение 1970 ndash 312 с

18 СТ СЭВ 185 ndash 75 Геометрические характеристики шлицевых

прямозубых соединений ndash М Изд ndash во стандартов 1975

19 СТ СЭВ 189 ndash 76 и СТ СЭВ 189 ndash 77 Размеры призматических

шпонок ndash М Изд ndash во стандартов 1976

20 Зубенко В Л Методические разработки к курсовому проектированию

по металлорежущим станкам В Л Зубенко М Я Цлаф ndash Куйбышев КПтИ

1978 ndash 32 с

21 Справочник металлиста В 5 т Т1 под общ ред С А Чернавского и

В Ф Рещикова ndash М Машиностроение 1976 ndash 768 с

22 Сена Л А Единицы физических величин и их размерности учебно-

справочное руководство ЛА Сена ndash 3-е изд перераб и доп ndash М Наука

Гл ред физ-мат лит 1988 ndash 432 с

23 Кочергин А И Конструирование и расчет металлорежущих станков и

станочных комплексов Курсовое проектирование учебное пособие для вузов

А И Кочергин ndash Минск Высш шк 1991 ndash 382 с

Учебное издание

РАСЧЕТ ПРИВОДОВ ПОДАЧ

МЕТАЛЛОРЕЖУЩИХ СТАНКОВ

Методические указания по курсовому

и дипломному проектированию

Составители Шестернинов Александр Владимирович

Горшков Геннадий Михайлович

Редактор НАЕвдокимова

Подписано в печать 30082007 Формат 60times8416 Услпечл302

Тираж 150 экз Заказ

Ульяновский государственный технический университет

432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Типография УлГТУ 432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Page 24: Расчет приводов подач металлорежущих станков. Методичка

25

Таблица 34

Коэффициент перегрузки ПK

Характеристика

привода условия

пуска и торможения

Характер процесса резания

равномерный

припуск

неравномерный

припуск

фрезерование

удары

Плавный пуск и

торможение с

помощью

фрикционных муфт

или наличие упругих

и демпфирующих

элементов или

наличие ременной

передачи

10

11 ndash 13

14

Резкий пуск и

торможение

непосредственно от

асинхронного эл

двигателя или

возможность частого

соударения зубьев

при переключении

на ходу

11 ndash 17

12 ndash 17

17

Таблица 35

Коэффициент динамичности ndash ДK для стальных

прямозубых цилиндрических колес

Степень

точности

передачи

Окружная скорость колеса мс

1 ndash 3 3 ndash 6 6 ndash 9 9 ndash 12

6 10 ndash 105 105 ndash 11 11 ndash 115 115 ndash 125

7 105 11 ndash 115 115 ndash 125 12 ndash 135

8 105 ndash 11 115 ndash 12 12 ndash 135 ndash

26

Таблица 36

Средние значения коэффициента неравномерности распределения

нагрузки НРK для стальных прямозубых цилиндрических колес

Отношение

z

в

Расположение зубчатого колеса

симметрично

относительно

опор

вблизи одной

опоры

(вал жесткий)

вблизи одной

опоры

(вал средней

жесткости)

на

консоли

02 10 10 11 12

04 105 11 12 14

06 11 115 13 17

08 115 12 145 20

12 125 14 17 ndash

16 14 16 ndash ndash

20 16 ndash ndash ndash

Рис31 Зависимость коэффициента формы зуба УН от числа

зубьев Z и коэффициента смещения ξ (для некор ndash

регированных колес ξ = 0)

27

Ри

с32

З

ави

сим

ост

ь к

оэф

фи

ци

ента

пер

емен

ност

и р

ежи

ма

наг

рузо

к К

и р

еж

о

т чи

сла

ци

клов н

агруж

ени

я N

c

__________

цем

ента

ци

я

_ _

_ _

_ _

_ у

луч

шен

ие

норм

али

зац

ия за

кал

ка

азо

тирован

ие

1 ndash

сред

нел

егки

й р

ежи

м р

аботы

2 ndash

сред

ни

й р

ежи

м р

аботы

3 ndash

сред

нет

яж

елы

й р

ежи

м р

аботы

28

Ри

с32

З

ави

сим

ост

ь к

оэф

фи

ци

ента

пер

емен

ност

и р

ежи

ма

наг

рузо

к К

и р

еж

о

т чи

сла

ци

клов н

агруж

ени

я N

c

__________

цем

ента

ци

я

_ _

_ _

_ _

_ у

луч

шен

ие

норм

али

зац

ия за

кал

ка

азо

тирован

ие

1 ndash

сред

нел

егки

й р

ежи

м р

аботы

2 ndash

сред

ни

й р

ежи

м р

аботы

3 ndash

сред

нет

яж

елы

й р

ежи

м р

аботы

29

Для каждой зубчатой передачи следует провести два ndash три расчета

используя материалы с разными прочностными характеристиками В

результате будут получены два ndash три разных модуля Это позволит например

сконструировать коробку подач меньших габаритов и веса применив для

колес более прочный и дорогой материал С другой стороны можно

изготовить коробку с зубчатыми передачами имеющими один модуль путем

подбора материалов с разными прочностными свойствами Окончательное же

решение по обоснованному выбору марок сталей следует производить на

основе технико-экономических расчетов

При изложении материала в пояснительной записке по п321 следует

придерживаться порядка приведенного в табл 31

В случае использования справочных данных выраженных во

внесистемных единицах измерения для перевода их размерностей в единицы

СИ необходимо руководствоваться справочником [22]

322 Указания по расчету зубчатых колес на ЭВМ

Расчет модулей зубчатых колес из различных материалов производится на

ЭВМ по программе laquoШестерняraquo [20] Исходные данные для расчета колес по

программе laquoШестерняraquo вводятся в режиме диалога с машиной

В приложении Б представлены распечатки ввода исходных данных и

результаты расчѐта модулей колес в рассматриваемом примере Эти

распечатки вклеиваются в записку Для перевода символов языка машины в

принятые обозначения формул следует руководствоваться табл 37

Анализируем результаты расчета и принимаем в качестве материала

зубчатых колес сталь 40Х нормализованную В этом случае расчетные

значения laquoизгибногоraquo модуля составят соответственно иm = 17 142 137

137 175 мм Принимаем для всех колес коробки модуль равный 2 мм

Следует отметить что модули колес меньше 15 мм в коробке подач

рассматриваемых станков применять не рекомендуется

33 Расчет валов привода

Расчет валов привода подач заключается в определении их диаметров из

условия прочности и содержит целый ряд промежуточных этапов

Необходимо отметить что данный расчет является проектировочным т е

служит для предварительного определения диаметров вала которые в

дальнейшем уточняются при выборе подшипников зубчатых колес расчете

шпонок шлицев и др

331 Разработка компоновочной схемы

Для расчета вала необходимо располагать расчетной схемой его

30

Таблица 37

Соответствие символов в программе laquoШестерняraquo

обозначениям в расчетных формулах

Символ в

программе

Обозначение

в

формулах

Размерность Наименование параметров

1 2 3 4

A Ni кВт Мощность передаваемая i - м валом ( i = 1+У)

C Kn ndash

Коэффициент перегрузки

L KDi ndash

Коэффициент

динамичности

R

KHPi

ndash

Коэффициент

неравномерности

распределения нагрузки

Y НiУ ndash

Коэффициент формы зуба

Z Zi ndash

Число зубьев i - й

шестерни

G вi

ndash

Коэффициент ширины

зубчатого венца

F ni обмин Частота вращения

U ii ndash

Передаточное число

зубчатой пары

W [ ]u ij МПа Допускаемое напряжение

на изгиб

S [ ]K ij МПа Допускаемое напряжение

контактное

M1 muij мм Модуль laquoизгибнойraquo

M2 кijm мм Модуль laquoконтактныйraquo

31

нагружения которая выполняется на основе предварительно разработанной

компоновочной схемы коробки подач Компоновочная схема или эскизная

компоновка выполняется в виде развертки по валам и свертки определяющей

пространственное расположение валов (см рис 34) Эта схема вычерчивается

в произвольном масштабе и в обязательном порядке помещается в записку

При ее разработке следует использовать чертежи привода подач базового

станка чтобы осуществить по возможности наиболее близкую компоновку

разрабатываемой коробки к имеющейся Кроме того необходимо пользоваться

рекомендациями работ [31517] по выбору конструктивных параметров

зубчатых колѐс и других элементов привода

На рис 34 изображена компоновочная схема коробки подач

рассматриваемого примера Там же приведены некоторые рекомендации по

выбору конструктивных параметров В зацеплении показываются те зубчатые

колеса которые соответствуют расчѐтной ветви на графике подач

(см рис 21) С помощью этой схемы могут быть определены все

необходимые расстояния между опорами шестернями а также направления

тангенциальных и радиальных усилий

При вычерчивании компоновочной схемы необходимо

ndash обеспечить достаточные осевые перемещения зубчатых колес муфт

переключающих устройств

ndash исключить одновременное включение зубчатых колес с двумя

смежными неподвижными колесами

ndash обеспечить доступную и быструю сборку и разборку легкую

регулировку опор зубчатых зацеплений Кроме того обеспечить хороший

доступ для осмотра деталей коробки и ремонта

ndash конструкцию корпуса выполнять удобной простой и технологичной

обеспечивающей простоту монтажа и демонтажа деталей и узлов коробок

ndash возможно большее число центров валов располагать по одним и тем же

вертикалям и горизонталям что обеспечивает наибольшую простоту

настройки станков при обработке посадочных отверстий в корпусах

ndash обеспечить наибольшую жесткость валов и опор для чего следует

расстояние между зубчатыми колѐсами и другими деталями принимать

наименьшими из допустимых

332 Составление расчетной схемы нагружения вала

Расчет валов в настоящих методических указаниях производится на ЭВМ

Программа расчета составлена для унифицированной схемы нагружения

двухопорного вала (рис35) двумя силами в пролете P0 и P1 и силами P2 и P3

приложенными на консольных участках Эти силы возникают в зубчатых

зацеплениях при передаче крутящего момента К такой схеме нагружения

можно привести большое число валов приняв для отсутствующих шестерен

силы равными нулю Расстояния между опорами валов и закрепленными на

32

Ри

с3

4 К

ом

пон

овочн

ая с

хем

а короб

ки

под

ач

а-раз

вер

тка

б-с

вер

тка

(од

ин

из

возм

ож

ны

х в

ари

анто

в)

33

Рис35 Расчетная унифицированная схема нагружения вала к программе ldquoВалrdquo

Рис36 Расчетная схема нагружения II вала в рассматриваемом примере

34

нем шестернями а также направление тангенциальных ( iT ) и радиальных ( iR )

усилий определяется с помощью компоновочной схемы При этом радиальные

усилия всегда направлены к центру рассчитываемого вала а тангенциальные

совпадают с направлением вращения ведущего колеса Все линейные размеры

( g l l 0 1 ) отсчитываются от II опоры причем для отсутствующих шестерен

они задаются равными 0 Углы i и i определяющие направления

радиальных iR и тангенциальных iT сил должны отсчитываться против

часовой стрелки от положительного направления оси Х выбранного так как

показано на схеме Для отсутствующих шестерен принимается 0i

571i рад (900 ) Начальные диаметры отсутствующих шестерен (Д = Д0

Д1hellip) принимаются равными бесконечности а практически ndash большой

величине например Д = 10000000 см При этом окружная и радиальная силы

получаются близкими к 0

На рис 36 показана расчетная схема нагружения II вала для нашего

примера

333 Порядок расчета вала с помощью унифицированных формул

Расчет стального сплошного вала на двух опорах из условия прочности

заключается в определении его диаметров в сечениях I 0 1 II (см рис35)

Последовательность расчета выполняемого по унифицированным

формулам программ следующая

1) Определение действующих в зацеплении сил

ii

Д

МT КР2 R T tgi i

o 20

2) Определение проекций сил на оси X и Y

X T Ri i i i i cos cos Y T Ri i i i i sin sin

3) Определение опорных реакций в плоскостях X ndash горизонтальная и

Y ndash вертикальная соответственно в опоре I и II

g

lxlxlxlxR

IX33221100

R x x x x RX XII I 0 1 2 3

g

lylylylyR

IY33221100

R y y y y RY YII I 0 1 2 3

Силы направленные на вал при принятом расположении осей координат

имеют знак laquo + raquo а от вала laquo ndash raquo Для реакций правило знаков противоположно

35

4) Определение изгибающих моментов в сечениях

над левой опорой (сечение I)

M x l gX I 2 2( ) M y l gYI

2 2( )

над правой опорой (сечение II)

M x lX II 3 3 M y lYII

3 3

под силой P0 (сечение 0)

)()( 00220

lgRllxMI

XX )()( 00220

lgRllyMI

YY

под силой P1 (сечение 1)

M x l l R lX XI II 3 1 3 1( ) M y l l R lY YI II

3 1 3 1( )

5) Определение суммарных изгибающих моментов

M M MI X YI I 2 2 M M MII X YII II 2 2

M M MX Y 02 2

0 0 M M MX Y1

2 2

1 1

6) Определение приведенных моментов ПРМ

Приведенные моменты определяются в каждом из 4-х сечений в

отдельности по формуле

22750 КРMMM iпрi где i = 0 1 I II

7) Определение диаметра вала в каждом из сечений производится по

зависимости

3

10 и

прii

Md

где ПРМ Н∙см [ и ] ndash допускаемое напряжение на изгиб МПа

334 Определение исходных данных для расчета валов

Указания по определению исходных данных для расчета валов приведены

в табл38 В ней же даны численные значения исходных параметров

36

Таблица 38

Исходные данные для расчета диаметров вала

Исходные

данные и

определя ndash

емые

величины

Обозна ndash

ения и

раз ndash

мерность

Расчетные

формулы

Указания по

выбору

Числовые

величины

(см пример)

Крутящий

момент на

рассчиты ndash

ваемом валу

MKP

Н∙м

MKP =

= 974000 N

n

п 313 2250

Марка

стали и

термообра ndash

ботка

Сталь 45

нормализованная

Табл39

[3 13 14]

ndash

Допускаемое

напряжение

на изгиб

[ ]u

МПа

ndash Рис37 и

табл39

[3 13 14]

775

Начальные

диаметры

колес

Д0 Д1 Д2 Д3

в расчетной

схеме

Д см Д = z m z ndash из

кинематичес ndash

кого расчета

mndash в п322

диаметры

отсутствую ndash

щих шестерен

Д = 10000000

Д0 =10000000

Д1 = 48

Д2 = 50

Д3 = 107

Расстояния

g l0 l1

l2 l3

в расчетной

схеме

g l

см

ndash п332 рис 35

(числовые

величины

см рис 36)

g0 = 102

l0 = 0

l1= 24

l2 = 135

l3 = 0

Углы

действия сил

i для iT

i для iR

i i

рад

ii0

0180

ii0

0180

где 0

i 0

i

ndash углы

измеренные

в градусах

п332 рис 35

(числовые

величины

см рис 36)

0 = 0

0 = 157

1 = 0

1 = 157

2 = 0785

2 = 2355

3 = 0

3 = 157

37

Таблица 39

Допускаемые напряжения на изгиб [ и ] для стальных валов (в МПа)

Источник

концентрации

напряжения

Диаметр

вала мм

Марка стали и термообработка

45

норм

45

улучш

40Х

улучш

40Х

закал

Насаженная на вал

деталь

(шестерня шкив)

с острыми кромками

15 775 850 900 950

30 750 825 875 925

45 725 800 850 900

60 700 775 825 875

75 675 750 800 850

90 650 725 775 825

Рис37 Номограмма для ориентированного определения

диаметров валов по крутящему моменту

38

необходимые для расчета II вала привода подач в рассматриваемом примере

При расчете валов на ЭВМ углы вводятся в программу в радианах

Если на участке вала действует только крутящий момент то при

составлении исходных данных следует задавать расстояние до шестерни

обусловливающей приложение этого момента величиной 01 см При этом

изгибающий момент от действия радиальной силы будет близок к 0

Например при расчете V вала рассматриваемой коробки подач

(см рис35 и 36) следует принять расстояние l3 = 01 см до шестерни

Д3 = zm = 02 ∙ 20 = 4 см соответственно приняв 3 = 0 и 3 = 157 рад

335 Указания по расчету валов на ЭВМ

Расчет диаметров валов в опасных сечениях I 0 1 II (рис35)

производится на ЭВМ по программе laquoВАЛraquo [20] исходные данные для

расчета по программе laquoВАЛraquo вводятся в режиме диалога с машиной При

расчете нескольких валов каждому файлу необходимо давать новое название

например PETROV1 PETROV2 PETROV3

В приложении В представлены распечатки ввода исходных данных и

результаты расчета диаметров II вала в рассматриваемом примере

Для перевода языка машины в принятые обозначения формул следует

руководствоваться табл 310

В целях удобства программирования di рассматриваются для всех

сечений по приведенному моменту Для сечений в которых не действует MKP

диаметр определяется по iM (без машины) Из всех полученных диаметров

выбирается наибольший и округляется до стандартного ряда

Для нашего примера принимаем d = 18 мм учитывая что этот диаметр

вала не окончательный и может измениться при окончательной

конструктивной проработке привода О выборе геометрических параметров

шлицевых валов сказано ниже в п 34

В курсовом проекте с помощью ЭВМ должны быть рассчитаны все валы

коробки подач В записке приводятся расчетные схемы валов и результаты

расчета (распечатки) по каждому валу

34 Выбор подшипников качения и прочих элементов привода

Выбор подшипников качения ведется по динамической грузоподъемности

C определяемой по формуле

P

CL

где L ndash число миллионов оборотов за расчетный срок службы подшипника

качения

39

Таблица 310

Соответствие символов в программе laquoВАЛraquo

обозначениям в расчетных формулах

Символ в

программе

Обозначение

в формулах

Размерность Наименование параметров

1 2 3 4

C MKp Н∙см Крутящий момент на

рассчитываемом валу

Q g см Расстояние между опорами

B [u ] МПа Допускаемое напряжение

на изгиб

M(I)

Di

см

Делительный диаметр i - го

колеса в точке приложения

силы Pi

F1(I) i рад Угол действия силы Ti

F2(I) i рад Угол действия силы Ri

T(I)

Ti

Н

Тангенциальная сила

действующая в точке

приложения силы Pi

R(I) Ri Н Радиальная сила в той же точке

X(I) X i Н Проекция сил на ось Х в точке

приложения силы Pi

Y(I) Yi Н Проекция сил на ось Y в той же

точке

G(0) RxI Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре I

G(1) RxII Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре II

B1(0) RyI Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

B1(1) RyII Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре II

L(0)

MxI

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре I

L(1) MxII Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре II

U(0) M yI Н∙см Изгибающий момент в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

40

Окончание табл 310

1 2 3 4

L(I) li см Расстояние между опорой II и

точкой приложения силы Pi

М1(0)

M X 0

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquo0raquo

М1(1) M X1 Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquoIraquo

М2(0)

MY0

Н∙см

Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIIraquo

М2(1) MY1 Н∙см Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIraquo

S(0) M I Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре I

S(1)

M II Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре II

S(2) M 0 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquo0raquo

S(3)

M1 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquoIraquo

P(0)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре I

P(1)

IIпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре II

P(2) 0прМ Н∙см Приведѐнный момент

в сечении laquo0raquo

P(3)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в

сечении laquoIraquo

A(0)

d I см Диаметр вала в опоре I

A(1)

d II см Диаметр вала в опоре II

A(2)

d0 см Диаметр вала в сечении laquo0raquo

A(3)

d1 см Диаметр вала в сечении laquoIraquo

41

P ndash расчетная нагрузка подшипника Н

C ndash динамическая грузоподъемность подшипника указанная в катало ndash

ге Н

ndash коэффициент (для шарикоподшипников = 3 для роликоподшип ndash

ников = 333)

Данная формула справедлива при n ge 10 обмин При n = 1 divide 10 обмин

расчет ведут по n = 10 обмин При n lt 1 обмин действующую нагрузку

рассматривают как статическую

Расчетный срок службы подшипника в часах выражается зависимостью

LL

nh

10

60

6

Задавшись Lh (для металлорежущих станков обычно Lh = 12000divide20000 ч)

из данной формулы определяют L затем вычислив P (см ниже) и зная

находят C После того ориентируясь на желаемые габариты и прежде всего на

диаметр шейки вала где должен быть установлен подшипник подбирают по

каталогу 21 наиболее близкий по величине C типоразмер подшипника

Расчетную нагрузку подшипника определяют по формуле

P X V F Y F K Kr a T ( )

где Fr ndash радиальная нагрузка Н

Fa ndash осевая нагрузка Н

X ndash безразмерный коэффициент радиальной нагрузки

Y ndash безразмерный коэффициент вращения (при вращении внутреннего

кольца V = 1 при вращении наружного ndash V = 12)

K ndash безразмерный коэффициент безопасности (для токарных станков

K = 1 ndash 12 для фрезерных ndash K = 13 ndash 18)

KT ndash безразмерный температурный коэффициент (при работе до 1250С

KT = 105)

В коробках подач обычно используют прямозубые колеса поэтому

формула для определения расчетной нагрузки без учета осевых сил примет

вид (при Fa = 0 X =1)

P V F K Kr T

Величина радиальной нагрузки подсчитывается по формуле

F R Rr Xi Yi 2 2

где RXi RYi ndash наибольшие по величине опорные реакции определяемые при

расчете вала (см приложение 3 соответственно G(0) B1(0) или G(1) B1(1))

42

Проведем подбор подшипников для II вала привода в рассматриваемом

примере Из распечатки результатов расчета вала выписываем наибольшие

опорные реакции G(0) = 7566 Н B1(0) = 12285 Н и определяем

Fr 757 6 1228 5 1443 32 2 Н

Для определения расчетной нагрузки принимаем V =1 K = 12 KT = 105

тогда P = 1∙14433∙12∙105 = 18188 Н Определяем L при известной частоте

вращения n = 45 обмин (см табл 31) и задавшись hL = 2000 ч

5410

456020000

10

6066

nhL

L млн оборотов

Динамическая грузоподъемность 868735461818 3 LPC Н

По расчетному значению C приняв диаметр шейки вала шd = 17 мм

(см приложение Б) выбираем по каталогу [21] подшипник 203 с

динамической грузоподъемностью C = 7520 Н

Выбор геометрических характеристик шлицевых валов [17 18 21 и др]

можно производить по ранее рассчитываемому на ЭВМ наибольшему

диаметру сплошного вала Желательно затем произвести проверочный расчет

шлицевого соединения по напряжениям смятия [14 21 и др]

При выборе и расчете шпоночных соединений следует использовать

работы [13 divide 15 21 и др] Сечение шпонки подбирают по диаметру вала

длину ndash обычно на 5 ndash 10 мм короче ступицы закрепляемой детали соедине ndash

ние проверяют на смятие

43

ПРИЛОЖЕНИЕ А

Нормальный ряд чисел в станкостроении (нормаль HII - I) со

знаменателем =106

1 ndash 106 ndash 112 ndash 118 ndash 125 ndash 132 ndash 14 ndash 15 ndash 16 ndash 17 ndash 18 ndash 19 ndash 2 ndash 212 ndash

225 ndash 235 ndash 25 ndash 265 ndash 28 ndash 3 ndash 315 ndash 335 ndash 355 ndash 375 ndash 4 ndash 425 ndash 45 ndash 475

ndash 5 ndash 53 ndash 56 ndash 6 ndash 63 ndash 67 ndash 71 ndash 75 ndash 8 ndash 85 ndash 9 ndash 95 ndash 10

Примечания

1 Числа высшего порядка получаются умножением или делением чисел нор-

мального ряда на 10 100 1000hellip

Например

01 ndash 0106 ndash 0112 hellip 10 ndash 106 ndash 112 hellip 100 ndash 106 ndash 112 hellip

2 Числа геометрического ряда с gt 106 образуются из ряда с = 106 по

зависимости вида

U i106

112 1062 141 1066 178 10610

126 1064 158 1068 2 10612

3 Образование нормального ряда чисел с заданным = 106 производится

путем выписывания каждого (i + 1) числа из которых с = 106 начиная с

минимального ndash заданного

Например

126 1064 при minn = 112

hellip112 ndash 14 ndash 18 ndash 225 ndash hellip ndash 9 ndash 95 ndash 10 ndash 106 hellip

6061411 при minn = 132

hellip132 ndash 19 ndash 265 ndash 375 ndash hellipndash 53 ndash 75 ndash 106 ndash 15 hellip

8061581 при minn = 125

hellip125 ndash 2 ndash 315 ndash 5 ndash hellip ndash 8 ndash 125 ndash 20 ndash 315 hellip

44

ПРИЛОЖЕНИЕ Б

Распечатка исходных данных и результатов расчета

шестерен коробки подач

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ1 BSV

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y=037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 20289 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 170

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 164

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 124

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 096

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 143

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 105

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ2 BSV

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 142

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 131

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 104

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 076

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 3389 S = 1130

45

Продолжение приложения Б

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 120

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 084

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ3 BSV

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 123

А= 0102 С = 120 L = 1

R= 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 072

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБ НОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 079

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ4 BSV

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 108

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 063

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

46

Окончание приложения Б

G = 10 F = 225 U = 138

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 069

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ5 BSV

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 175

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 106

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 128

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 061

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U= 4

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 147

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 067

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

47

ПРИЛОЖЕНИЕ В

Распечатка исходных данных и результатов расчета II вала коробки подач

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

С = 2250 Q = 102 В = 775

М (0) = 10000000 L (0) = 0 Fl (0) = 0 F2 (0) = 157

М (1) = 48 L (1) = 24 Fl (1) = 0 F2 (1) = 157

М (2) = 5 L (2) = 135 Fl (2) = 0785 F2 (2) = 2355

М (3) = 10000000 L (3) = 0 Fl (3) = 0 F2 (3) = 157

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЁТА

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

VAL2 BSS

G (0) = 75761 В1 (0) = 122849

L1 (0) = -133882 М1 (0) = 225065

U (0) = -286321 М2 (0) = 81749

G (1) = 58586 В1 (1) = -2023

L1 (1)=0 М1 (1) = 140606

U (1) = 0 М2 (1) = -4855

S (0) = 316076 Р (0) = 37131 А (0) = 168

S (1) = 0 Р (1) = 194855 А(1) = 135

S (2) = 239451 Р (2) = 308716 А (2) = 158

S (3) = 140690 Р (3) = 240338 А (3) = 145

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

48

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1 Киреев Г И Комплексный расчет коробок скоростей металлорежущих

станков на ЕС ndash ЭВМ методические указания по курсовому и дипломному

проектированию для студентов специальности 0501 Часть 1 Г И Киреев ndash

Ульяновск УлПИ 1984 ndash 43 с

2 Металлорежущие станки и автоматы учебник для машинострои ndash

тельных втузов под ред А С Проникова ndash М Машиностроение 1981 ndash

479 с

3 Тарзиманов Г А Проектирование металлорежущих станков ГА

Тарзиманов ndash М Машиностроение 1980 ndash 288 с

4 Тепинкичиев В К Металлорежущие станки В К Тепинкичиев ndash М

Машиностроение 1973 ndash 472 с

5 Металлорежущие станки учебник для машиностроительных вузов

под ред В Э Пуша ndash М Машиностроение 1985 ndash 575 с

6 Металлорежущие системы машиностроительных производств учебное

пособие для студентов техн вузов О В Таратынов Г Г Земсков И М

Таратынова ndash М Высш шк 1988 ndash 464 с

7 Кузнецов М М Проектирование автоматизированного производствен ndash

ного оборудования учебное пособие для вузов М М Кузнецов В А Усов

К С Стародубов ndash М Машиностроение 1987 ndash 288 с

8 Орликов М Л Металлорежущие станки курсовое и дипломное

проектирование М Л Орликов И Г Федоренко В Н Шишкин ndash Киев

Высш шк1987 ndash 152 с

9 ГОСТ 2701 ndash 76 Схемы Виды и типы Общие требования к

выполнению ndash М Изд ndash во стандартов 1976 ndash 12 с

10 ГОСТ 2703 ndash 88 Правила выполнения кинематических схем ndash М

Изд ndash во стандартов 1988 ndash 7 с

11 Пуш В Э Конструирование металлорежущих станков В Э Пуш ndash

М Машиностроение 1977 ndash 380 с

12 Каминская В В Станины и корпусные детали металлорежущих

станков В В Каминская З М Левиеа Д Н Решетов ndash М Машгиз 1960 ndash

362 с

13 Курсовое проектирование деталей машин справочное пособие часть I

и II А В Кузьмин И Н Макейчик Ф В Калачѐв и др ndash Минск Высш шк

1982 ndash 584 с

14 Анурьев В И Справочник конструктора ndash машиностроителя Т2

В И Анурьев ndash М Машиностроение 1982 ndash 584 с

15 Чернин И М Расчѐты деталей машин справочник И М Чернин

А В Кузьмин Г М Ицкевич ndash Минск Высш шк 1978 ndash 592 с

16 Детали и механизмы металлорежущих станков Т2 под общ ред

Д Н Решетова ndash М Машиностроение 1972 ndash 405 с

49

17 Серенсен С В Валы и оси Конструирование и расчет С В Серенсен

и др ndash М Машиностроение 1970 ndash 312 с

18 СТ СЭВ 185 ndash 75 Геометрические характеристики шлицевых

прямозубых соединений ndash М Изд ndash во стандартов 1975

19 СТ СЭВ 189 ndash 76 и СТ СЭВ 189 ndash 77 Размеры призматических

шпонок ndash М Изд ndash во стандартов 1976

20 Зубенко В Л Методические разработки к курсовому проектированию

по металлорежущим станкам В Л Зубенко М Я Цлаф ndash Куйбышев КПтИ

1978 ndash 32 с

21 Справочник металлиста В 5 т Т1 под общ ред С А Чернавского и

В Ф Рещикова ndash М Машиностроение 1976 ndash 768 с

22 Сена Л А Единицы физических величин и их размерности учебно-

справочное руководство ЛА Сена ndash 3-е изд перераб и доп ndash М Наука

Гл ред физ-мат лит 1988 ndash 432 с

23 Кочергин А И Конструирование и расчет металлорежущих станков и

станочных комплексов Курсовое проектирование учебное пособие для вузов

А И Кочергин ndash Минск Высш шк 1991 ndash 382 с

Учебное издание

РАСЧЕТ ПРИВОДОВ ПОДАЧ

МЕТАЛЛОРЕЖУЩИХ СТАНКОВ

Методические указания по курсовому

и дипломному проектированию

Составители Шестернинов Александр Владимирович

Горшков Геннадий Михайлович

Редактор НАЕвдокимова

Подписано в печать 30082007 Формат 60times8416 Услпечл302

Тираж 150 экз Заказ

Ульяновский государственный технический университет

432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Типография УлГТУ 432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Page 25: Расчет приводов подач металлорежущих станков. Методичка

26

Таблица 36

Средние значения коэффициента неравномерности распределения

нагрузки НРK для стальных прямозубых цилиндрических колес

Отношение

z

в

Расположение зубчатого колеса

симметрично

относительно

опор

вблизи одной

опоры

(вал жесткий)

вблизи одной

опоры

(вал средней

жесткости)

на

консоли

02 10 10 11 12

04 105 11 12 14

06 11 115 13 17

08 115 12 145 20

12 125 14 17 ndash

16 14 16 ndash ndash

20 16 ndash ndash ndash

Рис31 Зависимость коэффициента формы зуба УН от числа

зубьев Z и коэффициента смещения ξ (для некор ndash

регированных колес ξ = 0)

27

Ри

с32

З

ави

сим

ост

ь к

оэф

фи

ци

ента

пер

емен

ност

и р

ежи

ма

наг

рузо

к К

и р

еж

о

т чи

сла

ци

клов н

агруж

ени

я N

c

__________

цем

ента

ци

я

_ _

_ _

_ _

_ у

луч

шен

ие

норм

али

зац

ия за

кал

ка

азо

тирован

ие

1 ndash

сред

нел

егки

й р

ежи

м р

аботы

2 ndash

сред

ни

й р

ежи

м р

аботы

3 ndash

сред

нет

яж

елы

й р

ежи

м р

аботы

28

Ри

с32

З

ави

сим

ост

ь к

оэф

фи

ци

ента

пер

емен

ност

и р

ежи

ма

наг

рузо

к К

и р

еж

о

т чи

сла

ци

клов н

агруж

ени

я N

c

__________

цем

ента

ци

я

_ _

_ _

_ _

_ у

луч

шен

ие

норм

али

зац

ия за

кал

ка

азо

тирован

ие

1 ndash

сред

нел

егки

й р

ежи

м р

аботы

2 ndash

сред

ни

й р

ежи

м р

аботы

3 ndash

сред

нет

яж

елы

й р

ежи

м р

аботы

29

Для каждой зубчатой передачи следует провести два ndash три расчета

используя материалы с разными прочностными характеристиками В

результате будут получены два ndash три разных модуля Это позволит например

сконструировать коробку подач меньших габаритов и веса применив для

колес более прочный и дорогой материал С другой стороны можно

изготовить коробку с зубчатыми передачами имеющими один модуль путем

подбора материалов с разными прочностными свойствами Окончательное же

решение по обоснованному выбору марок сталей следует производить на

основе технико-экономических расчетов

При изложении материала в пояснительной записке по п321 следует

придерживаться порядка приведенного в табл 31

В случае использования справочных данных выраженных во

внесистемных единицах измерения для перевода их размерностей в единицы

СИ необходимо руководствоваться справочником [22]

322 Указания по расчету зубчатых колес на ЭВМ

Расчет модулей зубчатых колес из различных материалов производится на

ЭВМ по программе laquoШестерняraquo [20] Исходные данные для расчета колес по

программе laquoШестерняraquo вводятся в режиме диалога с машиной

В приложении Б представлены распечатки ввода исходных данных и

результаты расчѐта модулей колес в рассматриваемом примере Эти

распечатки вклеиваются в записку Для перевода символов языка машины в

принятые обозначения формул следует руководствоваться табл 37

Анализируем результаты расчета и принимаем в качестве материала

зубчатых колес сталь 40Х нормализованную В этом случае расчетные

значения laquoизгибногоraquo модуля составят соответственно иm = 17 142 137

137 175 мм Принимаем для всех колес коробки модуль равный 2 мм

Следует отметить что модули колес меньше 15 мм в коробке подач

рассматриваемых станков применять не рекомендуется

33 Расчет валов привода

Расчет валов привода подач заключается в определении их диаметров из

условия прочности и содержит целый ряд промежуточных этапов

Необходимо отметить что данный расчет является проектировочным т е

служит для предварительного определения диаметров вала которые в

дальнейшем уточняются при выборе подшипников зубчатых колес расчете

шпонок шлицев и др

331 Разработка компоновочной схемы

Для расчета вала необходимо располагать расчетной схемой его

30

Таблица 37

Соответствие символов в программе laquoШестерняraquo

обозначениям в расчетных формулах

Символ в

программе

Обозначение

в

формулах

Размерность Наименование параметров

1 2 3 4

A Ni кВт Мощность передаваемая i - м валом ( i = 1+У)

C Kn ndash

Коэффициент перегрузки

L KDi ndash

Коэффициент

динамичности

R

KHPi

ndash

Коэффициент

неравномерности

распределения нагрузки

Y НiУ ndash

Коэффициент формы зуба

Z Zi ndash

Число зубьев i - й

шестерни

G вi

ndash

Коэффициент ширины

зубчатого венца

F ni обмин Частота вращения

U ii ndash

Передаточное число

зубчатой пары

W [ ]u ij МПа Допускаемое напряжение

на изгиб

S [ ]K ij МПа Допускаемое напряжение

контактное

M1 muij мм Модуль laquoизгибнойraquo

M2 кijm мм Модуль laquoконтактныйraquo

31

нагружения которая выполняется на основе предварительно разработанной

компоновочной схемы коробки подач Компоновочная схема или эскизная

компоновка выполняется в виде развертки по валам и свертки определяющей

пространственное расположение валов (см рис 34) Эта схема вычерчивается

в произвольном масштабе и в обязательном порядке помещается в записку

При ее разработке следует использовать чертежи привода подач базового

станка чтобы осуществить по возможности наиболее близкую компоновку

разрабатываемой коробки к имеющейся Кроме того необходимо пользоваться

рекомендациями работ [31517] по выбору конструктивных параметров

зубчатых колѐс и других элементов привода

На рис 34 изображена компоновочная схема коробки подач

рассматриваемого примера Там же приведены некоторые рекомендации по

выбору конструктивных параметров В зацеплении показываются те зубчатые

колеса которые соответствуют расчѐтной ветви на графике подач

(см рис 21) С помощью этой схемы могут быть определены все

необходимые расстояния между опорами шестернями а также направления

тангенциальных и радиальных усилий

При вычерчивании компоновочной схемы необходимо

ndash обеспечить достаточные осевые перемещения зубчатых колес муфт

переключающих устройств

ndash исключить одновременное включение зубчатых колес с двумя

смежными неподвижными колесами

ndash обеспечить доступную и быструю сборку и разборку легкую

регулировку опор зубчатых зацеплений Кроме того обеспечить хороший

доступ для осмотра деталей коробки и ремонта

ndash конструкцию корпуса выполнять удобной простой и технологичной

обеспечивающей простоту монтажа и демонтажа деталей и узлов коробок

ndash возможно большее число центров валов располагать по одним и тем же

вертикалям и горизонталям что обеспечивает наибольшую простоту

настройки станков при обработке посадочных отверстий в корпусах

ndash обеспечить наибольшую жесткость валов и опор для чего следует

расстояние между зубчатыми колѐсами и другими деталями принимать

наименьшими из допустимых

332 Составление расчетной схемы нагружения вала

Расчет валов в настоящих методических указаниях производится на ЭВМ

Программа расчета составлена для унифицированной схемы нагружения

двухопорного вала (рис35) двумя силами в пролете P0 и P1 и силами P2 и P3

приложенными на консольных участках Эти силы возникают в зубчатых

зацеплениях при передаче крутящего момента К такой схеме нагружения

можно привести большое число валов приняв для отсутствующих шестерен

силы равными нулю Расстояния между опорами валов и закрепленными на

32

Ри

с3

4 К

ом

пон

овочн

ая с

хем

а короб

ки

под

ач

а-раз

вер

тка

б-с

вер

тка

(од

ин

из

возм

ож

ны

х в

ари

анто

в)

33

Рис35 Расчетная унифицированная схема нагружения вала к программе ldquoВалrdquo

Рис36 Расчетная схема нагружения II вала в рассматриваемом примере

34

нем шестернями а также направление тангенциальных ( iT ) и радиальных ( iR )

усилий определяется с помощью компоновочной схемы При этом радиальные

усилия всегда направлены к центру рассчитываемого вала а тангенциальные

совпадают с направлением вращения ведущего колеса Все линейные размеры

( g l l 0 1 ) отсчитываются от II опоры причем для отсутствующих шестерен

они задаются равными 0 Углы i и i определяющие направления

радиальных iR и тангенциальных iT сил должны отсчитываться против

часовой стрелки от положительного направления оси Х выбранного так как

показано на схеме Для отсутствующих шестерен принимается 0i

571i рад (900 ) Начальные диаметры отсутствующих шестерен (Д = Д0

Д1hellip) принимаются равными бесконечности а практически ndash большой

величине например Д = 10000000 см При этом окружная и радиальная силы

получаются близкими к 0

На рис 36 показана расчетная схема нагружения II вала для нашего

примера

333 Порядок расчета вала с помощью унифицированных формул

Расчет стального сплошного вала на двух опорах из условия прочности

заключается в определении его диаметров в сечениях I 0 1 II (см рис35)

Последовательность расчета выполняемого по унифицированным

формулам программ следующая

1) Определение действующих в зацеплении сил

ii

Д

МT КР2 R T tgi i

o 20

2) Определение проекций сил на оси X и Y

X T Ri i i i i cos cos Y T Ri i i i i sin sin

3) Определение опорных реакций в плоскостях X ndash горизонтальная и

Y ndash вертикальная соответственно в опоре I и II

g

lxlxlxlxR

IX33221100

R x x x x RX XII I 0 1 2 3

g

lylylylyR

IY33221100

R y y y y RY YII I 0 1 2 3

Силы направленные на вал при принятом расположении осей координат

имеют знак laquo + raquo а от вала laquo ndash raquo Для реакций правило знаков противоположно

35

4) Определение изгибающих моментов в сечениях

над левой опорой (сечение I)

M x l gX I 2 2( ) M y l gYI

2 2( )

над правой опорой (сечение II)

M x lX II 3 3 M y lYII

3 3

под силой P0 (сечение 0)

)()( 00220

lgRllxMI

XX )()( 00220

lgRllyMI

YY

под силой P1 (сечение 1)

M x l l R lX XI II 3 1 3 1( ) M y l l R lY YI II

3 1 3 1( )

5) Определение суммарных изгибающих моментов

M M MI X YI I 2 2 M M MII X YII II 2 2

M M MX Y 02 2

0 0 M M MX Y1

2 2

1 1

6) Определение приведенных моментов ПРМ

Приведенные моменты определяются в каждом из 4-х сечений в

отдельности по формуле

22750 КРMMM iпрi где i = 0 1 I II

7) Определение диаметра вала в каждом из сечений производится по

зависимости

3

10 и

прii

Md

где ПРМ Н∙см [ и ] ndash допускаемое напряжение на изгиб МПа

334 Определение исходных данных для расчета валов

Указания по определению исходных данных для расчета валов приведены

в табл38 В ней же даны численные значения исходных параметров

36

Таблица 38

Исходные данные для расчета диаметров вала

Исходные

данные и

определя ndash

емые

величины

Обозна ndash

ения и

раз ndash

мерность

Расчетные

формулы

Указания по

выбору

Числовые

величины

(см пример)

Крутящий

момент на

рассчиты ndash

ваемом валу

MKP

Н∙м

MKP =

= 974000 N

n

п 313 2250

Марка

стали и

термообра ndash

ботка

Сталь 45

нормализованная

Табл39

[3 13 14]

ndash

Допускаемое

напряжение

на изгиб

[ ]u

МПа

ndash Рис37 и

табл39

[3 13 14]

775

Начальные

диаметры

колес

Д0 Д1 Д2 Д3

в расчетной

схеме

Д см Д = z m z ndash из

кинематичес ndash

кого расчета

mndash в п322

диаметры

отсутствую ndash

щих шестерен

Д = 10000000

Д0 =10000000

Д1 = 48

Д2 = 50

Д3 = 107

Расстояния

g l0 l1

l2 l3

в расчетной

схеме

g l

см

ndash п332 рис 35

(числовые

величины

см рис 36)

g0 = 102

l0 = 0

l1= 24

l2 = 135

l3 = 0

Углы

действия сил

i для iT

i для iR

i i

рад

ii0

0180

ii0

0180

где 0

i 0

i

ndash углы

измеренные

в градусах

п332 рис 35

(числовые

величины

см рис 36)

0 = 0

0 = 157

1 = 0

1 = 157

2 = 0785

2 = 2355

3 = 0

3 = 157

37

Таблица 39

Допускаемые напряжения на изгиб [ и ] для стальных валов (в МПа)

Источник

концентрации

напряжения

Диаметр

вала мм

Марка стали и термообработка

45

норм

45

улучш

40Х

улучш

40Х

закал

Насаженная на вал

деталь

(шестерня шкив)

с острыми кромками

15 775 850 900 950

30 750 825 875 925

45 725 800 850 900

60 700 775 825 875

75 675 750 800 850

90 650 725 775 825

Рис37 Номограмма для ориентированного определения

диаметров валов по крутящему моменту

38

необходимые для расчета II вала привода подач в рассматриваемом примере

При расчете валов на ЭВМ углы вводятся в программу в радианах

Если на участке вала действует только крутящий момент то при

составлении исходных данных следует задавать расстояние до шестерни

обусловливающей приложение этого момента величиной 01 см При этом

изгибающий момент от действия радиальной силы будет близок к 0

Например при расчете V вала рассматриваемой коробки подач

(см рис35 и 36) следует принять расстояние l3 = 01 см до шестерни

Д3 = zm = 02 ∙ 20 = 4 см соответственно приняв 3 = 0 и 3 = 157 рад

335 Указания по расчету валов на ЭВМ

Расчет диаметров валов в опасных сечениях I 0 1 II (рис35)

производится на ЭВМ по программе laquoВАЛraquo [20] исходные данные для

расчета по программе laquoВАЛraquo вводятся в режиме диалога с машиной При

расчете нескольких валов каждому файлу необходимо давать новое название

например PETROV1 PETROV2 PETROV3

В приложении В представлены распечатки ввода исходных данных и

результаты расчета диаметров II вала в рассматриваемом примере

Для перевода языка машины в принятые обозначения формул следует

руководствоваться табл 310

В целях удобства программирования di рассматриваются для всех

сечений по приведенному моменту Для сечений в которых не действует MKP

диаметр определяется по iM (без машины) Из всех полученных диаметров

выбирается наибольший и округляется до стандартного ряда

Для нашего примера принимаем d = 18 мм учитывая что этот диаметр

вала не окончательный и может измениться при окончательной

конструктивной проработке привода О выборе геометрических параметров

шлицевых валов сказано ниже в п 34

В курсовом проекте с помощью ЭВМ должны быть рассчитаны все валы

коробки подач В записке приводятся расчетные схемы валов и результаты

расчета (распечатки) по каждому валу

34 Выбор подшипников качения и прочих элементов привода

Выбор подшипников качения ведется по динамической грузоподъемности

C определяемой по формуле

P

CL

где L ndash число миллионов оборотов за расчетный срок службы подшипника

качения

39

Таблица 310

Соответствие символов в программе laquoВАЛraquo

обозначениям в расчетных формулах

Символ в

программе

Обозначение

в формулах

Размерность Наименование параметров

1 2 3 4

C MKp Н∙см Крутящий момент на

рассчитываемом валу

Q g см Расстояние между опорами

B [u ] МПа Допускаемое напряжение

на изгиб

M(I)

Di

см

Делительный диаметр i - го

колеса в точке приложения

силы Pi

F1(I) i рад Угол действия силы Ti

F2(I) i рад Угол действия силы Ri

T(I)

Ti

Н

Тангенциальная сила

действующая в точке

приложения силы Pi

R(I) Ri Н Радиальная сила в той же точке

X(I) X i Н Проекция сил на ось Х в точке

приложения силы Pi

Y(I) Yi Н Проекция сил на ось Y в той же

точке

G(0) RxI Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре I

G(1) RxII Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре II

B1(0) RyI Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

B1(1) RyII Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре II

L(0)

MxI

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре I

L(1) MxII Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре II

U(0) M yI Н∙см Изгибающий момент в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

40

Окончание табл 310

1 2 3 4

L(I) li см Расстояние между опорой II и

точкой приложения силы Pi

М1(0)

M X 0

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquo0raquo

М1(1) M X1 Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquoIraquo

М2(0)

MY0

Н∙см

Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIIraquo

М2(1) MY1 Н∙см Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIraquo

S(0) M I Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре I

S(1)

M II Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре II

S(2) M 0 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquo0raquo

S(3)

M1 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquoIraquo

P(0)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре I

P(1)

IIпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре II

P(2) 0прМ Н∙см Приведѐнный момент

в сечении laquo0raquo

P(3)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в

сечении laquoIraquo

A(0)

d I см Диаметр вала в опоре I

A(1)

d II см Диаметр вала в опоре II

A(2)

d0 см Диаметр вала в сечении laquo0raquo

A(3)

d1 см Диаметр вала в сечении laquoIraquo

41

P ndash расчетная нагрузка подшипника Н

C ndash динамическая грузоподъемность подшипника указанная в катало ndash

ге Н

ndash коэффициент (для шарикоподшипников = 3 для роликоподшип ndash

ников = 333)

Данная формула справедлива при n ge 10 обмин При n = 1 divide 10 обмин

расчет ведут по n = 10 обмин При n lt 1 обмин действующую нагрузку

рассматривают как статическую

Расчетный срок службы подшипника в часах выражается зависимостью

LL

nh

10

60

6

Задавшись Lh (для металлорежущих станков обычно Lh = 12000divide20000 ч)

из данной формулы определяют L затем вычислив P (см ниже) и зная

находят C После того ориентируясь на желаемые габариты и прежде всего на

диаметр шейки вала где должен быть установлен подшипник подбирают по

каталогу 21 наиболее близкий по величине C типоразмер подшипника

Расчетную нагрузку подшипника определяют по формуле

P X V F Y F K Kr a T ( )

где Fr ndash радиальная нагрузка Н

Fa ndash осевая нагрузка Н

X ndash безразмерный коэффициент радиальной нагрузки

Y ndash безразмерный коэффициент вращения (при вращении внутреннего

кольца V = 1 при вращении наружного ndash V = 12)

K ndash безразмерный коэффициент безопасности (для токарных станков

K = 1 ndash 12 для фрезерных ndash K = 13 ndash 18)

KT ndash безразмерный температурный коэффициент (при работе до 1250С

KT = 105)

В коробках подач обычно используют прямозубые колеса поэтому

формула для определения расчетной нагрузки без учета осевых сил примет

вид (при Fa = 0 X =1)

P V F K Kr T

Величина радиальной нагрузки подсчитывается по формуле

F R Rr Xi Yi 2 2

где RXi RYi ndash наибольшие по величине опорные реакции определяемые при

расчете вала (см приложение 3 соответственно G(0) B1(0) или G(1) B1(1))

42

Проведем подбор подшипников для II вала привода в рассматриваемом

примере Из распечатки результатов расчета вала выписываем наибольшие

опорные реакции G(0) = 7566 Н B1(0) = 12285 Н и определяем

Fr 757 6 1228 5 1443 32 2 Н

Для определения расчетной нагрузки принимаем V =1 K = 12 KT = 105

тогда P = 1∙14433∙12∙105 = 18188 Н Определяем L при известной частоте

вращения n = 45 обмин (см табл 31) и задавшись hL = 2000 ч

5410

456020000

10

6066

nhL

L млн оборотов

Динамическая грузоподъемность 868735461818 3 LPC Н

По расчетному значению C приняв диаметр шейки вала шd = 17 мм

(см приложение Б) выбираем по каталогу [21] подшипник 203 с

динамической грузоподъемностью C = 7520 Н

Выбор геометрических характеристик шлицевых валов [17 18 21 и др]

можно производить по ранее рассчитываемому на ЭВМ наибольшему

диаметру сплошного вала Желательно затем произвести проверочный расчет

шлицевого соединения по напряжениям смятия [14 21 и др]

При выборе и расчете шпоночных соединений следует использовать

работы [13 divide 15 21 и др] Сечение шпонки подбирают по диаметру вала

длину ndash обычно на 5 ndash 10 мм короче ступицы закрепляемой детали соедине ndash

ние проверяют на смятие

43

ПРИЛОЖЕНИЕ А

Нормальный ряд чисел в станкостроении (нормаль HII - I) со

знаменателем =106

1 ndash 106 ndash 112 ndash 118 ndash 125 ndash 132 ndash 14 ndash 15 ndash 16 ndash 17 ndash 18 ndash 19 ndash 2 ndash 212 ndash

225 ndash 235 ndash 25 ndash 265 ndash 28 ndash 3 ndash 315 ndash 335 ndash 355 ndash 375 ndash 4 ndash 425 ndash 45 ndash 475

ndash 5 ndash 53 ndash 56 ndash 6 ndash 63 ndash 67 ndash 71 ndash 75 ndash 8 ndash 85 ndash 9 ndash 95 ndash 10

Примечания

1 Числа высшего порядка получаются умножением или делением чисел нор-

мального ряда на 10 100 1000hellip

Например

01 ndash 0106 ndash 0112 hellip 10 ndash 106 ndash 112 hellip 100 ndash 106 ndash 112 hellip

2 Числа геометрического ряда с gt 106 образуются из ряда с = 106 по

зависимости вида

U i106

112 1062 141 1066 178 10610

126 1064 158 1068 2 10612

3 Образование нормального ряда чисел с заданным = 106 производится

путем выписывания каждого (i + 1) числа из которых с = 106 начиная с

минимального ndash заданного

Например

126 1064 при minn = 112

hellip112 ndash 14 ndash 18 ndash 225 ndash hellip ndash 9 ndash 95 ndash 10 ndash 106 hellip

6061411 при minn = 132

hellip132 ndash 19 ndash 265 ndash 375 ndash hellipndash 53 ndash 75 ndash 106 ndash 15 hellip

8061581 при minn = 125

hellip125 ndash 2 ndash 315 ndash 5 ndash hellip ndash 8 ndash 125 ndash 20 ndash 315 hellip

44

ПРИЛОЖЕНИЕ Б

Распечатка исходных данных и результатов расчета

шестерен коробки подач

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ1 BSV

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y=037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 20289 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 170

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 164

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 124

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 096

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 143

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 105

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ2 BSV

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 142

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 131

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 104

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 076

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 3389 S = 1130

45

Продолжение приложения Б

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 120

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 084

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ3 BSV

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 123

А= 0102 С = 120 L = 1

R= 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 072

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБ НОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 079

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ4 BSV

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 108

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 063

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

46

Окончание приложения Б

G = 10 F = 225 U = 138

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 069

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ5 BSV

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 175

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 106

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 128

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 061

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U= 4

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 147

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 067

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

47

ПРИЛОЖЕНИЕ В

Распечатка исходных данных и результатов расчета II вала коробки подач

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

С = 2250 Q = 102 В = 775

М (0) = 10000000 L (0) = 0 Fl (0) = 0 F2 (0) = 157

М (1) = 48 L (1) = 24 Fl (1) = 0 F2 (1) = 157

М (2) = 5 L (2) = 135 Fl (2) = 0785 F2 (2) = 2355

М (3) = 10000000 L (3) = 0 Fl (3) = 0 F2 (3) = 157

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЁТА

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

VAL2 BSS

G (0) = 75761 В1 (0) = 122849

L1 (0) = -133882 М1 (0) = 225065

U (0) = -286321 М2 (0) = 81749

G (1) = 58586 В1 (1) = -2023

L1 (1)=0 М1 (1) = 140606

U (1) = 0 М2 (1) = -4855

S (0) = 316076 Р (0) = 37131 А (0) = 168

S (1) = 0 Р (1) = 194855 А(1) = 135

S (2) = 239451 Р (2) = 308716 А (2) = 158

S (3) = 140690 Р (3) = 240338 А (3) = 145

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

48

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1 Киреев Г И Комплексный расчет коробок скоростей металлорежущих

станков на ЕС ndash ЭВМ методические указания по курсовому и дипломному

проектированию для студентов специальности 0501 Часть 1 Г И Киреев ndash

Ульяновск УлПИ 1984 ndash 43 с

2 Металлорежущие станки и автоматы учебник для машинострои ndash

тельных втузов под ред А С Проникова ndash М Машиностроение 1981 ndash

479 с

3 Тарзиманов Г А Проектирование металлорежущих станков ГА

Тарзиманов ndash М Машиностроение 1980 ndash 288 с

4 Тепинкичиев В К Металлорежущие станки В К Тепинкичиев ndash М

Машиностроение 1973 ndash 472 с

5 Металлорежущие станки учебник для машиностроительных вузов

под ред В Э Пуша ndash М Машиностроение 1985 ndash 575 с

6 Металлорежущие системы машиностроительных производств учебное

пособие для студентов техн вузов О В Таратынов Г Г Земсков И М

Таратынова ndash М Высш шк 1988 ndash 464 с

7 Кузнецов М М Проектирование автоматизированного производствен ndash

ного оборудования учебное пособие для вузов М М Кузнецов В А Усов

К С Стародубов ndash М Машиностроение 1987 ndash 288 с

8 Орликов М Л Металлорежущие станки курсовое и дипломное

проектирование М Л Орликов И Г Федоренко В Н Шишкин ndash Киев

Высш шк1987 ndash 152 с

9 ГОСТ 2701 ndash 76 Схемы Виды и типы Общие требования к

выполнению ndash М Изд ndash во стандартов 1976 ndash 12 с

10 ГОСТ 2703 ndash 88 Правила выполнения кинематических схем ndash М

Изд ndash во стандартов 1988 ndash 7 с

11 Пуш В Э Конструирование металлорежущих станков В Э Пуш ndash

М Машиностроение 1977 ndash 380 с

12 Каминская В В Станины и корпусные детали металлорежущих

станков В В Каминская З М Левиеа Д Н Решетов ndash М Машгиз 1960 ndash

362 с

13 Курсовое проектирование деталей машин справочное пособие часть I

и II А В Кузьмин И Н Макейчик Ф В Калачѐв и др ndash Минск Высш шк

1982 ndash 584 с

14 Анурьев В И Справочник конструктора ndash машиностроителя Т2

В И Анурьев ndash М Машиностроение 1982 ndash 584 с

15 Чернин И М Расчѐты деталей машин справочник И М Чернин

А В Кузьмин Г М Ицкевич ndash Минск Высш шк 1978 ndash 592 с

16 Детали и механизмы металлорежущих станков Т2 под общ ред

Д Н Решетова ndash М Машиностроение 1972 ndash 405 с

49

17 Серенсен С В Валы и оси Конструирование и расчет С В Серенсен

и др ndash М Машиностроение 1970 ndash 312 с

18 СТ СЭВ 185 ndash 75 Геометрические характеристики шлицевых

прямозубых соединений ndash М Изд ndash во стандартов 1975

19 СТ СЭВ 189 ndash 76 и СТ СЭВ 189 ndash 77 Размеры призматических

шпонок ndash М Изд ndash во стандартов 1976

20 Зубенко В Л Методические разработки к курсовому проектированию

по металлорежущим станкам В Л Зубенко М Я Цлаф ndash Куйбышев КПтИ

1978 ndash 32 с

21 Справочник металлиста В 5 т Т1 под общ ред С А Чернавского и

В Ф Рещикова ndash М Машиностроение 1976 ndash 768 с

22 Сена Л А Единицы физических величин и их размерности учебно-

справочное руководство ЛА Сена ndash 3-е изд перераб и доп ndash М Наука

Гл ред физ-мат лит 1988 ndash 432 с

23 Кочергин А И Конструирование и расчет металлорежущих станков и

станочных комплексов Курсовое проектирование учебное пособие для вузов

А И Кочергин ndash Минск Высш шк 1991 ndash 382 с

Учебное издание

РАСЧЕТ ПРИВОДОВ ПОДАЧ

МЕТАЛЛОРЕЖУЩИХ СТАНКОВ

Методические указания по курсовому

и дипломному проектированию

Составители Шестернинов Александр Владимирович

Горшков Геннадий Михайлович

Редактор НАЕвдокимова

Подписано в печать 30082007 Формат 60times8416 Услпечл302

Тираж 150 экз Заказ

Ульяновский государственный технический университет

432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Типография УлГТУ 432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Page 26: Расчет приводов подач металлорежущих станков. Методичка

27

Ри

с32

З

ави

сим

ост

ь к

оэф

фи

ци

ента

пер

емен

ност

и р

ежи

ма

наг

рузо

к К

и р

еж

о

т чи

сла

ци

клов н

агруж

ени

я N

c

__________

цем

ента

ци

я

_ _

_ _

_ _

_ у

луч

шен

ие

норм

али

зац

ия за

кал

ка

азо

тирован

ие

1 ndash

сред

нел

егки

й р

ежи

м р

аботы

2 ndash

сред

ни

й р

ежи

м р

аботы

3 ndash

сред

нет

яж

елы

й р

ежи

м р

аботы

28

Ри

с32

З

ави

сим

ост

ь к

оэф

фи

ци

ента

пер

емен

ност

и р

ежи

ма

наг

рузо

к К

и р

еж

о

т чи

сла

ци

клов н

агруж

ени

я N

c

__________

цем

ента

ци

я

_ _

_ _

_ _

_ у

луч

шен

ие

норм

али

зац

ия за

кал

ка

азо

тирован

ие

1 ndash

сред

нел

егки

й р

ежи

м р

аботы

2 ndash

сред

ни

й р

ежи

м р

аботы

3 ndash

сред

нет

яж

елы

й р

ежи

м р

аботы

29

Для каждой зубчатой передачи следует провести два ndash три расчета

используя материалы с разными прочностными характеристиками В

результате будут получены два ndash три разных модуля Это позволит например

сконструировать коробку подач меньших габаритов и веса применив для

колес более прочный и дорогой материал С другой стороны можно

изготовить коробку с зубчатыми передачами имеющими один модуль путем

подбора материалов с разными прочностными свойствами Окончательное же

решение по обоснованному выбору марок сталей следует производить на

основе технико-экономических расчетов

При изложении материала в пояснительной записке по п321 следует

придерживаться порядка приведенного в табл 31

В случае использования справочных данных выраженных во

внесистемных единицах измерения для перевода их размерностей в единицы

СИ необходимо руководствоваться справочником [22]

322 Указания по расчету зубчатых колес на ЭВМ

Расчет модулей зубчатых колес из различных материалов производится на

ЭВМ по программе laquoШестерняraquo [20] Исходные данные для расчета колес по

программе laquoШестерняraquo вводятся в режиме диалога с машиной

В приложении Б представлены распечатки ввода исходных данных и

результаты расчѐта модулей колес в рассматриваемом примере Эти

распечатки вклеиваются в записку Для перевода символов языка машины в

принятые обозначения формул следует руководствоваться табл 37

Анализируем результаты расчета и принимаем в качестве материала

зубчатых колес сталь 40Х нормализованную В этом случае расчетные

значения laquoизгибногоraquo модуля составят соответственно иm = 17 142 137

137 175 мм Принимаем для всех колес коробки модуль равный 2 мм

Следует отметить что модули колес меньше 15 мм в коробке подач

рассматриваемых станков применять не рекомендуется

33 Расчет валов привода

Расчет валов привода подач заключается в определении их диаметров из

условия прочности и содержит целый ряд промежуточных этапов

Необходимо отметить что данный расчет является проектировочным т е

служит для предварительного определения диаметров вала которые в

дальнейшем уточняются при выборе подшипников зубчатых колес расчете

шпонок шлицев и др

331 Разработка компоновочной схемы

Для расчета вала необходимо располагать расчетной схемой его

30

Таблица 37

Соответствие символов в программе laquoШестерняraquo

обозначениям в расчетных формулах

Символ в

программе

Обозначение

в

формулах

Размерность Наименование параметров

1 2 3 4

A Ni кВт Мощность передаваемая i - м валом ( i = 1+У)

C Kn ndash

Коэффициент перегрузки

L KDi ndash

Коэффициент

динамичности

R

KHPi

ndash

Коэффициент

неравномерности

распределения нагрузки

Y НiУ ndash

Коэффициент формы зуба

Z Zi ndash

Число зубьев i - й

шестерни

G вi

ndash

Коэффициент ширины

зубчатого венца

F ni обмин Частота вращения

U ii ndash

Передаточное число

зубчатой пары

W [ ]u ij МПа Допускаемое напряжение

на изгиб

S [ ]K ij МПа Допускаемое напряжение

контактное

M1 muij мм Модуль laquoизгибнойraquo

M2 кijm мм Модуль laquoконтактныйraquo

31

нагружения которая выполняется на основе предварительно разработанной

компоновочной схемы коробки подач Компоновочная схема или эскизная

компоновка выполняется в виде развертки по валам и свертки определяющей

пространственное расположение валов (см рис 34) Эта схема вычерчивается

в произвольном масштабе и в обязательном порядке помещается в записку

При ее разработке следует использовать чертежи привода подач базового

станка чтобы осуществить по возможности наиболее близкую компоновку

разрабатываемой коробки к имеющейся Кроме того необходимо пользоваться

рекомендациями работ [31517] по выбору конструктивных параметров

зубчатых колѐс и других элементов привода

На рис 34 изображена компоновочная схема коробки подач

рассматриваемого примера Там же приведены некоторые рекомендации по

выбору конструктивных параметров В зацеплении показываются те зубчатые

колеса которые соответствуют расчѐтной ветви на графике подач

(см рис 21) С помощью этой схемы могут быть определены все

необходимые расстояния между опорами шестернями а также направления

тангенциальных и радиальных усилий

При вычерчивании компоновочной схемы необходимо

ndash обеспечить достаточные осевые перемещения зубчатых колес муфт

переключающих устройств

ndash исключить одновременное включение зубчатых колес с двумя

смежными неподвижными колесами

ndash обеспечить доступную и быструю сборку и разборку легкую

регулировку опор зубчатых зацеплений Кроме того обеспечить хороший

доступ для осмотра деталей коробки и ремонта

ndash конструкцию корпуса выполнять удобной простой и технологичной

обеспечивающей простоту монтажа и демонтажа деталей и узлов коробок

ndash возможно большее число центров валов располагать по одним и тем же

вертикалям и горизонталям что обеспечивает наибольшую простоту

настройки станков при обработке посадочных отверстий в корпусах

ndash обеспечить наибольшую жесткость валов и опор для чего следует

расстояние между зубчатыми колѐсами и другими деталями принимать

наименьшими из допустимых

332 Составление расчетной схемы нагружения вала

Расчет валов в настоящих методических указаниях производится на ЭВМ

Программа расчета составлена для унифицированной схемы нагружения

двухопорного вала (рис35) двумя силами в пролете P0 и P1 и силами P2 и P3

приложенными на консольных участках Эти силы возникают в зубчатых

зацеплениях при передаче крутящего момента К такой схеме нагружения

можно привести большое число валов приняв для отсутствующих шестерен

силы равными нулю Расстояния между опорами валов и закрепленными на

32

Ри

с3

4 К

ом

пон

овочн

ая с

хем

а короб

ки

под

ач

а-раз

вер

тка

б-с

вер

тка

(од

ин

из

возм

ож

ны

х в

ари

анто

в)

33

Рис35 Расчетная унифицированная схема нагружения вала к программе ldquoВалrdquo

Рис36 Расчетная схема нагружения II вала в рассматриваемом примере

34

нем шестернями а также направление тангенциальных ( iT ) и радиальных ( iR )

усилий определяется с помощью компоновочной схемы При этом радиальные

усилия всегда направлены к центру рассчитываемого вала а тангенциальные

совпадают с направлением вращения ведущего колеса Все линейные размеры

( g l l 0 1 ) отсчитываются от II опоры причем для отсутствующих шестерен

они задаются равными 0 Углы i и i определяющие направления

радиальных iR и тангенциальных iT сил должны отсчитываться против

часовой стрелки от положительного направления оси Х выбранного так как

показано на схеме Для отсутствующих шестерен принимается 0i

571i рад (900 ) Начальные диаметры отсутствующих шестерен (Д = Д0

Д1hellip) принимаются равными бесконечности а практически ndash большой

величине например Д = 10000000 см При этом окружная и радиальная силы

получаются близкими к 0

На рис 36 показана расчетная схема нагружения II вала для нашего

примера

333 Порядок расчета вала с помощью унифицированных формул

Расчет стального сплошного вала на двух опорах из условия прочности

заключается в определении его диаметров в сечениях I 0 1 II (см рис35)

Последовательность расчета выполняемого по унифицированным

формулам программ следующая

1) Определение действующих в зацеплении сил

ii

Д

МT КР2 R T tgi i

o 20

2) Определение проекций сил на оси X и Y

X T Ri i i i i cos cos Y T Ri i i i i sin sin

3) Определение опорных реакций в плоскостях X ndash горизонтальная и

Y ndash вертикальная соответственно в опоре I и II

g

lxlxlxlxR

IX33221100

R x x x x RX XII I 0 1 2 3

g

lylylylyR

IY33221100

R y y y y RY YII I 0 1 2 3

Силы направленные на вал при принятом расположении осей координат

имеют знак laquo + raquo а от вала laquo ndash raquo Для реакций правило знаков противоположно

35

4) Определение изгибающих моментов в сечениях

над левой опорой (сечение I)

M x l gX I 2 2( ) M y l gYI

2 2( )

над правой опорой (сечение II)

M x lX II 3 3 M y lYII

3 3

под силой P0 (сечение 0)

)()( 00220

lgRllxMI

XX )()( 00220

lgRllyMI

YY

под силой P1 (сечение 1)

M x l l R lX XI II 3 1 3 1( ) M y l l R lY YI II

3 1 3 1( )

5) Определение суммарных изгибающих моментов

M M MI X YI I 2 2 M M MII X YII II 2 2

M M MX Y 02 2

0 0 M M MX Y1

2 2

1 1

6) Определение приведенных моментов ПРМ

Приведенные моменты определяются в каждом из 4-х сечений в

отдельности по формуле

22750 КРMMM iпрi где i = 0 1 I II

7) Определение диаметра вала в каждом из сечений производится по

зависимости

3

10 и

прii

Md

где ПРМ Н∙см [ и ] ndash допускаемое напряжение на изгиб МПа

334 Определение исходных данных для расчета валов

Указания по определению исходных данных для расчета валов приведены

в табл38 В ней же даны численные значения исходных параметров

36

Таблица 38

Исходные данные для расчета диаметров вала

Исходные

данные и

определя ndash

емые

величины

Обозна ndash

ения и

раз ndash

мерность

Расчетные

формулы

Указания по

выбору

Числовые

величины

(см пример)

Крутящий

момент на

рассчиты ndash

ваемом валу

MKP

Н∙м

MKP =

= 974000 N

n

п 313 2250

Марка

стали и

термообра ndash

ботка

Сталь 45

нормализованная

Табл39

[3 13 14]

ndash

Допускаемое

напряжение

на изгиб

[ ]u

МПа

ndash Рис37 и

табл39

[3 13 14]

775

Начальные

диаметры

колес

Д0 Д1 Д2 Д3

в расчетной

схеме

Д см Д = z m z ndash из

кинематичес ndash

кого расчета

mndash в п322

диаметры

отсутствую ndash

щих шестерен

Д = 10000000

Д0 =10000000

Д1 = 48

Д2 = 50

Д3 = 107

Расстояния

g l0 l1

l2 l3

в расчетной

схеме

g l

см

ndash п332 рис 35

(числовые

величины

см рис 36)

g0 = 102

l0 = 0

l1= 24

l2 = 135

l3 = 0

Углы

действия сил

i для iT

i для iR

i i

рад

ii0

0180

ii0

0180

где 0

i 0

i

ndash углы

измеренные

в градусах

п332 рис 35

(числовые

величины

см рис 36)

0 = 0

0 = 157

1 = 0

1 = 157

2 = 0785

2 = 2355

3 = 0

3 = 157

37

Таблица 39

Допускаемые напряжения на изгиб [ и ] для стальных валов (в МПа)

Источник

концентрации

напряжения

Диаметр

вала мм

Марка стали и термообработка

45

норм

45

улучш

40Х

улучш

40Х

закал

Насаженная на вал

деталь

(шестерня шкив)

с острыми кромками

15 775 850 900 950

30 750 825 875 925

45 725 800 850 900

60 700 775 825 875

75 675 750 800 850

90 650 725 775 825

Рис37 Номограмма для ориентированного определения

диаметров валов по крутящему моменту

38

необходимые для расчета II вала привода подач в рассматриваемом примере

При расчете валов на ЭВМ углы вводятся в программу в радианах

Если на участке вала действует только крутящий момент то при

составлении исходных данных следует задавать расстояние до шестерни

обусловливающей приложение этого момента величиной 01 см При этом

изгибающий момент от действия радиальной силы будет близок к 0

Например при расчете V вала рассматриваемой коробки подач

(см рис35 и 36) следует принять расстояние l3 = 01 см до шестерни

Д3 = zm = 02 ∙ 20 = 4 см соответственно приняв 3 = 0 и 3 = 157 рад

335 Указания по расчету валов на ЭВМ

Расчет диаметров валов в опасных сечениях I 0 1 II (рис35)

производится на ЭВМ по программе laquoВАЛraquo [20] исходные данные для

расчета по программе laquoВАЛraquo вводятся в режиме диалога с машиной При

расчете нескольких валов каждому файлу необходимо давать новое название

например PETROV1 PETROV2 PETROV3

В приложении В представлены распечатки ввода исходных данных и

результаты расчета диаметров II вала в рассматриваемом примере

Для перевода языка машины в принятые обозначения формул следует

руководствоваться табл 310

В целях удобства программирования di рассматриваются для всех

сечений по приведенному моменту Для сечений в которых не действует MKP

диаметр определяется по iM (без машины) Из всех полученных диаметров

выбирается наибольший и округляется до стандартного ряда

Для нашего примера принимаем d = 18 мм учитывая что этот диаметр

вала не окончательный и может измениться при окончательной

конструктивной проработке привода О выборе геометрических параметров

шлицевых валов сказано ниже в п 34

В курсовом проекте с помощью ЭВМ должны быть рассчитаны все валы

коробки подач В записке приводятся расчетные схемы валов и результаты

расчета (распечатки) по каждому валу

34 Выбор подшипников качения и прочих элементов привода

Выбор подшипников качения ведется по динамической грузоподъемности

C определяемой по формуле

P

CL

где L ndash число миллионов оборотов за расчетный срок службы подшипника

качения

39

Таблица 310

Соответствие символов в программе laquoВАЛraquo

обозначениям в расчетных формулах

Символ в

программе

Обозначение

в формулах

Размерность Наименование параметров

1 2 3 4

C MKp Н∙см Крутящий момент на

рассчитываемом валу

Q g см Расстояние между опорами

B [u ] МПа Допускаемое напряжение

на изгиб

M(I)

Di

см

Делительный диаметр i - го

колеса в точке приложения

силы Pi

F1(I) i рад Угол действия силы Ti

F2(I) i рад Угол действия силы Ri

T(I)

Ti

Н

Тангенциальная сила

действующая в точке

приложения силы Pi

R(I) Ri Н Радиальная сила в той же точке

X(I) X i Н Проекция сил на ось Х в точке

приложения силы Pi

Y(I) Yi Н Проекция сил на ось Y в той же

точке

G(0) RxI Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре I

G(1) RxII Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре II

B1(0) RyI Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

B1(1) RyII Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре II

L(0)

MxI

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре I

L(1) MxII Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре II

U(0) M yI Н∙см Изгибающий момент в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

40

Окончание табл 310

1 2 3 4

L(I) li см Расстояние между опорой II и

точкой приложения силы Pi

М1(0)

M X 0

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquo0raquo

М1(1) M X1 Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquoIraquo

М2(0)

MY0

Н∙см

Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIIraquo

М2(1) MY1 Н∙см Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIraquo

S(0) M I Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре I

S(1)

M II Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре II

S(2) M 0 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquo0raquo

S(3)

M1 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquoIraquo

P(0)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре I

P(1)

IIпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре II

P(2) 0прМ Н∙см Приведѐнный момент

в сечении laquo0raquo

P(3)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в

сечении laquoIraquo

A(0)

d I см Диаметр вала в опоре I

A(1)

d II см Диаметр вала в опоре II

A(2)

d0 см Диаметр вала в сечении laquo0raquo

A(3)

d1 см Диаметр вала в сечении laquoIraquo

41

P ndash расчетная нагрузка подшипника Н

C ndash динамическая грузоподъемность подшипника указанная в катало ndash

ге Н

ndash коэффициент (для шарикоподшипников = 3 для роликоподшип ndash

ников = 333)

Данная формула справедлива при n ge 10 обмин При n = 1 divide 10 обмин

расчет ведут по n = 10 обмин При n lt 1 обмин действующую нагрузку

рассматривают как статическую

Расчетный срок службы подшипника в часах выражается зависимостью

LL

nh

10

60

6

Задавшись Lh (для металлорежущих станков обычно Lh = 12000divide20000 ч)

из данной формулы определяют L затем вычислив P (см ниже) и зная

находят C После того ориентируясь на желаемые габариты и прежде всего на

диаметр шейки вала где должен быть установлен подшипник подбирают по

каталогу 21 наиболее близкий по величине C типоразмер подшипника

Расчетную нагрузку подшипника определяют по формуле

P X V F Y F K Kr a T ( )

где Fr ndash радиальная нагрузка Н

Fa ndash осевая нагрузка Н

X ndash безразмерный коэффициент радиальной нагрузки

Y ndash безразмерный коэффициент вращения (при вращении внутреннего

кольца V = 1 при вращении наружного ndash V = 12)

K ndash безразмерный коэффициент безопасности (для токарных станков

K = 1 ndash 12 для фрезерных ndash K = 13 ndash 18)

KT ndash безразмерный температурный коэффициент (при работе до 1250С

KT = 105)

В коробках подач обычно используют прямозубые колеса поэтому

формула для определения расчетной нагрузки без учета осевых сил примет

вид (при Fa = 0 X =1)

P V F K Kr T

Величина радиальной нагрузки подсчитывается по формуле

F R Rr Xi Yi 2 2

где RXi RYi ndash наибольшие по величине опорные реакции определяемые при

расчете вала (см приложение 3 соответственно G(0) B1(0) или G(1) B1(1))

42

Проведем подбор подшипников для II вала привода в рассматриваемом

примере Из распечатки результатов расчета вала выписываем наибольшие

опорные реакции G(0) = 7566 Н B1(0) = 12285 Н и определяем

Fr 757 6 1228 5 1443 32 2 Н

Для определения расчетной нагрузки принимаем V =1 K = 12 KT = 105

тогда P = 1∙14433∙12∙105 = 18188 Н Определяем L при известной частоте

вращения n = 45 обмин (см табл 31) и задавшись hL = 2000 ч

5410

456020000

10

6066

nhL

L млн оборотов

Динамическая грузоподъемность 868735461818 3 LPC Н

По расчетному значению C приняв диаметр шейки вала шd = 17 мм

(см приложение Б) выбираем по каталогу [21] подшипник 203 с

динамической грузоподъемностью C = 7520 Н

Выбор геометрических характеристик шлицевых валов [17 18 21 и др]

можно производить по ранее рассчитываемому на ЭВМ наибольшему

диаметру сплошного вала Желательно затем произвести проверочный расчет

шлицевого соединения по напряжениям смятия [14 21 и др]

При выборе и расчете шпоночных соединений следует использовать

работы [13 divide 15 21 и др] Сечение шпонки подбирают по диаметру вала

длину ndash обычно на 5 ndash 10 мм короче ступицы закрепляемой детали соедине ndash

ние проверяют на смятие

43

ПРИЛОЖЕНИЕ А

Нормальный ряд чисел в станкостроении (нормаль HII - I) со

знаменателем =106

1 ndash 106 ndash 112 ndash 118 ndash 125 ndash 132 ndash 14 ndash 15 ndash 16 ndash 17 ndash 18 ndash 19 ndash 2 ndash 212 ndash

225 ndash 235 ndash 25 ndash 265 ndash 28 ndash 3 ndash 315 ndash 335 ndash 355 ndash 375 ndash 4 ndash 425 ndash 45 ndash 475

ndash 5 ndash 53 ndash 56 ndash 6 ndash 63 ndash 67 ndash 71 ndash 75 ndash 8 ndash 85 ndash 9 ndash 95 ndash 10

Примечания

1 Числа высшего порядка получаются умножением или делением чисел нор-

мального ряда на 10 100 1000hellip

Например

01 ndash 0106 ndash 0112 hellip 10 ndash 106 ndash 112 hellip 100 ndash 106 ndash 112 hellip

2 Числа геометрического ряда с gt 106 образуются из ряда с = 106 по

зависимости вида

U i106

112 1062 141 1066 178 10610

126 1064 158 1068 2 10612

3 Образование нормального ряда чисел с заданным = 106 производится

путем выписывания каждого (i + 1) числа из которых с = 106 начиная с

минимального ndash заданного

Например

126 1064 при minn = 112

hellip112 ndash 14 ndash 18 ndash 225 ndash hellip ndash 9 ndash 95 ndash 10 ndash 106 hellip

6061411 при minn = 132

hellip132 ndash 19 ndash 265 ndash 375 ndash hellipndash 53 ndash 75 ndash 106 ndash 15 hellip

8061581 при minn = 125

hellip125 ndash 2 ndash 315 ndash 5 ndash hellip ndash 8 ndash 125 ndash 20 ndash 315 hellip

44

ПРИЛОЖЕНИЕ Б

Распечатка исходных данных и результатов расчета

шестерен коробки подач

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ1 BSV

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y=037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 20289 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 170

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 164

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 124

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 096

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 143

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 105

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ2 BSV

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 142

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 131

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 104

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 076

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 3389 S = 1130

45

Продолжение приложения Б

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 120

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 084

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ3 BSV

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 123

А= 0102 С = 120 L = 1

R= 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 072

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБ НОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 079

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ4 BSV

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 108

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 063

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

46

Окончание приложения Б

G = 10 F = 225 U = 138

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 069

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ5 BSV

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 175

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 106

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 128

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 061

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U= 4

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 147

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 067

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

47

ПРИЛОЖЕНИЕ В

Распечатка исходных данных и результатов расчета II вала коробки подач

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

С = 2250 Q = 102 В = 775

М (0) = 10000000 L (0) = 0 Fl (0) = 0 F2 (0) = 157

М (1) = 48 L (1) = 24 Fl (1) = 0 F2 (1) = 157

М (2) = 5 L (2) = 135 Fl (2) = 0785 F2 (2) = 2355

М (3) = 10000000 L (3) = 0 Fl (3) = 0 F2 (3) = 157

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЁТА

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

VAL2 BSS

G (0) = 75761 В1 (0) = 122849

L1 (0) = -133882 М1 (0) = 225065

U (0) = -286321 М2 (0) = 81749

G (1) = 58586 В1 (1) = -2023

L1 (1)=0 М1 (1) = 140606

U (1) = 0 М2 (1) = -4855

S (0) = 316076 Р (0) = 37131 А (0) = 168

S (1) = 0 Р (1) = 194855 А(1) = 135

S (2) = 239451 Р (2) = 308716 А (2) = 158

S (3) = 140690 Р (3) = 240338 А (3) = 145

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

48

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1 Киреев Г И Комплексный расчет коробок скоростей металлорежущих

станков на ЕС ndash ЭВМ методические указания по курсовому и дипломному

проектированию для студентов специальности 0501 Часть 1 Г И Киреев ndash

Ульяновск УлПИ 1984 ndash 43 с

2 Металлорежущие станки и автоматы учебник для машинострои ndash

тельных втузов под ред А С Проникова ndash М Машиностроение 1981 ndash

479 с

3 Тарзиманов Г А Проектирование металлорежущих станков ГА

Тарзиманов ndash М Машиностроение 1980 ndash 288 с

4 Тепинкичиев В К Металлорежущие станки В К Тепинкичиев ndash М

Машиностроение 1973 ndash 472 с

5 Металлорежущие станки учебник для машиностроительных вузов

под ред В Э Пуша ndash М Машиностроение 1985 ndash 575 с

6 Металлорежущие системы машиностроительных производств учебное

пособие для студентов техн вузов О В Таратынов Г Г Земсков И М

Таратынова ndash М Высш шк 1988 ndash 464 с

7 Кузнецов М М Проектирование автоматизированного производствен ndash

ного оборудования учебное пособие для вузов М М Кузнецов В А Усов

К С Стародубов ndash М Машиностроение 1987 ndash 288 с

8 Орликов М Л Металлорежущие станки курсовое и дипломное

проектирование М Л Орликов И Г Федоренко В Н Шишкин ndash Киев

Высш шк1987 ndash 152 с

9 ГОСТ 2701 ndash 76 Схемы Виды и типы Общие требования к

выполнению ndash М Изд ndash во стандартов 1976 ndash 12 с

10 ГОСТ 2703 ndash 88 Правила выполнения кинематических схем ndash М

Изд ndash во стандартов 1988 ndash 7 с

11 Пуш В Э Конструирование металлорежущих станков В Э Пуш ndash

М Машиностроение 1977 ndash 380 с

12 Каминская В В Станины и корпусные детали металлорежущих

станков В В Каминская З М Левиеа Д Н Решетов ndash М Машгиз 1960 ndash

362 с

13 Курсовое проектирование деталей машин справочное пособие часть I

и II А В Кузьмин И Н Макейчик Ф В Калачѐв и др ndash Минск Высш шк

1982 ndash 584 с

14 Анурьев В И Справочник конструктора ndash машиностроителя Т2

В И Анурьев ndash М Машиностроение 1982 ndash 584 с

15 Чернин И М Расчѐты деталей машин справочник И М Чернин

А В Кузьмин Г М Ицкевич ndash Минск Высш шк 1978 ndash 592 с

16 Детали и механизмы металлорежущих станков Т2 под общ ред

Д Н Решетова ndash М Машиностроение 1972 ndash 405 с

49

17 Серенсен С В Валы и оси Конструирование и расчет С В Серенсен

и др ndash М Машиностроение 1970 ndash 312 с

18 СТ СЭВ 185 ndash 75 Геометрические характеристики шлицевых

прямозубых соединений ndash М Изд ndash во стандартов 1975

19 СТ СЭВ 189 ndash 76 и СТ СЭВ 189 ndash 77 Размеры призматических

шпонок ndash М Изд ndash во стандартов 1976

20 Зубенко В Л Методические разработки к курсовому проектированию

по металлорежущим станкам В Л Зубенко М Я Цлаф ndash Куйбышев КПтИ

1978 ndash 32 с

21 Справочник металлиста В 5 т Т1 под общ ред С А Чернавского и

В Ф Рещикова ndash М Машиностроение 1976 ndash 768 с

22 Сена Л А Единицы физических величин и их размерности учебно-

справочное руководство ЛА Сена ndash 3-е изд перераб и доп ndash М Наука

Гл ред физ-мат лит 1988 ndash 432 с

23 Кочергин А И Конструирование и расчет металлорежущих станков и

станочных комплексов Курсовое проектирование учебное пособие для вузов

А И Кочергин ndash Минск Высш шк 1991 ndash 382 с

Учебное издание

РАСЧЕТ ПРИВОДОВ ПОДАЧ

МЕТАЛЛОРЕЖУЩИХ СТАНКОВ

Методические указания по курсовому

и дипломному проектированию

Составители Шестернинов Александр Владимирович

Горшков Геннадий Михайлович

Редактор НАЕвдокимова

Подписано в печать 30082007 Формат 60times8416 Услпечл302

Тираж 150 экз Заказ

Ульяновский государственный технический университет

432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Типография УлГТУ 432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Page 27: Расчет приводов подач металлорежущих станков. Методичка

28

Ри

с32

З

ави

сим

ост

ь к

оэф

фи

ци

ента

пер

емен

ност

и р

ежи

ма

наг

рузо

к К

и р

еж

о

т чи

сла

ци

клов н

агруж

ени

я N

c

__________

цем

ента

ци

я

_ _

_ _

_ _

_ у

луч

шен

ие

норм

али

зац

ия за

кал

ка

азо

тирован

ие

1 ndash

сред

нел

егки

й р

ежи

м р

аботы

2 ndash

сред

ни

й р

ежи

м р

аботы

3 ndash

сред

нет

яж

елы

й р

ежи

м р

аботы

29

Для каждой зубчатой передачи следует провести два ndash три расчета

используя материалы с разными прочностными характеристиками В

результате будут получены два ndash три разных модуля Это позволит например

сконструировать коробку подач меньших габаритов и веса применив для

колес более прочный и дорогой материал С другой стороны можно

изготовить коробку с зубчатыми передачами имеющими один модуль путем

подбора материалов с разными прочностными свойствами Окончательное же

решение по обоснованному выбору марок сталей следует производить на

основе технико-экономических расчетов

При изложении материала в пояснительной записке по п321 следует

придерживаться порядка приведенного в табл 31

В случае использования справочных данных выраженных во

внесистемных единицах измерения для перевода их размерностей в единицы

СИ необходимо руководствоваться справочником [22]

322 Указания по расчету зубчатых колес на ЭВМ

Расчет модулей зубчатых колес из различных материалов производится на

ЭВМ по программе laquoШестерняraquo [20] Исходные данные для расчета колес по

программе laquoШестерняraquo вводятся в режиме диалога с машиной

В приложении Б представлены распечатки ввода исходных данных и

результаты расчѐта модулей колес в рассматриваемом примере Эти

распечатки вклеиваются в записку Для перевода символов языка машины в

принятые обозначения формул следует руководствоваться табл 37

Анализируем результаты расчета и принимаем в качестве материала

зубчатых колес сталь 40Х нормализованную В этом случае расчетные

значения laquoизгибногоraquo модуля составят соответственно иm = 17 142 137

137 175 мм Принимаем для всех колес коробки модуль равный 2 мм

Следует отметить что модули колес меньше 15 мм в коробке подач

рассматриваемых станков применять не рекомендуется

33 Расчет валов привода

Расчет валов привода подач заключается в определении их диаметров из

условия прочности и содержит целый ряд промежуточных этапов

Необходимо отметить что данный расчет является проектировочным т е

служит для предварительного определения диаметров вала которые в

дальнейшем уточняются при выборе подшипников зубчатых колес расчете

шпонок шлицев и др

331 Разработка компоновочной схемы

Для расчета вала необходимо располагать расчетной схемой его

30

Таблица 37

Соответствие символов в программе laquoШестерняraquo

обозначениям в расчетных формулах

Символ в

программе

Обозначение

в

формулах

Размерность Наименование параметров

1 2 3 4

A Ni кВт Мощность передаваемая i - м валом ( i = 1+У)

C Kn ndash

Коэффициент перегрузки

L KDi ndash

Коэффициент

динамичности

R

KHPi

ndash

Коэффициент

неравномерности

распределения нагрузки

Y НiУ ndash

Коэффициент формы зуба

Z Zi ndash

Число зубьев i - й

шестерни

G вi

ndash

Коэффициент ширины

зубчатого венца

F ni обмин Частота вращения

U ii ndash

Передаточное число

зубчатой пары

W [ ]u ij МПа Допускаемое напряжение

на изгиб

S [ ]K ij МПа Допускаемое напряжение

контактное

M1 muij мм Модуль laquoизгибнойraquo

M2 кijm мм Модуль laquoконтактныйraquo

31

нагружения которая выполняется на основе предварительно разработанной

компоновочной схемы коробки подач Компоновочная схема или эскизная

компоновка выполняется в виде развертки по валам и свертки определяющей

пространственное расположение валов (см рис 34) Эта схема вычерчивается

в произвольном масштабе и в обязательном порядке помещается в записку

При ее разработке следует использовать чертежи привода подач базового

станка чтобы осуществить по возможности наиболее близкую компоновку

разрабатываемой коробки к имеющейся Кроме того необходимо пользоваться

рекомендациями работ [31517] по выбору конструктивных параметров

зубчатых колѐс и других элементов привода

На рис 34 изображена компоновочная схема коробки подач

рассматриваемого примера Там же приведены некоторые рекомендации по

выбору конструктивных параметров В зацеплении показываются те зубчатые

колеса которые соответствуют расчѐтной ветви на графике подач

(см рис 21) С помощью этой схемы могут быть определены все

необходимые расстояния между опорами шестернями а также направления

тангенциальных и радиальных усилий

При вычерчивании компоновочной схемы необходимо

ndash обеспечить достаточные осевые перемещения зубчатых колес муфт

переключающих устройств

ndash исключить одновременное включение зубчатых колес с двумя

смежными неподвижными колесами

ndash обеспечить доступную и быструю сборку и разборку легкую

регулировку опор зубчатых зацеплений Кроме того обеспечить хороший

доступ для осмотра деталей коробки и ремонта

ndash конструкцию корпуса выполнять удобной простой и технологичной

обеспечивающей простоту монтажа и демонтажа деталей и узлов коробок

ndash возможно большее число центров валов располагать по одним и тем же

вертикалям и горизонталям что обеспечивает наибольшую простоту

настройки станков при обработке посадочных отверстий в корпусах

ndash обеспечить наибольшую жесткость валов и опор для чего следует

расстояние между зубчатыми колѐсами и другими деталями принимать

наименьшими из допустимых

332 Составление расчетной схемы нагружения вала

Расчет валов в настоящих методических указаниях производится на ЭВМ

Программа расчета составлена для унифицированной схемы нагружения

двухопорного вала (рис35) двумя силами в пролете P0 и P1 и силами P2 и P3

приложенными на консольных участках Эти силы возникают в зубчатых

зацеплениях при передаче крутящего момента К такой схеме нагружения

можно привести большое число валов приняв для отсутствующих шестерен

силы равными нулю Расстояния между опорами валов и закрепленными на

32

Ри

с3

4 К

ом

пон

овочн

ая с

хем

а короб

ки

под

ач

а-раз

вер

тка

б-с

вер

тка

(од

ин

из

возм

ож

ны

х в

ари

анто

в)

33

Рис35 Расчетная унифицированная схема нагружения вала к программе ldquoВалrdquo

Рис36 Расчетная схема нагружения II вала в рассматриваемом примере

34

нем шестернями а также направление тангенциальных ( iT ) и радиальных ( iR )

усилий определяется с помощью компоновочной схемы При этом радиальные

усилия всегда направлены к центру рассчитываемого вала а тангенциальные

совпадают с направлением вращения ведущего колеса Все линейные размеры

( g l l 0 1 ) отсчитываются от II опоры причем для отсутствующих шестерен

они задаются равными 0 Углы i и i определяющие направления

радиальных iR и тангенциальных iT сил должны отсчитываться против

часовой стрелки от положительного направления оси Х выбранного так как

показано на схеме Для отсутствующих шестерен принимается 0i

571i рад (900 ) Начальные диаметры отсутствующих шестерен (Д = Д0

Д1hellip) принимаются равными бесконечности а практически ndash большой

величине например Д = 10000000 см При этом окружная и радиальная силы

получаются близкими к 0

На рис 36 показана расчетная схема нагружения II вала для нашего

примера

333 Порядок расчета вала с помощью унифицированных формул

Расчет стального сплошного вала на двух опорах из условия прочности

заключается в определении его диаметров в сечениях I 0 1 II (см рис35)

Последовательность расчета выполняемого по унифицированным

формулам программ следующая

1) Определение действующих в зацеплении сил

ii

Д

МT КР2 R T tgi i

o 20

2) Определение проекций сил на оси X и Y

X T Ri i i i i cos cos Y T Ri i i i i sin sin

3) Определение опорных реакций в плоскостях X ndash горизонтальная и

Y ndash вертикальная соответственно в опоре I и II

g

lxlxlxlxR

IX33221100

R x x x x RX XII I 0 1 2 3

g

lylylylyR

IY33221100

R y y y y RY YII I 0 1 2 3

Силы направленные на вал при принятом расположении осей координат

имеют знак laquo + raquo а от вала laquo ndash raquo Для реакций правило знаков противоположно

35

4) Определение изгибающих моментов в сечениях

над левой опорой (сечение I)

M x l gX I 2 2( ) M y l gYI

2 2( )

над правой опорой (сечение II)

M x lX II 3 3 M y lYII

3 3

под силой P0 (сечение 0)

)()( 00220

lgRllxMI

XX )()( 00220

lgRllyMI

YY

под силой P1 (сечение 1)

M x l l R lX XI II 3 1 3 1( ) M y l l R lY YI II

3 1 3 1( )

5) Определение суммарных изгибающих моментов

M M MI X YI I 2 2 M M MII X YII II 2 2

M M MX Y 02 2

0 0 M M MX Y1

2 2

1 1

6) Определение приведенных моментов ПРМ

Приведенные моменты определяются в каждом из 4-х сечений в

отдельности по формуле

22750 КРMMM iпрi где i = 0 1 I II

7) Определение диаметра вала в каждом из сечений производится по

зависимости

3

10 и

прii

Md

где ПРМ Н∙см [ и ] ndash допускаемое напряжение на изгиб МПа

334 Определение исходных данных для расчета валов

Указания по определению исходных данных для расчета валов приведены

в табл38 В ней же даны численные значения исходных параметров

36

Таблица 38

Исходные данные для расчета диаметров вала

Исходные

данные и

определя ndash

емые

величины

Обозна ndash

ения и

раз ndash

мерность

Расчетные

формулы

Указания по

выбору

Числовые

величины

(см пример)

Крутящий

момент на

рассчиты ndash

ваемом валу

MKP

Н∙м

MKP =

= 974000 N

n

п 313 2250

Марка

стали и

термообра ndash

ботка

Сталь 45

нормализованная

Табл39

[3 13 14]

ndash

Допускаемое

напряжение

на изгиб

[ ]u

МПа

ndash Рис37 и

табл39

[3 13 14]

775

Начальные

диаметры

колес

Д0 Д1 Д2 Д3

в расчетной

схеме

Д см Д = z m z ndash из

кинематичес ndash

кого расчета

mndash в п322

диаметры

отсутствую ndash

щих шестерен

Д = 10000000

Д0 =10000000

Д1 = 48

Д2 = 50

Д3 = 107

Расстояния

g l0 l1

l2 l3

в расчетной

схеме

g l

см

ndash п332 рис 35

(числовые

величины

см рис 36)

g0 = 102

l0 = 0

l1= 24

l2 = 135

l3 = 0

Углы

действия сил

i для iT

i для iR

i i

рад

ii0

0180

ii0

0180

где 0

i 0

i

ndash углы

измеренные

в градусах

п332 рис 35

(числовые

величины

см рис 36)

0 = 0

0 = 157

1 = 0

1 = 157

2 = 0785

2 = 2355

3 = 0

3 = 157

37

Таблица 39

Допускаемые напряжения на изгиб [ и ] для стальных валов (в МПа)

Источник

концентрации

напряжения

Диаметр

вала мм

Марка стали и термообработка

45

норм

45

улучш

40Х

улучш

40Х

закал

Насаженная на вал

деталь

(шестерня шкив)

с острыми кромками

15 775 850 900 950

30 750 825 875 925

45 725 800 850 900

60 700 775 825 875

75 675 750 800 850

90 650 725 775 825

Рис37 Номограмма для ориентированного определения

диаметров валов по крутящему моменту

38

необходимые для расчета II вала привода подач в рассматриваемом примере

При расчете валов на ЭВМ углы вводятся в программу в радианах

Если на участке вала действует только крутящий момент то при

составлении исходных данных следует задавать расстояние до шестерни

обусловливающей приложение этого момента величиной 01 см При этом

изгибающий момент от действия радиальной силы будет близок к 0

Например при расчете V вала рассматриваемой коробки подач

(см рис35 и 36) следует принять расстояние l3 = 01 см до шестерни

Д3 = zm = 02 ∙ 20 = 4 см соответственно приняв 3 = 0 и 3 = 157 рад

335 Указания по расчету валов на ЭВМ

Расчет диаметров валов в опасных сечениях I 0 1 II (рис35)

производится на ЭВМ по программе laquoВАЛraquo [20] исходные данные для

расчета по программе laquoВАЛraquo вводятся в режиме диалога с машиной При

расчете нескольких валов каждому файлу необходимо давать новое название

например PETROV1 PETROV2 PETROV3

В приложении В представлены распечатки ввода исходных данных и

результаты расчета диаметров II вала в рассматриваемом примере

Для перевода языка машины в принятые обозначения формул следует

руководствоваться табл 310

В целях удобства программирования di рассматриваются для всех

сечений по приведенному моменту Для сечений в которых не действует MKP

диаметр определяется по iM (без машины) Из всех полученных диаметров

выбирается наибольший и округляется до стандартного ряда

Для нашего примера принимаем d = 18 мм учитывая что этот диаметр

вала не окончательный и может измениться при окончательной

конструктивной проработке привода О выборе геометрических параметров

шлицевых валов сказано ниже в п 34

В курсовом проекте с помощью ЭВМ должны быть рассчитаны все валы

коробки подач В записке приводятся расчетные схемы валов и результаты

расчета (распечатки) по каждому валу

34 Выбор подшипников качения и прочих элементов привода

Выбор подшипников качения ведется по динамической грузоподъемности

C определяемой по формуле

P

CL

где L ndash число миллионов оборотов за расчетный срок службы подшипника

качения

39

Таблица 310

Соответствие символов в программе laquoВАЛraquo

обозначениям в расчетных формулах

Символ в

программе

Обозначение

в формулах

Размерность Наименование параметров

1 2 3 4

C MKp Н∙см Крутящий момент на

рассчитываемом валу

Q g см Расстояние между опорами

B [u ] МПа Допускаемое напряжение

на изгиб

M(I)

Di

см

Делительный диаметр i - го

колеса в точке приложения

силы Pi

F1(I) i рад Угол действия силы Ti

F2(I) i рад Угол действия силы Ri

T(I)

Ti

Н

Тангенциальная сила

действующая в точке

приложения силы Pi

R(I) Ri Н Радиальная сила в той же точке

X(I) X i Н Проекция сил на ось Х в точке

приложения силы Pi

Y(I) Yi Н Проекция сил на ось Y в той же

точке

G(0) RxI Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре I

G(1) RxII Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре II

B1(0) RyI Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

B1(1) RyII Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре II

L(0)

MxI

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре I

L(1) MxII Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре II

U(0) M yI Н∙см Изгибающий момент в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

40

Окончание табл 310

1 2 3 4

L(I) li см Расстояние между опорой II и

точкой приложения силы Pi

М1(0)

M X 0

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquo0raquo

М1(1) M X1 Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquoIraquo

М2(0)

MY0

Н∙см

Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIIraquo

М2(1) MY1 Н∙см Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIraquo

S(0) M I Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре I

S(1)

M II Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре II

S(2) M 0 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquo0raquo

S(3)

M1 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquoIraquo

P(0)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре I

P(1)

IIпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре II

P(2) 0прМ Н∙см Приведѐнный момент

в сечении laquo0raquo

P(3)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в

сечении laquoIraquo

A(0)

d I см Диаметр вала в опоре I

A(1)

d II см Диаметр вала в опоре II

A(2)

d0 см Диаметр вала в сечении laquo0raquo

A(3)

d1 см Диаметр вала в сечении laquoIraquo

41

P ndash расчетная нагрузка подшипника Н

C ndash динамическая грузоподъемность подшипника указанная в катало ndash

ге Н

ndash коэффициент (для шарикоподшипников = 3 для роликоподшип ndash

ников = 333)

Данная формула справедлива при n ge 10 обмин При n = 1 divide 10 обмин

расчет ведут по n = 10 обмин При n lt 1 обмин действующую нагрузку

рассматривают как статическую

Расчетный срок службы подшипника в часах выражается зависимостью

LL

nh

10

60

6

Задавшись Lh (для металлорежущих станков обычно Lh = 12000divide20000 ч)

из данной формулы определяют L затем вычислив P (см ниже) и зная

находят C После того ориентируясь на желаемые габариты и прежде всего на

диаметр шейки вала где должен быть установлен подшипник подбирают по

каталогу 21 наиболее близкий по величине C типоразмер подшипника

Расчетную нагрузку подшипника определяют по формуле

P X V F Y F K Kr a T ( )

где Fr ndash радиальная нагрузка Н

Fa ndash осевая нагрузка Н

X ndash безразмерный коэффициент радиальной нагрузки

Y ndash безразмерный коэффициент вращения (при вращении внутреннего

кольца V = 1 при вращении наружного ndash V = 12)

K ndash безразмерный коэффициент безопасности (для токарных станков

K = 1 ndash 12 для фрезерных ndash K = 13 ndash 18)

KT ndash безразмерный температурный коэффициент (при работе до 1250С

KT = 105)

В коробках подач обычно используют прямозубые колеса поэтому

формула для определения расчетной нагрузки без учета осевых сил примет

вид (при Fa = 0 X =1)

P V F K Kr T

Величина радиальной нагрузки подсчитывается по формуле

F R Rr Xi Yi 2 2

где RXi RYi ndash наибольшие по величине опорные реакции определяемые при

расчете вала (см приложение 3 соответственно G(0) B1(0) или G(1) B1(1))

42

Проведем подбор подшипников для II вала привода в рассматриваемом

примере Из распечатки результатов расчета вала выписываем наибольшие

опорные реакции G(0) = 7566 Н B1(0) = 12285 Н и определяем

Fr 757 6 1228 5 1443 32 2 Н

Для определения расчетной нагрузки принимаем V =1 K = 12 KT = 105

тогда P = 1∙14433∙12∙105 = 18188 Н Определяем L при известной частоте

вращения n = 45 обмин (см табл 31) и задавшись hL = 2000 ч

5410

456020000

10

6066

nhL

L млн оборотов

Динамическая грузоподъемность 868735461818 3 LPC Н

По расчетному значению C приняв диаметр шейки вала шd = 17 мм

(см приложение Б) выбираем по каталогу [21] подшипник 203 с

динамической грузоподъемностью C = 7520 Н

Выбор геометрических характеристик шлицевых валов [17 18 21 и др]

можно производить по ранее рассчитываемому на ЭВМ наибольшему

диаметру сплошного вала Желательно затем произвести проверочный расчет

шлицевого соединения по напряжениям смятия [14 21 и др]

При выборе и расчете шпоночных соединений следует использовать

работы [13 divide 15 21 и др] Сечение шпонки подбирают по диаметру вала

длину ndash обычно на 5 ndash 10 мм короче ступицы закрепляемой детали соедине ndash

ние проверяют на смятие

43

ПРИЛОЖЕНИЕ А

Нормальный ряд чисел в станкостроении (нормаль HII - I) со

знаменателем =106

1 ndash 106 ndash 112 ndash 118 ndash 125 ndash 132 ndash 14 ndash 15 ndash 16 ndash 17 ndash 18 ndash 19 ndash 2 ndash 212 ndash

225 ndash 235 ndash 25 ndash 265 ndash 28 ndash 3 ndash 315 ndash 335 ndash 355 ndash 375 ndash 4 ndash 425 ndash 45 ndash 475

ndash 5 ndash 53 ndash 56 ndash 6 ndash 63 ndash 67 ndash 71 ndash 75 ndash 8 ndash 85 ndash 9 ndash 95 ndash 10

Примечания

1 Числа высшего порядка получаются умножением или делением чисел нор-

мального ряда на 10 100 1000hellip

Например

01 ndash 0106 ndash 0112 hellip 10 ndash 106 ndash 112 hellip 100 ndash 106 ndash 112 hellip

2 Числа геометрического ряда с gt 106 образуются из ряда с = 106 по

зависимости вида

U i106

112 1062 141 1066 178 10610

126 1064 158 1068 2 10612

3 Образование нормального ряда чисел с заданным = 106 производится

путем выписывания каждого (i + 1) числа из которых с = 106 начиная с

минимального ndash заданного

Например

126 1064 при minn = 112

hellip112 ndash 14 ndash 18 ndash 225 ndash hellip ndash 9 ndash 95 ndash 10 ndash 106 hellip

6061411 при minn = 132

hellip132 ndash 19 ndash 265 ndash 375 ndash hellipndash 53 ndash 75 ndash 106 ndash 15 hellip

8061581 при minn = 125

hellip125 ndash 2 ndash 315 ndash 5 ndash hellip ndash 8 ndash 125 ndash 20 ndash 315 hellip

44

ПРИЛОЖЕНИЕ Б

Распечатка исходных данных и результатов расчета

шестерен коробки подач

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ1 BSV

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y=037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 20289 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 170

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 164

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 124

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 096

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 143

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 105

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ2 BSV

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 142

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 131

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 104

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 076

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 3389 S = 1130

45

Продолжение приложения Б

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 120

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 084

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ3 BSV

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 123

А= 0102 С = 120 L = 1

R= 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 072

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБ НОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 079

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ4 BSV

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 108

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 063

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

46

Окончание приложения Б

G = 10 F = 225 U = 138

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 069

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ5 BSV

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 175

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 106

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 128

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 061

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U= 4

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 147

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 067

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

47

ПРИЛОЖЕНИЕ В

Распечатка исходных данных и результатов расчета II вала коробки подач

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

С = 2250 Q = 102 В = 775

М (0) = 10000000 L (0) = 0 Fl (0) = 0 F2 (0) = 157

М (1) = 48 L (1) = 24 Fl (1) = 0 F2 (1) = 157

М (2) = 5 L (2) = 135 Fl (2) = 0785 F2 (2) = 2355

М (3) = 10000000 L (3) = 0 Fl (3) = 0 F2 (3) = 157

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЁТА

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

VAL2 BSS

G (0) = 75761 В1 (0) = 122849

L1 (0) = -133882 М1 (0) = 225065

U (0) = -286321 М2 (0) = 81749

G (1) = 58586 В1 (1) = -2023

L1 (1)=0 М1 (1) = 140606

U (1) = 0 М2 (1) = -4855

S (0) = 316076 Р (0) = 37131 А (0) = 168

S (1) = 0 Р (1) = 194855 А(1) = 135

S (2) = 239451 Р (2) = 308716 А (2) = 158

S (3) = 140690 Р (3) = 240338 А (3) = 145

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

48

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1 Киреев Г И Комплексный расчет коробок скоростей металлорежущих

станков на ЕС ndash ЭВМ методические указания по курсовому и дипломному

проектированию для студентов специальности 0501 Часть 1 Г И Киреев ndash

Ульяновск УлПИ 1984 ndash 43 с

2 Металлорежущие станки и автоматы учебник для машинострои ndash

тельных втузов под ред А С Проникова ndash М Машиностроение 1981 ndash

479 с

3 Тарзиманов Г А Проектирование металлорежущих станков ГА

Тарзиманов ndash М Машиностроение 1980 ndash 288 с

4 Тепинкичиев В К Металлорежущие станки В К Тепинкичиев ndash М

Машиностроение 1973 ndash 472 с

5 Металлорежущие станки учебник для машиностроительных вузов

под ред В Э Пуша ndash М Машиностроение 1985 ndash 575 с

6 Металлорежущие системы машиностроительных производств учебное

пособие для студентов техн вузов О В Таратынов Г Г Земсков И М

Таратынова ndash М Высш шк 1988 ndash 464 с

7 Кузнецов М М Проектирование автоматизированного производствен ndash

ного оборудования учебное пособие для вузов М М Кузнецов В А Усов

К С Стародубов ndash М Машиностроение 1987 ndash 288 с

8 Орликов М Л Металлорежущие станки курсовое и дипломное

проектирование М Л Орликов И Г Федоренко В Н Шишкин ndash Киев

Высш шк1987 ndash 152 с

9 ГОСТ 2701 ndash 76 Схемы Виды и типы Общие требования к

выполнению ndash М Изд ndash во стандартов 1976 ndash 12 с

10 ГОСТ 2703 ndash 88 Правила выполнения кинематических схем ndash М

Изд ndash во стандартов 1988 ndash 7 с

11 Пуш В Э Конструирование металлорежущих станков В Э Пуш ndash

М Машиностроение 1977 ndash 380 с

12 Каминская В В Станины и корпусные детали металлорежущих

станков В В Каминская З М Левиеа Д Н Решетов ndash М Машгиз 1960 ndash

362 с

13 Курсовое проектирование деталей машин справочное пособие часть I

и II А В Кузьмин И Н Макейчик Ф В Калачѐв и др ndash Минск Высш шк

1982 ndash 584 с

14 Анурьев В И Справочник конструктора ndash машиностроителя Т2

В И Анурьев ndash М Машиностроение 1982 ndash 584 с

15 Чернин И М Расчѐты деталей машин справочник И М Чернин

А В Кузьмин Г М Ицкевич ndash Минск Высш шк 1978 ndash 592 с

16 Детали и механизмы металлорежущих станков Т2 под общ ред

Д Н Решетова ndash М Машиностроение 1972 ndash 405 с

49

17 Серенсен С В Валы и оси Конструирование и расчет С В Серенсен

и др ndash М Машиностроение 1970 ndash 312 с

18 СТ СЭВ 185 ndash 75 Геометрические характеристики шлицевых

прямозубых соединений ndash М Изд ndash во стандартов 1975

19 СТ СЭВ 189 ndash 76 и СТ СЭВ 189 ndash 77 Размеры призматических

шпонок ndash М Изд ndash во стандартов 1976

20 Зубенко В Л Методические разработки к курсовому проектированию

по металлорежущим станкам В Л Зубенко М Я Цлаф ndash Куйбышев КПтИ

1978 ndash 32 с

21 Справочник металлиста В 5 т Т1 под общ ред С А Чернавского и

В Ф Рещикова ndash М Машиностроение 1976 ndash 768 с

22 Сена Л А Единицы физических величин и их размерности учебно-

справочное руководство ЛА Сена ndash 3-е изд перераб и доп ndash М Наука

Гл ред физ-мат лит 1988 ndash 432 с

23 Кочергин А И Конструирование и расчет металлорежущих станков и

станочных комплексов Курсовое проектирование учебное пособие для вузов

А И Кочергин ndash Минск Высш шк 1991 ndash 382 с

Учебное издание

РАСЧЕТ ПРИВОДОВ ПОДАЧ

МЕТАЛЛОРЕЖУЩИХ СТАНКОВ

Методические указания по курсовому

и дипломному проектированию

Составители Шестернинов Александр Владимирович

Горшков Геннадий Михайлович

Редактор НАЕвдокимова

Подписано в печать 30082007 Формат 60times8416 Услпечл302

Тираж 150 экз Заказ

Ульяновский государственный технический университет

432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Типография УлГТУ 432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Page 28: Расчет приводов подач металлорежущих станков. Методичка

29

Для каждой зубчатой передачи следует провести два ndash три расчета

используя материалы с разными прочностными характеристиками В

результате будут получены два ndash три разных модуля Это позволит например

сконструировать коробку подач меньших габаритов и веса применив для

колес более прочный и дорогой материал С другой стороны можно

изготовить коробку с зубчатыми передачами имеющими один модуль путем

подбора материалов с разными прочностными свойствами Окончательное же

решение по обоснованному выбору марок сталей следует производить на

основе технико-экономических расчетов

При изложении материала в пояснительной записке по п321 следует

придерживаться порядка приведенного в табл 31

В случае использования справочных данных выраженных во

внесистемных единицах измерения для перевода их размерностей в единицы

СИ необходимо руководствоваться справочником [22]

322 Указания по расчету зубчатых колес на ЭВМ

Расчет модулей зубчатых колес из различных материалов производится на

ЭВМ по программе laquoШестерняraquo [20] Исходные данные для расчета колес по

программе laquoШестерняraquo вводятся в режиме диалога с машиной

В приложении Б представлены распечатки ввода исходных данных и

результаты расчѐта модулей колес в рассматриваемом примере Эти

распечатки вклеиваются в записку Для перевода символов языка машины в

принятые обозначения формул следует руководствоваться табл 37

Анализируем результаты расчета и принимаем в качестве материала

зубчатых колес сталь 40Х нормализованную В этом случае расчетные

значения laquoизгибногоraquo модуля составят соответственно иm = 17 142 137

137 175 мм Принимаем для всех колес коробки модуль равный 2 мм

Следует отметить что модули колес меньше 15 мм в коробке подач

рассматриваемых станков применять не рекомендуется

33 Расчет валов привода

Расчет валов привода подач заключается в определении их диаметров из

условия прочности и содержит целый ряд промежуточных этапов

Необходимо отметить что данный расчет является проектировочным т е

служит для предварительного определения диаметров вала которые в

дальнейшем уточняются при выборе подшипников зубчатых колес расчете

шпонок шлицев и др

331 Разработка компоновочной схемы

Для расчета вала необходимо располагать расчетной схемой его

30

Таблица 37

Соответствие символов в программе laquoШестерняraquo

обозначениям в расчетных формулах

Символ в

программе

Обозначение

в

формулах

Размерность Наименование параметров

1 2 3 4

A Ni кВт Мощность передаваемая i - м валом ( i = 1+У)

C Kn ndash

Коэффициент перегрузки

L KDi ndash

Коэффициент

динамичности

R

KHPi

ndash

Коэффициент

неравномерности

распределения нагрузки

Y НiУ ndash

Коэффициент формы зуба

Z Zi ndash

Число зубьев i - й

шестерни

G вi

ndash

Коэффициент ширины

зубчатого венца

F ni обмин Частота вращения

U ii ndash

Передаточное число

зубчатой пары

W [ ]u ij МПа Допускаемое напряжение

на изгиб

S [ ]K ij МПа Допускаемое напряжение

контактное

M1 muij мм Модуль laquoизгибнойraquo

M2 кijm мм Модуль laquoконтактныйraquo

31

нагружения которая выполняется на основе предварительно разработанной

компоновочной схемы коробки подач Компоновочная схема или эскизная

компоновка выполняется в виде развертки по валам и свертки определяющей

пространственное расположение валов (см рис 34) Эта схема вычерчивается

в произвольном масштабе и в обязательном порядке помещается в записку

При ее разработке следует использовать чертежи привода подач базового

станка чтобы осуществить по возможности наиболее близкую компоновку

разрабатываемой коробки к имеющейся Кроме того необходимо пользоваться

рекомендациями работ [31517] по выбору конструктивных параметров

зубчатых колѐс и других элементов привода

На рис 34 изображена компоновочная схема коробки подач

рассматриваемого примера Там же приведены некоторые рекомендации по

выбору конструктивных параметров В зацеплении показываются те зубчатые

колеса которые соответствуют расчѐтной ветви на графике подач

(см рис 21) С помощью этой схемы могут быть определены все

необходимые расстояния между опорами шестернями а также направления

тангенциальных и радиальных усилий

При вычерчивании компоновочной схемы необходимо

ndash обеспечить достаточные осевые перемещения зубчатых колес муфт

переключающих устройств

ndash исключить одновременное включение зубчатых колес с двумя

смежными неподвижными колесами

ndash обеспечить доступную и быструю сборку и разборку легкую

регулировку опор зубчатых зацеплений Кроме того обеспечить хороший

доступ для осмотра деталей коробки и ремонта

ndash конструкцию корпуса выполнять удобной простой и технологичной

обеспечивающей простоту монтажа и демонтажа деталей и узлов коробок

ndash возможно большее число центров валов располагать по одним и тем же

вертикалям и горизонталям что обеспечивает наибольшую простоту

настройки станков при обработке посадочных отверстий в корпусах

ndash обеспечить наибольшую жесткость валов и опор для чего следует

расстояние между зубчатыми колѐсами и другими деталями принимать

наименьшими из допустимых

332 Составление расчетной схемы нагружения вала

Расчет валов в настоящих методических указаниях производится на ЭВМ

Программа расчета составлена для унифицированной схемы нагружения

двухопорного вала (рис35) двумя силами в пролете P0 и P1 и силами P2 и P3

приложенными на консольных участках Эти силы возникают в зубчатых

зацеплениях при передаче крутящего момента К такой схеме нагружения

можно привести большое число валов приняв для отсутствующих шестерен

силы равными нулю Расстояния между опорами валов и закрепленными на

32

Ри

с3

4 К

ом

пон

овочн

ая с

хем

а короб

ки

под

ач

а-раз

вер

тка

б-с

вер

тка

(од

ин

из

возм

ож

ны

х в

ари

анто

в)

33

Рис35 Расчетная унифицированная схема нагружения вала к программе ldquoВалrdquo

Рис36 Расчетная схема нагружения II вала в рассматриваемом примере

34

нем шестернями а также направление тангенциальных ( iT ) и радиальных ( iR )

усилий определяется с помощью компоновочной схемы При этом радиальные

усилия всегда направлены к центру рассчитываемого вала а тангенциальные

совпадают с направлением вращения ведущего колеса Все линейные размеры

( g l l 0 1 ) отсчитываются от II опоры причем для отсутствующих шестерен

они задаются равными 0 Углы i и i определяющие направления

радиальных iR и тангенциальных iT сил должны отсчитываться против

часовой стрелки от положительного направления оси Х выбранного так как

показано на схеме Для отсутствующих шестерен принимается 0i

571i рад (900 ) Начальные диаметры отсутствующих шестерен (Д = Д0

Д1hellip) принимаются равными бесконечности а практически ndash большой

величине например Д = 10000000 см При этом окружная и радиальная силы

получаются близкими к 0

На рис 36 показана расчетная схема нагружения II вала для нашего

примера

333 Порядок расчета вала с помощью унифицированных формул

Расчет стального сплошного вала на двух опорах из условия прочности

заключается в определении его диаметров в сечениях I 0 1 II (см рис35)

Последовательность расчета выполняемого по унифицированным

формулам программ следующая

1) Определение действующих в зацеплении сил

ii

Д

МT КР2 R T tgi i

o 20

2) Определение проекций сил на оси X и Y

X T Ri i i i i cos cos Y T Ri i i i i sin sin

3) Определение опорных реакций в плоскостях X ndash горизонтальная и

Y ndash вертикальная соответственно в опоре I и II

g

lxlxlxlxR

IX33221100

R x x x x RX XII I 0 1 2 3

g

lylylylyR

IY33221100

R y y y y RY YII I 0 1 2 3

Силы направленные на вал при принятом расположении осей координат

имеют знак laquo + raquo а от вала laquo ndash raquo Для реакций правило знаков противоположно

35

4) Определение изгибающих моментов в сечениях

над левой опорой (сечение I)

M x l gX I 2 2( ) M y l gYI

2 2( )

над правой опорой (сечение II)

M x lX II 3 3 M y lYII

3 3

под силой P0 (сечение 0)

)()( 00220

lgRllxMI

XX )()( 00220

lgRllyMI

YY

под силой P1 (сечение 1)

M x l l R lX XI II 3 1 3 1( ) M y l l R lY YI II

3 1 3 1( )

5) Определение суммарных изгибающих моментов

M M MI X YI I 2 2 M M MII X YII II 2 2

M M MX Y 02 2

0 0 M M MX Y1

2 2

1 1

6) Определение приведенных моментов ПРМ

Приведенные моменты определяются в каждом из 4-х сечений в

отдельности по формуле

22750 КРMMM iпрi где i = 0 1 I II

7) Определение диаметра вала в каждом из сечений производится по

зависимости

3

10 и

прii

Md

где ПРМ Н∙см [ и ] ndash допускаемое напряжение на изгиб МПа

334 Определение исходных данных для расчета валов

Указания по определению исходных данных для расчета валов приведены

в табл38 В ней же даны численные значения исходных параметров

36

Таблица 38

Исходные данные для расчета диаметров вала

Исходные

данные и

определя ndash

емые

величины

Обозна ndash

ения и

раз ndash

мерность

Расчетные

формулы

Указания по

выбору

Числовые

величины

(см пример)

Крутящий

момент на

рассчиты ndash

ваемом валу

MKP

Н∙м

MKP =

= 974000 N

n

п 313 2250

Марка

стали и

термообра ndash

ботка

Сталь 45

нормализованная

Табл39

[3 13 14]

ndash

Допускаемое

напряжение

на изгиб

[ ]u

МПа

ndash Рис37 и

табл39

[3 13 14]

775

Начальные

диаметры

колес

Д0 Д1 Д2 Д3

в расчетной

схеме

Д см Д = z m z ndash из

кинематичес ndash

кого расчета

mndash в п322

диаметры

отсутствую ndash

щих шестерен

Д = 10000000

Д0 =10000000

Д1 = 48

Д2 = 50

Д3 = 107

Расстояния

g l0 l1

l2 l3

в расчетной

схеме

g l

см

ndash п332 рис 35

(числовые

величины

см рис 36)

g0 = 102

l0 = 0

l1= 24

l2 = 135

l3 = 0

Углы

действия сил

i для iT

i для iR

i i

рад

ii0

0180

ii0

0180

где 0

i 0

i

ndash углы

измеренные

в градусах

п332 рис 35

(числовые

величины

см рис 36)

0 = 0

0 = 157

1 = 0

1 = 157

2 = 0785

2 = 2355

3 = 0

3 = 157

37

Таблица 39

Допускаемые напряжения на изгиб [ и ] для стальных валов (в МПа)

Источник

концентрации

напряжения

Диаметр

вала мм

Марка стали и термообработка

45

норм

45

улучш

40Х

улучш

40Х

закал

Насаженная на вал

деталь

(шестерня шкив)

с острыми кромками

15 775 850 900 950

30 750 825 875 925

45 725 800 850 900

60 700 775 825 875

75 675 750 800 850

90 650 725 775 825

Рис37 Номограмма для ориентированного определения

диаметров валов по крутящему моменту

38

необходимые для расчета II вала привода подач в рассматриваемом примере

При расчете валов на ЭВМ углы вводятся в программу в радианах

Если на участке вала действует только крутящий момент то при

составлении исходных данных следует задавать расстояние до шестерни

обусловливающей приложение этого момента величиной 01 см При этом

изгибающий момент от действия радиальной силы будет близок к 0

Например при расчете V вала рассматриваемой коробки подач

(см рис35 и 36) следует принять расстояние l3 = 01 см до шестерни

Д3 = zm = 02 ∙ 20 = 4 см соответственно приняв 3 = 0 и 3 = 157 рад

335 Указания по расчету валов на ЭВМ

Расчет диаметров валов в опасных сечениях I 0 1 II (рис35)

производится на ЭВМ по программе laquoВАЛraquo [20] исходные данные для

расчета по программе laquoВАЛraquo вводятся в режиме диалога с машиной При

расчете нескольких валов каждому файлу необходимо давать новое название

например PETROV1 PETROV2 PETROV3

В приложении В представлены распечатки ввода исходных данных и

результаты расчета диаметров II вала в рассматриваемом примере

Для перевода языка машины в принятые обозначения формул следует

руководствоваться табл 310

В целях удобства программирования di рассматриваются для всех

сечений по приведенному моменту Для сечений в которых не действует MKP

диаметр определяется по iM (без машины) Из всех полученных диаметров

выбирается наибольший и округляется до стандартного ряда

Для нашего примера принимаем d = 18 мм учитывая что этот диаметр

вала не окончательный и может измениться при окончательной

конструктивной проработке привода О выборе геометрических параметров

шлицевых валов сказано ниже в п 34

В курсовом проекте с помощью ЭВМ должны быть рассчитаны все валы

коробки подач В записке приводятся расчетные схемы валов и результаты

расчета (распечатки) по каждому валу

34 Выбор подшипников качения и прочих элементов привода

Выбор подшипников качения ведется по динамической грузоподъемности

C определяемой по формуле

P

CL

где L ndash число миллионов оборотов за расчетный срок службы подшипника

качения

39

Таблица 310

Соответствие символов в программе laquoВАЛraquo

обозначениям в расчетных формулах

Символ в

программе

Обозначение

в формулах

Размерность Наименование параметров

1 2 3 4

C MKp Н∙см Крутящий момент на

рассчитываемом валу

Q g см Расстояние между опорами

B [u ] МПа Допускаемое напряжение

на изгиб

M(I)

Di

см

Делительный диаметр i - го

колеса в точке приложения

силы Pi

F1(I) i рад Угол действия силы Ti

F2(I) i рад Угол действия силы Ri

T(I)

Ti

Н

Тангенциальная сила

действующая в точке

приложения силы Pi

R(I) Ri Н Радиальная сила в той же точке

X(I) X i Н Проекция сил на ось Х в точке

приложения силы Pi

Y(I) Yi Н Проекция сил на ось Y в той же

точке

G(0) RxI Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре I

G(1) RxII Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре II

B1(0) RyI Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

B1(1) RyII Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре II

L(0)

MxI

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре I

L(1) MxII Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре II

U(0) M yI Н∙см Изгибающий момент в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

40

Окончание табл 310

1 2 3 4

L(I) li см Расстояние между опорой II и

точкой приложения силы Pi

М1(0)

M X 0

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquo0raquo

М1(1) M X1 Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquoIraquo

М2(0)

MY0

Н∙см

Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIIraquo

М2(1) MY1 Н∙см Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIraquo

S(0) M I Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре I

S(1)

M II Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре II

S(2) M 0 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquo0raquo

S(3)

M1 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquoIraquo

P(0)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре I

P(1)

IIпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре II

P(2) 0прМ Н∙см Приведѐнный момент

в сечении laquo0raquo

P(3)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в

сечении laquoIraquo

A(0)

d I см Диаметр вала в опоре I

A(1)

d II см Диаметр вала в опоре II

A(2)

d0 см Диаметр вала в сечении laquo0raquo

A(3)

d1 см Диаметр вала в сечении laquoIraquo

41

P ndash расчетная нагрузка подшипника Н

C ndash динамическая грузоподъемность подшипника указанная в катало ndash

ге Н

ndash коэффициент (для шарикоподшипников = 3 для роликоподшип ndash

ников = 333)

Данная формула справедлива при n ge 10 обмин При n = 1 divide 10 обмин

расчет ведут по n = 10 обмин При n lt 1 обмин действующую нагрузку

рассматривают как статическую

Расчетный срок службы подшипника в часах выражается зависимостью

LL

nh

10

60

6

Задавшись Lh (для металлорежущих станков обычно Lh = 12000divide20000 ч)

из данной формулы определяют L затем вычислив P (см ниже) и зная

находят C После того ориентируясь на желаемые габариты и прежде всего на

диаметр шейки вала где должен быть установлен подшипник подбирают по

каталогу 21 наиболее близкий по величине C типоразмер подшипника

Расчетную нагрузку подшипника определяют по формуле

P X V F Y F K Kr a T ( )

где Fr ndash радиальная нагрузка Н

Fa ndash осевая нагрузка Н

X ndash безразмерный коэффициент радиальной нагрузки

Y ndash безразмерный коэффициент вращения (при вращении внутреннего

кольца V = 1 при вращении наружного ndash V = 12)

K ndash безразмерный коэффициент безопасности (для токарных станков

K = 1 ndash 12 для фрезерных ndash K = 13 ndash 18)

KT ndash безразмерный температурный коэффициент (при работе до 1250С

KT = 105)

В коробках подач обычно используют прямозубые колеса поэтому

формула для определения расчетной нагрузки без учета осевых сил примет

вид (при Fa = 0 X =1)

P V F K Kr T

Величина радиальной нагрузки подсчитывается по формуле

F R Rr Xi Yi 2 2

где RXi RYi ndash наибольшие по величине опорные реакции определяемые при

расчете вала (см приложение 3 соответственно G(0) B1(0) или G(1) B1(1))

42

Проведем подбор подшипников для II вала привода в рассматриваемом

примере Из распечатки результатов расчета вала выписываем наибольшие

опорные реакции G(0) = 7566 Н B1(0) = 12285 Н и определяем

Fr 757 6 1228 5 1443 32 2 Н

Для определения расчетной нагрузки принимаем V =1 K = 12 KT = 105

тогда P = 1∙14433∙12∙105 = 18188 Н Определяем L при известной частоте

вращения n = 45 обмин (см табл 31) и задавшись hL = 2000 ч

5410

456020000

10

6066

nhL

L млн оборотов

Динамическая грузоподъемность 868735461818 3 LPC Н

По расчетному значению C приняв диаметр шейки вала шd = 17 мм

(см приложение Б) выбираем по каталогу [21] подшипник 203 с

динамической грузоподъемностью C = 7520 Н

Выбор геометрических характеристик шлицевых валов [17 18 21 и др]

можно производить по ранее рассчитываемому на ЭВМ наибольшему

диаметру сплошного вала Желательно затем произвести проверочный расчет

шлицевого соединения по напряжениям смятия [14 21 и др]

При выборе и расчете шпоночных соединений следует использовать

работы [13 divide 15 21 и др] Сечение шпонки подбирают по диаметру вала

длину ndash обычно на 5 ndash 10 мм короче ступицы закрепляемой детали соедине ndash

ние проверяют на смятие

43

ПРИЛОЖЕНИЕ А

Нормальный ряд чисел в станкостроении (нормаль HII - I) со

знаменателем =106

1 ndash 106 ndash 112 ndash 118 ndash 125 ndash 132 ndash 14 ndash 15 ndash 16 ndash 17 ndash 18 ndash 19 ndash 2 ndash 212 ndash

225 ndash 235 ndash 25 ndash 265 ndash 28 ndash 3 ndash 315 ndash 335 ndash 355 ndash 375 ndash 4 ndash 425 ndash 45 ndash 475

ndash 5 ndash 53 ndash 56 ndash 6 ndash 63 ndash 67 ndash 71 ndash 75 ndash 8 ndash 85 ndash 9 ndash 95 ndash 10

Примечания

1 Числа высшего порядка получаются умножением или делением чисел нор-

мального ряда на 10 100 1000hellip

Например

01 ndash 0106 ndash 0112 hellip 10 ndash 106 ndash 112 hellip 100 ndash 106 ndash 112 hellip

2 Числа геометрического ряда с gt 106 образуются из ряда с = 106 по

зависимости вида

U i106

112 1062 141 1066 178 10610

126 1064 158 1068 2 10612

3 Образование нормального ряда чисел с заданным = 106 производится

путем выписывания каждого (i + 1) числа из которых с = 106 начиная с

минимального ndash заданного

Например

126 1064 при minn = 112

hellip112 ndash 14 ndash 18 ndash 225 ndash hellip ndash 9 ndash 95 ndash 10 ndash 106 hellip

6061411 при minn = 132

hellip132 ndash 19 ndash 265 ndash 375 ndash hellipndash 53 ndash 75 ndash 106 ndash 15 hellip

8061581 при minn = 125

hellip125 ndash 2 ndash 315 ndash 5 ndash hellip ndash 8 ndash 125 ndash 20 ndash 315 hellip

44

ПРИЛОЖЕНИЕ Б

Распечатка исходных данных и результатов расчета

шестерен коробки подач

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ1 BSV

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y=037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 20289 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 170

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 164

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 124

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 096

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 143

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 105

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ2 BSV

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 142

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 131

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 104

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 076

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 3389 S = 1130

45

Продолжение приложения Б

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 120

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 084

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ3 BSV

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 123

А= 0102 С = 120 L = 1

R= 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 072

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБ НОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 079

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ4 BSV

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 108

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 063

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

46

Окончание приложения Б

G = 10 F = 225 U = 138

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 069

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ5 BSV

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 175

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 106

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 128

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 061

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U= 4

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 147

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 067

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

47

ПРИЛОЖЕНИЕ В

Распечатка исходных данных и результатов расчета II вала коробки подач

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

С = 2250 Q = 102 В = 775

М (0) = 10000000 L (0) = 0 Fl (0) = 0 F2 (0) = 157

М (1) = 48 L (1) = 24 Fl (1) = 0 F2 (1) = 157

М (2) = 5 L (2) = 135 Fl (2) = 0785 F2 (2) = 2355

М (3) = 10000000 L (3) = 0 Fl (3) = 0 F2 (3) = 157

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЁТА

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

VAL2 BSS

G (0) = 75761 В1 (0) = 122849

L1 (0) = -133882 М1 (0) = 225065

U (0) = -286321 М2 (0) = 81749

G (1) = 58586 В1 (1) = -2023

L1 (1)=0 М1 (1) = 140606

U (1) = 0 М2 (1) = -4855

S (0) = 316076 Р (0) = 37131 А (0) = 168

S (1) = 0 Р (1) = 194855 А(1) = 135

S (2) = 239451 Р (2) = 308716 А (2) = 158

S (3) = 140690 Р (3) = 240338 А (3) = 145

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

48

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1 Киреев Г И Комплексный расчет коробок скоростей металлорежущих

станков на ЕС ndash ЭВМ методические указания по курсовому и дипломному

проектированию для студентов специальности 0501 Часть 1 Г И Киреев ndash

Ульяновск УлПИ 1984 ndash 43 с

2 Металлорежущие станки и автоматы учебник для машинострои ndash

тельных втузов под ред А С Проникова ndash М Машиностроение 1981 ndash

479 с

3 Тарзиманов Г А Проектирование металлорежущих станков ГА

Тарзиманов ndash М Машиностроение 1980 ndash 288 с

4 Тепинкичиев В К Металлорежущие станки В К Тепинкичиев ndash М

Машиностроение 1973 ndash 472 с

5 Металлорежущие станки учебник для машиностроительных вузов

под ред В Э Пуша ndash М Машиностроение 1985 ndash 575 с

6 Металлорежущие системы машиностроительных производств учебное

пособие для студентов техн вузов О В Таратынов Г Г Земсков И М

Таратынова ndash М Высш шк 1988 ndash 464 с

7 Кузнецов М М Проектирование автоматизированного производствен ndash

ного оборудования учебное пособие для вузов М М Кузнецов В А Усов

К С Стародубов ndash М Машиностроение 1987 ndash 288 с

8 Орликов М Л Металлорежущие станки курсовое и дипломное

проектирование М Л Орликов И Г Федоренко В Н Шишкин ndash Киев

Высш шк1987 ndash 152 с

9 ГОСТ 2701 ndash 76 Схемы Виды и типы Общие требования к

выполнению ndash М Изд ndash во стандартов 1976 ndash 12 с

10 ГОСТ 2703 ndash 88 Правила выполнения кинематических схем ndash М

Изд ndash во стандартов 1988 ndash 7 с

11 Пуш В Э Конструирование металлорежущих станков В Э Пуш ndash

М Машиностроение 1977 ndash 380 с

12 Каминская В В Станины и корпусные детали металлорежущих

станков В В Каминская З М Левиеа Д Н Решетов ndash М Машгиз 1960 ndash

362 с

13 Курсовое проектирование деталей машин справочное пособие часть I

и II А В Кузьмин И Н Макейчик Ф В Калачѐв и др ndash Минск Высш шк

1982 ndash 584 с

14 Анурьев В И Справочник конструктора ndash машиностроителя Т2

В И Анурьев ndash М Машиностроение 1982 ndash 584 с

15 Чернин И М Расчѐты деталей машин справочник И М Чернин

А В Кузьмин Г М Ицкевич ndash Минск Высш шк 1978 ndash 592 с

16 Детали и механизмы металлорежущих станков Т2 под общ ред

Д Н Решетова ndash М Машиностроение 1972 ndash 405 с

49

17 Серенсен С В Валы и оси Конструирование и расчет С В Серенсен

и др ndash М Машиностроение 1970 ndash 312 с

18 СТ СЭВ 185 ndash 75 Геометрические характеристики шлицевых

прямозубых соединений ndash М Изд ndash во стандартов 1975

19 СТ СЭВ 189 ndash 76 и СТ СЭВ 189 ndash 77 Размеры призматических

шпонок ndash М Изд ndash во стандартов 1976

20 Зубенко В Л Методические разработки к курсовому проектированию

по металлорежущим станкам В Л Зубенко М Я Цлаф ndash Куйбышев КПтИ

1978 ndash 32 с

21 Справочник металлиста В 5 т Т1 под общ ред С А Чернавского и

В Ф Рещикова ndash М Машиностроение 1976 ndash 768 с

22 Сена Л А Единицы физических величин и их размерности учебно-

справочное руководство ЛА Сена ndash 3-е изд перераб и доп ndash М Наука

Гл ред физ-мат лит 1988 ndash 432 с

23 Кочергин А И Конструирование и расчет металлорежущих станков и

станочных комплексов Курсовое проектирование учебное пособие для вузов

А И Кочергин ndash Минск Высш шк 1991 ndash 382 с

Учебное издание

РАСЧЕТ ПРИВОДОВ ПОДАЧ

МЕТАЛЛОРЕЖУЩИХ СТАНКОВ

Методические указания по курсовому

и дипломному проектированию

Составители Шестернинов Александр Владимирович

Горшков Геннадий Михайлович

Редактор НАЕвдокимова

Подписано в печать 30082007 Формат 60times8416 Услпечл302

Тираж 150 экз Заказ

Ульяновский государственный технический университет

432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Типография УлГТУ 432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Page 29: Расчет приводов подач металлорежущих станков. Методичка

30

Таблица 37

Соответствие символов в программе laquoШестерняraquo

обозначениям в расчетных формулах

Символ в

программе

Обозначение

в

формулах

Размерность Наименование параметров

1 2 3 4

A Ni кВт Мощность передаваемая i - м валом ( i = 1+У)

C Kn ndash

Коэффициент перегрузки

L KDi ndash

Коэффициент

динамичности

R

KHPi

ndash

Коэффициент

неравномерности

распределения нагрузки

Y НiУ ndash

Коэффициент формы зуба

Z Zi ndash

Число зубьев i - й

шестерни

G вi

ndash

Коэффициент ширины

зубчатого венца

F ni обмин Частота вращения

U ii ndash

Передаточное число

зубчатой пары

W [ ]u ij МПа Допускаемое напряжение

на изгиб

S [ ]K ij МПа Допускаемое напряжение

контактное

M1 muij мм Модуль laquoизгибнойraquo

M2 кijm мм Модуль laquoконтактныйraquo

31

нагружения которая выполняется на основе предварительно разработанной

компоновочной схемы коробки подач Компоновочная схема или эскизная

компоновка выполняется в виде развертки по валам и свертки определяющей

пространственное расположение валов (см рис 34) Эта схема вычерчивается

в произвольном масштабе и в обязательном порядке помещается в записку

При ее разработке следует использовать чертежи привода подач базового

станка чтобы осуществить по возможности наиболее близкую компоновку

разрабатываемой коробки к имеющейся Кроме того необходимо пользоваться

рекомендациями работ [31517] по выбору конструктивных параметров

зубчатых колѐс и других элементов привода

На рис 34 изображена компоновочная схема коробки подач

рассматриваемого примера Там же приведены некоторые рекомендации по

выбору конструктивных параметров В зацеплении показываются те зубчатые

колеса которые соответствуют расчѐтной ветви на графике подач

(см рис 21) С помощью этой схемы могут быть определены все

необходимые расстояния между опорами шестернями а также направления

тангенциальных и радиальных усилий

При вычерчивании компоновочной схемы необходимо

ndash обеспечить достаточные осевые перемещения зубчатых колес муфт

переключающих устройств

ndash исключить одновременное включение зубчатых колес с двумя

смежными неподвижными колесами

ndash обеспечить доступную и быструю сборку и разборку легкую

регулировку опор зубчатых зацеплений Кроме того обеспечить хороший

доступ для осмотра деталей коробки и ремонта

ndash конструкцию корпуса выполнять удобной простой и технологичной

обеспечивающей простоту монтажа и демонтажа деталей и узлов коробок

ndash возможно большее число центров валов располагать по одним и тем же

вертикалям и горизонталям что обеспечивает наибольшую простоту

настройки станков при обработке посадочных отверстий в корпусах

ndash обеспечить наибольшую жесткость валов и опор для чего следует

расстояние между зубчатыми колѐсами и другими деталями принимать

наименьшими из допустимых

332 Составление расчетной схемы нагружения вала

Расчет валов в настоящих методических указаниях производится на ЭВМ

Программа расчета составлена для унифицированной схемы нагружения

двухопорного вала (рис35) двумя силами в пролете P0 и P1 и силами P2 и P3

приложенными на консольных участках Эти силы возникают в зубчатых

зацеплениях при передаче крутящего момента К такой схеме нагружения

можно привести большое число валов приняв для отсутствующих шестерен

силы равными нулю Расстояния между опорами валов и закрепленными на

32

Ри

с3

4 К

ом

пон

овочн

ая с

хем

а короб

ки

под

ач

а-раз

вер

тка

б-с

вер

тка

(од

ин

из

возм

ож

ны

х в

ари

анто

в)

33

Рис35 Расчетная унифицированная схема нагружения вала к программе ldquoВалrdquo

Рис36 Расчетная схема нагружения II вала в рассматриваемом примере

34

нем шестернями а также направление тангенциальных ( iT ) и радиальных ( iR )

усилий определяется с помощью компоновочной схемы При этом радиальные

усилия всегда направлены к центру рассчитываемого вала а тангенциальные

совпадают с направлением вращения ведущего колеса Все линейные размеры

( g l l 0 1 ) отсчитываются от II опоры причем для отсутствующих шестерен

они задаются равными 0 Углы i и i определяющие направления

радиальных iR и тангенциальных iT сил должны отсчитываться против

часовой стрелки от положительного направления оси Х выбранного так как

показано на схеме Для отсутствующих шестерен принимается 0i

571i рад (900 ) Начальные диаметры отсутствующих шестерен (Д = Д0

Д1hellip) принимаются равными бесконечности а практически ndash большой

величине например Д = 10000000 см При этом окружная и радиальная силы

получаются близкими к 0

На рис 36 показана расчетная схема нагружения II вала для нашего

примера

333 Порядок расчета вала с помощью унифицированных формул

Расчет стального сплошного вала на двух опорах из условия прочности

заключается в определении его диаметров в сечениях I 0 1 II (см рис35)

Последовательность расчета выполняемого по унифицированным

формулам программ следующая

1) Определение действующих в зацеплении сил

ii

Д

МT КР2 R T tgi i

o 20

2) Определение проекций сил на оси X и Y

X T Ri i i i i cos cos Y T Ri i i i i sin sin

3) Определение опорных реакций в плоскостях X ndash горизонтальная и

Y ndash вертикальная соответственно в опоре I и II

g

lxlxlxlxR

IX33221100

R x x x x RX XII I 0 1 2 3

g

lylylylyR

IY33221100

R y y y y RY YII I 0 1 2 3

Силы направленные на вал при принятом расположении осей координат

имеют знак laquo + raquo а от вала laquo ndash raquo Для реакций правило знаков противоположно

35

4) Определение изгибающих моментов в сечениях

над левой опорой (сечение I)

M x l gX I 2 2( ) M y l gYI

2 2( )

над правой опорой (сечение II)

M x lX II 3 3 M y lYII

3 3

под силой P0 (сечение 0)

)()( 00220

lgRllxMI

XX )()( 00220

lgRllyMI

YY

под силой P1 (сечение 1)

M x l l R lX XI II 3 1 3 1( ) M y l l R lY YI II

3 1 3 1( )

5) Определение суммарных изгибающих моментов

M M MI X YI I 2 2 M M MII X YII II 2 2

M M MX Y 02 2

0 0 M M MX Y1

2 2

1 1

6) Определение приведенных моментов ПРМ

Приведенные моменты определяются в каждом из 4-х сечений в

отдельности по формуле

22750 КРMMM iпрi где i = 0 1 I II

7) Определение диаметра вала в каждом из сечений производится по

зависимости

3

10 и

прii

Md

где ПРМ Н∙см [ и ] ndash допускаемое напряжение на изгиб МПа

334 Определение исходных данных для расчета валов

Указания по определению исходных данных для расчета валов приведены

в табл38 В ней же даны численные значения исходных параметров

36

Таблица 38

Исходные данные для расчета диаметров вала

Исходные

данные и

определя ndash

емые

величины

Обозна ndash

ения и

раз ndash

мерность

Расчетные

формулы

Указания по

выбору

Числовые

величины

(см пример)

Крутящий

момент на

рассчиты ndash

ваемом валу

MKP

Н∙м

MKP =

= 974000 N

n

п 313 2250

Марка

стали и

термообра ndash

ботка

Сталь 45

нормализованная

Табл39

[3 13 14]

ndash

Допускаемое

напряжение

на изгиб

[ ]u

МПа

ndash Рис37 и

табл39

[3 13 14]

775

Начальные

диаметры

колес

Д0 Д1 Д2 Д3

в расчетной

схеме

Д см Д = z m z ndash из

кинематичес ndash

кого расчета

mndash в п322

диаметры

отсутствую ndash

щих шестерен

Д = 10000000

Д0 =10000000

Д1 = 48

Д2 = 50

Д3 = 107

Расстояния

g l0 l1

l2 l3

в расчетной

схеме

g l

см

ndash п332 рис 35

(числовые

величины

см рис 36)

g0 = 102

l0 = 0

l1= 24

l2 = 135

l3 = 0

Углы

действия сил

i для iT

i для iR

i i

рад

ii0

0180

ii0

0180

где 0

i 0

i

ndash углы

измеренные

в градусах

п332 рис 35

(числовые

величины

см рис 36)

0 = 0

0 = 157

1 = 0

1 = 157

2 = 0785

2 = 2355

3 = 0

3 = 157

37

Таблица 39

Допускаемые напряжения на изгиб [ и ] для стальных валов (в МПа)

Источник

концентрации

напряжения

Диаметр

вала мм

Марка стали и термообработка

45

норм

45

улучш

40Х

улучш

40Х

закал

Насаженная на вал

деталь

(шестерня шкив)

с острыми кромками

15 775 850 900 950

30 750 825 875 925

45 725 800 850 900

60 700 775 825 875

75 675 750 800 850

90 650 725 775 825

Рис37 Номограмма для ориентированного определения

диаметров валов по крутящему моменту

38

необходимые для расчета II вала привода подач в рассматриваемом примере

При расчете валов на ЭВМ углы вводятся в программу в радианах

Если на участке вала действует только крутящий момент то при

составлении исходных данных следует задавать расстояние до шестерни

обусловливающей приложение этого момента величиной 01 см При этом

изгибающий момент от действия радиальной силы будет близок к 0

Например при расчете V вала рассматриваемой коробки подач

(см рис35 и 36) следует принять расстояние l3 = 01 см до шестерни

Д3 = zm = 02 ∙ 20 = 4 см соответственно приняв 3 = 0 и 3 = 157 рад

335 Указания по расчету валов на ЭВМ

Расчет диаметров валов в опасных сечениях I 0 1 II (рис35)

производится на ЭВМ по программе laquoВАЛraquo [20] исходные данные для

расчета по программе laquoВАЛraquo вводятся в режиме диалога с машиной При

расчете нескольких валов каждому файлу необходимо давать новое название

например PETROV1 PETROV2 PETROV3

В приложении В представлены распечатки ввода исходных данных и

результаты расчета диаметров II вала в рассматриваемом примере

Для перевода языка машины в принятые обозначения формул следует

руководствоваться табл 310

В целях удобства программирования di рассматриваются для всех

сечений по приведенному моменту Для сечений в которых не действует MKP

диаметр определяется по iM (без машины) Из всех полученных диаметров

выбирается наибольший и округляется до стандартного ряда

Для нашего примера принимаем d = 18 мм учитывая что этот диаметр

вала не окончательный и может измениться при окончательной

конструктивной проработке привода О выборе геометрических параметров

шлицевых валов сказано ниже в п 34

В курсовом проекте с помощью ЭВМ должны быть рассчитаны все валы

коробки подач В записке приводятся расчетные схемы валов и результаты

расчета (распечатки) по каждому валу

34 Выбор подшипников качения и прочих элементов привода

Выбор подшипников качения ведется по динамической грузоподъемности

C определяемой по формуле

P

CL

где L ndash число миллионов оборотов за расчетный срок службы подшипника

качения

39

Таблица 310

Соответствие символов в программе laquoВАЛraquo

обозначениям в расчетных формулах

Символ в

программе

Обозначение

в формулах

Размерность Наименование параметров

1 2 3 4

C MKp Н∙см Крутящий момент на

рассчитываемом валу

Q g см Расстояние между опорами

B [u ] МПа Допускаемое напряжение

на изгиб

M(I)

Di

см

Делительный диаметр i - го

колеса в точке приложения

силы Pi

F1(I) i рад Угол действия силы Ti

F2(I) i рад Угол действия силы Ri

T(I)

Ti

Н

Тангенциальная сила

действующая в точке

приложения силы Pi

R(I) Ri Н Радиальная сила в той же точке

X(I) X i Н Проекция сил на ось Х в точке

приложения силы Pi

Y(I) Yi Н Проекция сил на ось Y в той же

точке

G(0) RxI Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре I

G(1) RxII Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре II

B1(0) RyI Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

B1(1) RyII Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре II

L(0)

MxI

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре I

L(1) MxII Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре II

U(0) M yI Н∙см Изгибающий момент в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

40

Окончание табл 310

1 2 3 4

L(I) li см Расстояние между опорой II и

точкой приложения силы Pi

М1(0)

M X 0

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquo0raquo

М1(1) M X1 Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquoIraquo

М2(0)

MY0

Н∙см

Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIIraquo

М2(1) MY1 Н∙см Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIraquo

S(0) M I Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре I

S(1)

M II Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре II

S(2) M 0 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquo0raquo

S(3)

M1 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquoIraquo

P(0)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре I

P(1)

IIпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре II

P(2) 0прМ Н∙см Приведѐнный момент

в сечении laquo0raquo

P(3)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в

сечении laquoIraquo

A(0)

d I см Диаметр вала в опоре I

A(1)

d II см Диаметр вала в опоре II

A(2)

d0 см Диаметр вала в сечении laquo0raquo

A(3)

d1 см Диаметр вала в сечении laquoIraquo

41

P ndash расчетная нагрузка подшипника Н

C ndash динамическая грузоподъемность подшипника указанная в катало ndash

ге Н

ndash коэффициент (для шарикоподшипников = 3 для роликоподшип ndash

ников = 333)

Данная формула справедлива при n ge 10 обмин При n = 1 divide 10 обмин

расчет ведут по n = 10 обмин При n lt 1 обмин действующую нагрузку

рассматривают как статическую

Расчетный срок службы подшипника в часах выражается зависимостью

LL

nh

10

60

6

Задавшись Lh (для металлорежущих станков обычно Lh = 12000divide20000 ч)

из данной формулы определяют L затем вычислив P (см ниже) и зная

находят C После того ориентируясь на желаемые габариты и прежде всего на

диаметр шейки вала где должен быть установлен подшипник подбирают по

каталогу 21 наиболее близкий по величине C типоразмер подшипника

Расчетную нагрузку подшипника определяют по формуле

P X V F Y F K Kr a T ( )

где Fr ndash радиальная нагрузка Н

Fa ndash осевая нагрузка Н

X ndash безразмерный коэффициент радиальной нагрузки

Y ndash безразмерный коэффициент вращения (при вращении внутреннего

кольца V = 1 при вращении наружного ndash V = 12)

K ndash безразмерный коэффициент безопасности (для токарных станков

K = 1 ndash 12 для фрезерных ndash K = 13 ndash 18)

KT ndash безразмерный температурный коэффициент (при работе до 1250С

KT = 105)

В коробках подач обычно используют прямозубые колеса поэтому

формула для определения расчетной нагрузки без учета осевых сил примет

вид (при Fa = 0 X =1)

P V F K Kr T

Величина радиальной нагрузки подсчитывается по формуле

F R Rr Xi Yi 2 2

где RXi RYi ndash наибольшие по величине опорные реакции определяемые при

расчете вала (см приложение 3 соответственно G(0) B1(0) или G(1) B1(1))

42

Проведем подбор подшипников для II вала привода в рассматриваемом

примере Из распечатки результатов расчета вала выписываем наибольшие

опорные реакции G(0) = 7566 Н B1(0) = 12285 Н и определяем

Fr 757 6 1228 5 1443 32 2 Н

Для определения расчетной нагрузки принимаем V =1 K = 12 KT = 105

тогда P = 1∙14433∙12∙105 = 18188 Н Определяем L при известной частоте

вращения n = 45 обмин (см табл 31) и задавшись hL = 2000 ч

5410

456020000

10

6066

nhL

L млн оборотов

Динамическая грузоподъемность 868735461818 3 LPC Н

По расчетному значению C приняв диаметр шейки вала шd = 17 мм

(см приложение Б) выбираем по каталогу [21] подшипник 203 с

динамической грузоподъемностью C = 7520 Н

Выбор геометрических характеристик шлицевых валов [17 18 21 и др]

можно производить по ранее рассчитываемому на ЭВМ наибольшему

диаметру сплошного вала Желательно затем произвести проверочный расчет

шлицевого соединения по напряжениям смятия [14 21 и др]

При выборе и расчете шпоночных соединений следует использовать

работы [13 divide 15 21 и др] Сечение шпонки подбирают по диаметру вала

длину ndash обычно на 5 ndash 10 мм короче ступицы закрепляемой детали соедине ndash

ние проверяют на смятие

43

ПРИЛОЖЕНИЕ А

Нормальный ряд чисел в станкостроении (нормаль HII - I) со

знаменателем =106

1 ndash 106 ndash 112 ndash 118 ndash 125 ndash 132 ndash 14 ndash 15 ndash 16 ndash 17 ndash 18 ndash 19 ndash 2 ndash 212 ndash

225 ndash 235 ndash 25 ndash 265 ndash 28 ndash 3 ndash 315 ndash 335 ndash 355 ndash 375 ndash 4 ndash 425 ndash 45 ndash 475

ndash 5 ndash 53 ndash 56 ndash 6 ndash 63 ndash 67 ndash 71 ndash 75 ndash 8 ndash 85 ndash 9 ndash 95 ndash 10

Примечания

1 Числа высшего порядка получаются умножением или делением чисел нор-

мального ряда на 10 100 1000hellip

Например

01 ndash 0106 ndash 0112 hellip 10 ndash 106 ndash 112 hellip 100 ndash 106 ndash 112 hellip

2 Числа геометрического ряда с gt 106 образуются из ряда с = 106 по

зависимости вида

U i106

112 1062 141 1066 178 10610

126 1064 158 1068 2 10612

3 Образование нормального ряда чисел с заданным = 106 производится

путем выписывания каждого (i + 1) числа из которых с = 106 начиная с

минимального ndash заданного

Например

126 1064 при minn = 112

hellip112 ndash 14 ndash 18 ndash 225 ndash hellip ndash 9 ndash 95 ndash 10 ndash 106 hellip

6061411 при minn = 132

hellip132 ndash 19 ndash 265 ndash 375 ndash hellipndash 53 ndash 75 ndash 106 ndash 15 hellip

8061581 при minn = 125

hellip125 ndash 2 ndash 315 ndash 5 ndash hellip ndash 8 ndash 125 ndash 20 ndash 315 hellip

44

ПРИЛОЖЕНИЕ Б

Распечатка исходных данных и результатов расчета

шестерен коробки подач

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ1 BSV

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y=037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 20289 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 170

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 164

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 124

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 096

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 143

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 105

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ2 BSV

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 142

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 131

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 104

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 076

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 3389 S = 1130

45

Продолжение приложения Б

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 120

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 084

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ3 BSV

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 123

А= 0102 С = 120 L = 1

R= 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 072

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБ НОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 079

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ4 BSV

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 108

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 063

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

46

Окончание приложения Б

G = 10 F = 225 U = 138

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 069

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ5 BSV

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 175

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 106

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 128

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 061

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U= 4

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 147

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 067

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

47

ПРИЛОЖЕНИЕ В

Распечатка исходных данных и результатов расчета II вала коробки подач

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

С = 2250 Q = 102 В = 775

М (0) = 10000000 L (0) = 0 Fl (0) = 0 F2 (0) = 157

М (1) = 48 L (1) = 24 Fl (1) = 0 F2 (1) = 157

М (2) = 5 L (2) = 135 Fl (2) = 0785 F2 (2) = 2355

М (3) = 10000000 L (3) = 0 Fl (3) = 0 F2 (3) = 157

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЁТА

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

VAL2 BSS

G (0) = 75761 В1 (0) = 122849

L1 (0) = -133882 М1 (0) = 225065

U (0) = -286321 М2 (0) = 81749

G (1) = 58586 В1 (1) = -2023

L1 (1)=0 М1 (1) = 140606

U (1) = 0 М2 (1) = -4855

S (0) = 316076 Р (0) = 37131 А (0) = 168

S (1) = 0 Р (1) = 194855 А(1) = 135

S (2) = 239451 Р (2) = 308716 А (2) = 158

S (3) = 140690 Р (3) = 240338 А (3) = 145

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

48

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1 Киреев Г И Комплексный расчет коробок скоростей металлорежущих

станков на ЕС ndash ЭВМ методические указания по курсовому и дипломному

проектированию для студентов специальности 0501 Часть 1 Г И Киреев ndash

Ульяновск УлПИ 1984 ndash 43 с

2 Металлорежущие станки и автоматы учебник для машинострои ndash

тельных втузов под ред А С Проникова ndash М Машиностроение 1981 ndash

479 с

3 Тарзиманов Г А Проектирование металлорежущих станков ГА

Тарзиманов ndash М Машиностроение 1980 ndash 288 с

4 Тепинкичиев В К Металлорежущие станки В К Тепинкичиев ndash М

Машиностроение 1973 ndash 472 с

5 Металлорежущие станки учебник для машиностроительных вузов

под ред В Э Пуша ndash М Машиностроение 1985 ndash 575 с

6 Металлорежущие системы машиностроительных производств учебное

пособие для студентов техн вузов О В Таратынов Г Г Земсков И М

Таратынова ndash М Высш шк 1988 ndash 464 с

7 Кузнецов М М Проектирование автоматизированного производствен ndash

ного оборудования учебное пособие для вузов М М Кузнецов В А Усов

К С Стародубов ndash М Машиностроение 1987 ndash 288 с

8 Орликов М Л Металлорежущие станки курсовое и дипломное

проектирование М Л Орликов И Г Федоренко В Н Шишкин ndash Киев

Высш шк1987 ndash 152 с

9 ГОСТ 2701 ndash 76 Схемы Виды и типы Общие требования к

выполнению ndash М Изд ndash во стандартов 1976 ndash 12 с

10 ГОСТ 2703 ndash 88 Правила выполнения кинематических схем ndash М

Изд ndash во стандартов 1988 ndash 7 с

11 Пуш В Э Конструирование металлорежущих станков В Э Пуш ndash

М Машиностроение 1977 ndash 380 с

12 Каминская В В Станины и корпусные детали металлорежущих

станков В В Каминская З М Левиеа Д Н Решетов ndash М Машгиз 1960 ndash

362 с

13 Курсовое проектирование деталей машин справочное пособие часть I

и II А В Кузьмин И Н Макейчик Ф В Калачѐв и др ndash Минск Высш шк

1982 ndash 584 с

14 Анурьев В И Справочник конструктора ndash машиностроителя Т2

В И Анурьев ndash М Машиностроение 1982 ndash 584 с

15 Чернин И М Расчѐты деталей машин справочник И М Чернин

А В Кузьмин Г М Ицкевич ndash Минск Высш шк 1978 ndash 592 с

16 Детали и механизмы металлорежущих станков Т2 под общ ред

Д Н Решетова ndash М Машиностроение 1972 ndash 405 с

49

17 Серенсен С В Валы и оси Конструирование и расчет С В Серенсен

и др ndash М Машиностроение 1970 ndash 312 с

18 СТ СЭВ 185 ndash 75 Геометрические характеристики шлицевых

прямозубых соединений ndash М Изд ndash во стандартов 1975

19 СТ СЭВ 189 ndash 76 и СТ СЭВ 189 ndash 77 Размеры призматических

шпонок ndash М Изд ndash во стандартов 1976

20 Зубенко В Л Методические разработки к курсовому проектированию

по металлорежущим станкам В Л Зубенко М Я Цлаф ndash Куйбышев КПтИ

1978 ndash 32 с

21 Справочник металлиста В 5 т Т1 под общ ред С А Чернавского и

В Ф Рещикова ndash М Машиностроение 1976 ndash 768 с

22 Сена Л А Единицы физических величин и их размерности учебно-

справочное руководство ЛА Сена ndash 3-е изд перераб и доп ndash М Наука

Гл ред физ-мат лит 1988 ndash 432 с

23 Кочергин А И Конструирование и расчет металлорежущих станков и

станочных комплексов Курсовое проектирование учебное пособие для вузов

А И Кочергин ndash Минск Высш шк 1991 ndash 382 с

Учебное издание

РАСЧЕТ ПРИВОДОВ ПОДАЧ

МЕТАЛЛОРЕЖУЩИХ СТАНКОВ

Методические указания по курсовому

и дипломному проектированию

Составители Шестернинов Александр Владимирович

Горшков Геннадий Михайлович

Редактор НАЕвдокимова

Подписано в печать 30082007 Формат 60times8416 Услпечл302

Тираж 150 экз Заказ

Ульяновский государственный технический университет

432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Типография УлГТУ 432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Page 30: Расчет приводов подач металлорежущих станков. Методичка

31

нагружения которая выполняется на основе предварительно разработанной

компоновочной схемы коробки подач Компоновочная схема или эскизная

компоновка выполняется в виде развертки по валам и свертки определяющей

пространственное расположение валов (см рис 34) Эта схема вычерчивается

в произвольном масштабе и в обязательном порядке помещается в записку

При ее разработке следует использовать чертежи привода подач базового

станка чтобы осуществить по возможности наиболее близкую компоновку

разрабатываемой коробки к имеющейся Кроме того необходимо пользоваться

рекомендациями работ [31517] по выбору конструктивных параметров

зубчатых колѐс и других элементов привода

На рис 34 изображена компоновочная схема коробки подач

рассматриваемого примера Там же приведены некоторые рекомендации по

выбору конструктивных параметров В зацеплении показываются те зубчатые

колеса которые соответствуют расчѐтной ветви на графике подач

(см рис 21) С помощью этой схемы могут быть определены все

необходимые расстояния между опорами шестернями а также направления

тангенциальных и радиальных усилий

При вычерчивании компоновочной схемы необходимо

ndash обеспечить достаточные осевые перемещения зубчатых колес муфт

переключающих устройств

ndash исключить одновременное включение зубчатых колес с двумя

смежными неподвижными колесами

ndash обеспечить доступную и быструю сборку и разборку легкую

регулировку опор зубчатых зацеплений Кроме того обеспечить хороший

доступ для осмотра деталей коробки и ремонта

ndash конструкцию корпуса выполнять удобной простой и технологичной

обеспечивающей простоту монтажа и демонтажа деталей и узлов коробок

ndash возможно большее число центров валов располагать по одним и тем же

вертикалям и горизонталям что обеспечивает наибольшую простоту

настройки станков при обработке посадочных отверстий в корпусах

ndash обеспечить наибольшую жесткость валов и опор для чего следует

расстояние между зубчатыми колѐсами и другими деталями принимать

наименьшими из допустимых

332 Составление расчетной схемы нагружения вала

Расчет валов в настоящих методических указаниях производится на ЭВМ

Программа расчета составлена для унифицированной схемы нагружения

двухопорного вала (рис35) двумя силами в пролете P0 и P1 и силами P2 и P3

приложенными на консольных участках Эти силы возникают в зубчатых

зацеплениях при передаче крутящего момента К такой схеме нагружения

можно привести большое число валов приняв для отсутствующих шестерен

силы равными нулю Расстояния между опорами валов и закрепленными на

32

Ри

с3

4 К

ом

пон

овочн

ая с

хем

а короб

ки

под

ач

а-раз

вер

тка

б-с

вер

тка

(од

ин

из

возм

ож

ны

х в

ари

анто

в)

33

Рис35 Расчетная унифицированная схема нагружения вала к программе ldquoВалrdquo

Рис36 Расчетная схема нагружения II вала в рассматриваемом примере

34

нем шестернями а также направление тангенциальных ( iT ) и радиальных ( iR )

усилий определяется с помощью компоновочной схемы При этом радиальные

усилия всегда направлены к центру рассчитываемого вала а тангенциальные

совпадают с направлением вращения ведущего колеса Все линейные размеры

( g l l 0 1 ) отсчитываются от II опоры причем для отсутствующих шестерен

они задаются равными 0 Углы i и i определяющие направления

радиальных iR и тангенциальных iT сил должны отсчитываться против

часовой стрелки от положительного направления оси Х выбранного так как

показано на схеме Для отсутствующих шестерен принимается 0i

571i рад (900 ) Начальные диаметры отсутствующих шестерен (Д = Д0

Д1hellip) принимаются равными бесконечности а практически ndash большой

величине например Д = 10000000 см При этом окружная и радиальная силы

получаются близкими к 0

На рис 36 показана расчетная схема нагружения II вала для нашего

примера

333 Порядок расчета вала с помощью унифицированных формул

Расчет стального сплошного вала на двух опорах из условия прочности

заключается в определении его диаметров в сечениях I 0 1 II (см рис35)

Последовательность расчета выполняемого по унифицированным

формулам программ следующая

1) Определение действующих в зацеплении сил

ii

Д

МT КР2 R T tgi i

o 20

2) Определение проекций сил на оси X и Y

X T Ri i i i i cos cos Y T Ri i i i i sin sin

3) Определение опорных реакций в плоскостях X ndash горизонтальная и

Y ndash вертикальная соответственно в опоре I и II

g

lxlxlxlxR

IX33221100

R x x x x RX XII I 0 1 2 3

g

lylylylyR

IY33221100

R y y y y RY YII I 0 1 2 3

Силы направленные на вал при принятом расположении осей координат

имеют знак laquo + raquo а от вала laquo ndash raquo Для реакций правило знаков противоположно

35

4) Определение изгибающих моментов в сечениях

над левой опорой (сечение I)

M x l gX I 2 2( ) M y l gYI

2 2( )

над правой опорой (сечение II)

M x lX II 3 3 M y lYII

3 3

под силой P0 (сечение 0)

)()( 00220

lgRllxMI

XX )()( 00220

lgRllyMI

YY

под силой P1 (сечение 1)

M x l l R lX XI II 3 1 3 1( ) M y l l R lY YI II

3 1 3 1( )

5) Определение суммарных изгибающих моментов

M M MI X YI I 2 2 M M MII X YII II 2 2

M M MX Y 02 2

0 0 M M MX Y1

2 2

1 1

6) Определение приведенных моментов ПРМ

Приведенные моменты определяются в каждом из 4-х сечений в

отдельности по формуле

22750 КРMMM iпрi где i = 0 1 I II

7) Определение диаметра вала в каждом из сечений производится по

зависимости

3

10 и

прii

Md

где ПРМ Н∙см [ и ] ndash допускаемое напряжение на изгиб МПа

334 Определение исходных данных для расчета валов

Указания по определению исходных данных для расчета валов приведены

в табл38 В ней же даны численные значения исходных параметров

36

Таблица 38

Исходные данные для расчета диаметров вала

Исходные

данные и

определя ndash

емые

величины

Обозна ndash

ения и

раз ndash

мерность

Расчетные

формулы

Указания по

выбору

Числовые

величины

(см пример)

Крутящий

момент на

рассчиты ndash

ваемом валу

MKP

Н∙м

MKP =

= 974000 N

n

п 313 2250

Марка

стали и

термообра ndash

ботка

Сталь 45

нормализованная

Табл39

[3 13 14]

ndash

Допускаемое

напряжение

на изгиб

[ ]u

МПа

ndash Рис37 и

табл39

[3 13 14]

775

Начальные

диаметры

колес

Д0 Д1 Д2 Д3

в расчетной

схеме

Д см Д = z m z ndash из

кинематичес ndash

кого расчета

mndash в п322

диаметры

отсутствую ndash

щих шестерен

Д = 10000000

Д0 =10000000

Д1 = 48

Д2 = 50

Д3 = 107

Расстояния

g l0 l1

l2 l3

в расчетной

схеме

g l

см

ndash п332 рис 35

(числовые

величины

см рис 36)

g0 = 102

l0 = 0

l1= 24

l2 = 135

l3 = 0

Углы

действия сил

i для iT

i для iR

i i

рад

ii0

0180

ii0

0180

где 0

i 0

i

ndash углы

измеренные

в градусах

п332 рис 35

(числовые

величины

см рис 36)

0 = 0

0 = 157

1 = 0

1 = 157

2 = 0785

2 = 2355

3 = 0

3 = 157

37

Таблица 39

Допускаемые напряжения на изгиб [ и ] для стальных валов (в МПа)

Источник

концентрации

напряжения

Диаметр

вала мм

Марка стали и термообработка

45

норм

45

улучш

40Х

улучш

40Х

закал

Насаженная на вал

деталь

(шестерня шкив)

с острыми кромками

15 775 850 900 950

30 750 825 875 925

45 725 800 850 900

60 700 775 825 875

75 675 750 800 850

90 650 725 775 825

Рис37 Номограмма для ориентированного определения

диаметров валов по крутящему моменту

38

необходимые для расчета II вала привода подач в рассматриваемом примере

При расчете валов на ЭВМ углы вводятся в программу в радианах

Если на участке вала действует только крутящий момент то при

составлении исходных данных следует задавать расстояние до шестерни

обусловливающей приложение этого момента величиной 01 см При этом

изгибающий момент от действия радиальной силы будет близок к 0

Например при расчете V вала рассматриваемой коробки подач

(см рис35 и 36) следует принять расстояние l3 = 01 см до шестерни

Д3 = zm = 02 ∙ 20 = 4 см соответственно приняв 3 = 0 и 3 = 157 рад

335 Указания по расчету валов на ЭВМ

Расчет диаметров валов в опасных сечениях I 0 1 II (рис35)

производится на ЭВМ по программе laquoВАЛraquo [20] исходные данные для

расчета по программе laquoВАЛraquo вводятся в режиме диалога с машиной При

расчете нескольких валов каждому файлу необходимо давать новое название

например PETROV1 PETROV2 PETROV3

В приложении В представлены распечатки ввода исходных данных и

результаты расчета диаметров II вала в рассматриваемом примере

Для перевода языка машины в принятые обозначения формул следует

руководствоваться табл 310

В целях удобства программирования di рассматриваются для всех

сечений по приведенному моменту Для сечений в которых не действует MKP

диаметр определяется по iM (без машины) Из всех полученных диаметров

выбирается наибольший и округляется до стандартного ряда

Для нашего примера принимаем d = 18 мм учитывая что этот диаметр

вала не окончательный и может измениться при окончательной

конструктивной проработке привода О выборе геометрических параметров

шлицевых валов сказано ниже в п 34

В курсовом проекте с помощью ЭВМ должны быть рассчитаны все валы

коробки подач В записке приводятся расчетные схемы валов и результаты

расчета (распечатки) по каждому валу

34 Выбор подшипников качения и прочих элементов привода

Выбор подшипников качения ведется по динамической грузоподъемности

C определяемой по формуле

P

CL

где L ndash число миллионов оборотов за расчетный срок службы подшипника

качения

39

Таблица 310

Соответствие символов в программе laquoВАЛraquo

обозначениям в расчетных формулах

Символ в

программе

Обозначение

в формулах

Размерность Наименование параметров

1 2 3 4

C MKp Н∙см Крутящий момент на

рассчитываемом валу

Q g см Расстояние между опорами

B [u ] МПа Допускаемое напряжение

на изгиб

M(I)

Di

см

Делительный диаметр i - го

колеса в точке приложения

силы Pi

F1(I) i рад Угол действия силы Ti

F2(I) i рад Угол действия силы Ri

T(I)

Ti

Н

Тангенциальная сила

действующая в точке

приложения силы Pi

R(I) Ri Н Радиальная сила в той же точке

X(I) X i Н Проекция сил на ось Х в точке

приложения силы Pi

Y(I) Yi Н Проекция сил на ось Y в той же

точке

G(0) RxI Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре I

G(1) RxII Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре II

B1(0) RyI Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

B1(1) RyII Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре II

L(0)

MxI

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре I

L(1) MxII Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре II

U(0) M yI Н∙см Изгибающий момент в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

40

Окончание табл 310

1 2 3 4

L(I) li см Расстояние между опорой II и

точкой приложения силы Pi

М1(0)

M X 0

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquo0raquo

М1(1) M X1 Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquoIraquo

М2(0)

MY0

Н∙см

Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIIraquo

М2(1) MY1 Н∙см Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIraquo

S(0) M I Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре I

S(1)

M II Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре II

S(2) M 0 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquo0raquo

S(3)

M1 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquoIraquo

P(0)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре I

P(1)

IIпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре II

P(2) 0прМ Н∙см Приведѐнный момент

в сечении laquo0raquo

P(3)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в

сечении laquoIraquo

A(0)

d I см Диаметр вала в опоре I

A(1)

d II см Диаметр вала в опоре II

A(2)

d0 см Диаметр вала в сечении laquo0raquo

A(3)

d1 см Диаметр вала в сечении laquoIraquo

41

P ndash расчетная нагрузка подшипника Н

C ndash динамическая грузоподъемность подшипника указанная в катало ndash

ге Н

ndash коэффициент (для шарикоподшипников = 3 для роликоподшип ndash

ников = 333)

Данная формула справедлива при n ge 10 обмин При n = 1 divide 10 обмин

расчет ведут по n = 10 обмин При n lt 1 обмин действующую нагрузку

рассматривают как статическую

Расчетный срок службы подшипника в часах выражается зависимостью

LL

nh

10

60

6

Задавшись Lh (для металлорежущих станков обычно Lh = 12000divide20000 ч)

из данной формулы определяют L затем вычислив P (см ниже) и зная

находят C После того ориентируясь на желаемые габариты и прежде всего на

диаметр шейки вала где должен быть установлен подшипник подбирают по

каталогу 21 наиболее близкий по величине C типоразмер подшипника

Расчетную нагрузку подшипника определяют по формуле

P X V F Y F K Kr a T ( )

где Fr ndash радиальная нагрузка Н

Fa ndash осевая нагрузка Н

X ndash безразмерный коэффициент радиальной нагрузки

Y ndash безразмерный коэффициент вращения (при вращении внутреннего

кольца V = 1 при вращении наружного ndash V = 12)

K ndash безразмерный коэффициент безопасности (для токарных станков

K = 1 ndash 12 для фрезерных ndash K = 13 ndash 18)

KT ndash безразмерный температурный коэффициент (при работе до 1250С

KT = 105)

В коробках подач обычно используют прямозубые колеса поэтому

формула для определения расчетной нагрузки без учета осевых сил примет

вид (при Fa = 0 X =1)

P V F K Kr T

Величина радиальной нагрузки подсчитывается по формуле

F R Rr Xi Yi 2 2

где RXi RYi ndash наибольшие по величине опорные реакции определяемые при

расчете вала (см приложение 3 соответственно G(0) B1(0) или G(1) B1(1))

42

Проведем подбор подшипников для II вала привода в рассматриваемом

примере Из распечатки результатов расчета вала выписываем наибольшие

опорные реакции G(0) = 7566 Н B1(0) = 12285 Н и определяем

Fr 757 6 1228 5 1443 32 2 Н

Для определения расчетной нагрузки принимаем V =1 K = 12 KT = 105

тогда P = 1∙14433∙12∙105 = 18188 Н Определяем L при известной частоте

вращения n = 45 обмин (см табл 31) и задавшись hL = 2000 ч

5410

456020000

10

6066

nhL

L млн оборотов

Динамическая грузоподъемность 868735461818 3 LPC Н

По расчетному значению C приняв диаметр шейки вала шd = 17 мм

(см приложение Б) выбираем по каталогу [21] подшипник 203 с

динамической грузоподъемностью C = 7520 Н

Выбор геометрических характеристик шлицевых валов [17 18 21 и др]

можно производить по ранее рассчитываемому на ЭВМ наибольшему

диаметру сплошного вала Желательно затем произвести проверочный расчет

шлицевого соединения по напряжениям смятия [14 21 и др]

При выборе и расчете шпоночных соединений следует использовать

работы [13 divide 15 21 и др] Сечение шпонки подбирают по диаметру вала

длину ndash обычно на 5 ndash 10 мм короче ступицы закрепляемой детали соедине ndash

ние проверяют на смятие

43

ПРИЛОЖЕНИЕ А

Нормальный ряд чисел в станкостроении (нормаль HII - I) со

знаменателем =106

1 ndash 106 ndash 112 ndash 118 ndash 125 ndash 132 ndash 14 ndash 15 ndash 16 ndash 17 ndash 18 ndash 19 ndash 2 ndash 212 ndash

225 ndash 235 ndash 25 ndash 265 ndash 28 ndash 3 ndash 315 ndash 335 ndash 355 ndash 375 ndash 4 ndash 425 ndash 45 ndash 475

ndash 5 ndash 53 ndash 56 ndash 6 ndash 63 ndash 67 ndash 71 ndash 75 ndash 8 ndash 85 ndash 9 ndash 95 ndash 10

Примечания

1 Числа высшего порядка получаются умножением или делением чисел нор-

мального ряда на 10 100 1000hellip

Например

01 ndash 0106 ndash 0112 hellip 10 ndash 106 ndash 112 hellip 100 ndash 106 ndash 112 hellip

2 Числа геометрического ряда с gt 106 образуются из ряда с = 106 по

зависимости вида

U i106

112 1062 141 1066 178 10610

126 1064 158 1068 2 10612

3 Образование нормального ряда чисел с заданным = 106 производится

путем выписывания каждого (i + 1) числа из которых с = 106 начиная с

минимального ndash заданного

Например

126 1064 при minn = 112

hellip112 ndash 14 ndash 18 ndash 225 ndash hellip ndash 9 ndash 95 ndash 10 ndash 106 hellip

6061411 при minn = 132

hellip132 ndash 19 ndash 265 ndash 375 ndash hellipndash 53 ndash 75 ndash 106 ndash 15 hellip

8061581 при minn = 125

hellip125 ndash 2 ndash 315 ndash 5 ndash hellip ndash 8 ndash 125 ndash 20 ndash 315 hellip

44

ПРИЛОЖЕНИЕ Б

Распечатка исходных данных и результатов расчета

шестерен коробки подач

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ1 BSV

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y=037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 20289 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 170

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 164

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 124

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 096

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 143

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 105

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ2 BSV

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 142

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 131

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 104

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 076

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 3389 S = 1130

45

Продолжение приложения Б

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 120

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 084

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ3 BSV

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 123

А= 0102 С = 120 L = 1

R= 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 072

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБ НОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 079

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ4 BSV

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 108

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 063

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

46

Окончание приложения Б

G = 10 F = 225 U = 138

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 069

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ5 BSV

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 175

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 106

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 128

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 061

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U= 4

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 147

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 067

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

47

ПРИЛОЖЕНИЕ В

Распечатка исходных данных и результатов расчета II вала коробки подач

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

С = 2250 Q = 102 В = 775

М (0) = 10000000 L (0) = 0 Fl (0) = 0 F2 (0) = 157

М (1) = 48 L (1) = 24 Fl (1) = 0 F2 (1) = 157

М (2) = 5 L (2) = 135 Fl (2) = 0785 F2 (2) = 2355

М (3) = 10000000 L (3) = 0 Fl (3) = 0 F2 (3) = 157

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЁТА

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

VAL2 BSS

G (0) = 75761 В1 (0) = 122849

L1 (0) = -133882 М1 (0) = 225065

U (0) = -286321 М2 (0) = 81749

G (1) = 58586 В1 (1) = -2023

L1 (1)=0 М1 (1) = 140606

U (1) = 0 М2 (1) = -4855

S (0) = 316076 Р (0) = 37131 А (0) = 168

S (1) = 0 Р (1) = 194855 А(1) = 135

S (2) = 239451 Р (2) = 308716 А (2) = 158

S (3) = 140690 Р (3) = 240338 А (3) = 145

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

48

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1 Киреев Г И Комплексный расчет коробок скоростей металлорежущих

станков на ЕС ndash ЭВМ методические указания по курсовому и дипломному

проектированию для студентов специальности 0501 Часть 1 Г И Киреев ndash

Ульяновск УлПИ 1984 ndash 43 с

2 Металлорежущие станки и автоматы учебник для машинострои ndash

тельных втузов под ред А С Проникова ndash М Машиностроение 1981 ndash

479 с

3 Тарзиманов Г А Проектирование металлорежущих станков ГА

Тарзиманов ndash М Машиностроение 1980 ndash 288 с

4 Тепинкичиев В К Металлорежущие станки В К Тепинкичиев ndash М

Машиностроение 1973 ndash 472 с

5 Металлорежущие станки учебник для машиностроительных вузов

под ред В Э Пуша ndash М Машиностроение 1985 ndash 575 с

6 Металлорежущие системы машиностроительных производств учебное

пособие для студентов техн вузов О В Таратынов Г Г Земсков И М

Таратынова ndash М Высш шк 1988 ndash 464 с

7 Кузнецов М М Проектирование автоматизированного производствен ndash

ного оборудования учебное пособие для вузов М М Кузнецов В А Усов

К С Стародубов ndash М Машиностроение 1987 ndash 288 с

8 Орликов М Л Металлорежущие станки курсовое и дипломное

проектирование М Л Орликов И Г Федоренко В Н Шишкин ndash Киев

Высш шк1987 ndash 152 с

9 ГОСТ 2701 ndash 76 Схемы Виды и типы Общие требования к

выполнению ndash М Изд ndash во стандартов 1976 ndash 12 с

10 ГОСТ 2703 ndash 88 Правила выполнения кинематических схем ndash М

Изд ndash во стандартов 1988 ndash 7 с

11 Пуш В Э Конструирование металлорежущих станков В Э Пуш ndash

М Машиностроение 1977 ndash 380 с

12 Каминская В В Станины и корпусные детали металлорежущих

станков В В Каминская З М Левиеа Д Н Решетов ndash М Машгиз 1960 ndash

362 с

13 Курсовое проектирование деталей машин справочное пособие часть I

и II А В Кузьмин И Н Макейчик Ф В Калачѐв и др ndash Минск Высш шк

1982 ndash 584 с

14 Анурьев В И Справочник конструктора ndash машиностроителя Т2

В И Анурьев ndash М Машиностроение 1982 ndash 584 с

15 Чернин И М Расчѐты деталей машин справочник И М Чернин

А В Кузьмин Г М Ицкевич ndash Минск Высш шк 1978 ndash 592 с

16 Детали и механизмы металлорежущих станков Т2 под общ ред

Д Н Решетова ndash М Машиностроение 1972 ndash 405 с

49

17 Серенсен С В Валы и оси Конструирование и расчет С В Серенсен

и др ndash М Машиностроение 1970 ndash 312 с

18 СТ СЭВ 185 ndash 75 Геометрические характеристики шлицевых

прямозубых соединений ndash М Изд ndash во стандартов 1975

19 СТ СЭВ 189 ndash 76 и СТ СЭВ 189 ndash 77 Размеры призматических

шпонок ndash М Изд ndash во стандартов 1976

20 Зубенко В Л Методические разработки к курсовому проектированию

по металлорежущим станкам В Л Зубенко М Я Цлаф ndash Куйбышев КПтИ

1978 ndash 32 с

21 Справочник металлиста В 5 т Т1 под общ ред С А Чернавского и

В Ф Рещикова ndash М Машиностроение 1976 ndash 768 с

22 Сена Л А Единицы физических величин и их размерности учебно-

справочное руководство ЛА Сена ndash 3-е изд перераб и доп ndash М Наука

Гл ред физ-мат лит 1988 ndash 432 с

23 Кочергин А И Конструирование и расчет металлорежущих станков и

станочных комплексов Курсовое проектирование учебное пособие для вузов

А И Кочергин ndash Минск Высш шк 1991 ndash 382 с

Учебное издание

РАСЧЕТ ПРИВОДОВ ПОДАЧ

МЕТАЛЛОРЕЖУЩИХ СТАНКОВ

Методические указания по курсовому

и дипломному проектированию

Составители Шестернинов Александр Владимирович

Горшков Геннадий Михайлович

Редактор НАЕвдокимова

Подписано в печать 30082007 Формат 60times8416 Услпечл302

Тираж 150 экз Заказ

Ульяновский государственный технический университет

432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Типография УлГТУ 432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Page 31: Расчет приводов подач металлорежущих станков. Методичка

32

Ри

с3

4 К

ом

пон

овочн

ая с

хем

а короб

ки

под

ач

а-раз

вер

тка

б-с

вер

тка

(од

ин

из

возм

ож

ны

х в

ари

анто

в)

33

Рис35 Расчетная унифицированная схема нагружения вала к программе ldquoВалrdquo

Рис36 Расчетная схема нагружения II вала в рассматриваемом примере

34

нем шестернями а также направление тангенциальных ( iT ) и радиальных ( iR )

усилий определяется с помощью компоновочной схемы При этом радиальные

усилия всегда направлены к центру рассчитываемого вала а тангенциальные

совпадают с направлением вращения ведущего колеса Все линейные размеры

( g l l 0 1 ) отсчитываются от II опоры причем для отсутствующих шестерен

они задаются равными 0 Углы i и i определяющие направления

радиальных iR и тангенциальных iT сил должны отсчитываться против

часовой стрелки от положительного направления оси Х выбранного так как

показано на схеме Для отсутствующих шестерен принимается 0i

571i рад (900 ) Начальные диаметры отсутствующих шестерен (Д = Д0

Д1hellip) принимаются равными бесконечности а практически ndash большой

величине например Д = 10000000 см При этом окружная и радиальная силы

получаются близкими к 0

На рис 36 показана расчетная схема нагружения II вала для нашего

примера

333 Порядок расчета вала с помощью унифицированных формул

Расчет стального сплошного вала на двух опорах из условия прочности

заключается в определении его диаметров в сечениях I 0 1 II (см рис35)

Последовательность расчета выполняемого по унифицированным

формулам программ следующая

1) Определение действующих в зацеплении сил

ii

Д

МT КР2 R T tgi i

o 20

2) Определение проекций сил на оси X и Y

X T Ri i i i i cos cos Y T Ri i i i i sin sin

3) Определение опорных реакций в плоскостях X ndash горизонтальная и

Y ndash вертикальная соответственно в опоре I и II

g

lxlxlxlxR

IX33221100

R x x x x RX XII I 0 1 2 3

g

lylylylyR

IY33221100

R y y y y RY YII I 0 1 2 3

Силы направленные на вал при принятом расположении осей координат

имеют знак laquo + raquo а от вала laquo ndash raquo Для реакций правило знаков противоположно

35

4) Определение изгибающих моментов в сечениях

над левой опорой (сечение I)

M x l gX I 2 2( ) M y l gYI

2 2( )

над правой опорой (сечение II)

M x lX II 3 3 M y lYII

3 3

под силой P0 (сечение 0)

)()( 00220

lgRllxMI

XX )()( 00220

lgRllyMI

YY

под силой P1 (сечение 1)

M x l l R lX XI II 3 1 3 1( ) M y l l R lY YI II

3 1 3 1( )

5) Определение суммарных изгибающих моментов

M M MI X YI I 2 2 M M MII X YII II 2 2

M M MX Y 02 2

0 0 M M MX Y1

2 2

1 1

6) Определение приведенных моментов ПРМ

Приведенные моменты определяются в каждом из 4-х сечений в

отдельности по формуле

22750 КРMMM iпрi где i = 0 1 I II

7) Определение диаметра вала в каждом из сечений производится по

зависимости

3

10 и

прii

Md

где ПРМ Н∙см [ и ] ndash допускаемое напряжение на изгиб МПа

334 Определение исходных данных для расчета валов

Указания по определению исходных данных для расчета валов приведены

в табл38 В ней же даны численные значения исходных параметров

36

Таблица 38

Исходные данные для расчета диаметров вала

Исходные

данные и

определя ndash

емые

величины

Обозна ndash

ения и

раз ndash

мерность

Расчетные

формулы

Указания по

выбору

Числовые

величины

(см пример)

Крутящий

момент на

рассчиты ndash

ваемом валу

MKP

Н∙м

MKP =

= 974000 N

n

п 313 2250

Марка

стали и

термообра ndash

ботка

Сталь 45

нормализованная

Табл39

[3 13 14]

ndash

Допускаемое

напряжение

на изгиб

[ ]u

МПа

ndash Рис37 и

табл39

[3 13 14]

775

Начальные

диаметры

колес

Д0 Д1 Д2 Д3

в расчетной

схеме

Д см Д = z m z ndash из

кинематичес ndash

кого расчета

mndash в п322

диаметры

отсутствую ndash

щих шестерен

Д = 10000000

Д0 =10000000

Д1 = 48

Д2 = 50

Д3 = 107

Расстояния

g l0 l1

l2 l3

в расчетной

схеме

g l

см

ndash п332 рис 35

(числовые

величины

см рис 36)

g0 = 102

l0 = 0

l1= 24

l2 = 135

l3 = 0

Углы

действия сил

i для iT

i для iR

i i

рад

ii0

0180

ii0

0180

где 0

i 0

i

ndash углы

измеренные

в градусах

п332 рис 35

(числовые

величины

см рис 36)

0 = 0

0 = 157

1 = 0

1 = 157

2 = 0785

2 = 2355

3 = 0

3 = 157

37

Таблица 39

Допускаемые напряжения на изгиб [ и ] для стальных валов (в МПа)

Источник

концентрации

напряжения

Диаметр

вала мм

Марка стали и термообработка

45

норм

45

улучш

40Х

улучш

40Х

закал

Насаженная на вал

деталь

(шестерня шкив)

с острыми кромками

15 775 850 900 950

30 750 825 875 925

45 725 800 850 900

60 700 775 825 875

75 675 750 800 850

90 650 725 775 825

Рис37 Номограмма для ориентированного определения

диаметров валов по крутящему моменту

38

необходимые для расчета II вала привода подач в рассматриваемом примере

При расчете валов на ЭВМ углы вводятся в программу в радианах

Если на участке вала действует только крутящий момент то при

составлении исходных данных следует задавать расстояние до шестерни

обусловливающей приложение этого момента величиной 01 см При этом

изгибающий момент от действия радиальной силы будет близок к 0

Например при расчете V вала рассматриваемой коробки подач

(см рис35 и 36) следует принять расстояние l3 = 01 см до шестерни

Д3 = zm = 02 ∙ 20 = 4 см соответственно приняв 3 = 0 и 3 = 157 рад

335 Указания по расчету валов на ЭВМ

Расчет диаметров валов в опасных сечениях I 0 1 II (рис35)

производится на ЭВМ по программе laquoВАЛraquo [20] исходные данные для

расчета по программе laquoВАЛraquo вводятся в режиме диалога с машиной При

расчете нескольких валов каждому файлу необходимо давать новое название

например PETROV1 PETROV2 PETROV3

В приложении В представлены распечатки ввода исходных данных и

результаты расчета диаметров II вала в рассматриваемом примере

Для перевода языка машины в принятые обозначения формул следует

руководствоваться табл 310

В целях удобства программирования di рассматриваются для всех

сечений по приведенному моменту Для сечений в которых не действует MKP

диаметр определяется по iM (без машины) Из всех полученных диаметров

выбирается наибольший и округляется до стандартного ряда

Для нашего примера принимаем d = 18 мм учитывая что этот диаметр

вала не окончательный и может измениться при окончательной

конструктивной проработке привода О выборе геометрических параметров

шлицевых валов сказано ниже в п 34

В курсовом проекте с помощью ЭВМ должны быть рассчитаны все валы

коробки подач В записке приводятся расчетные схемы валов и результаты

расчета (распечатки) по каждому валу

34 Выбор подшипников качения и прочих элементов привода

Выбор подшипников качения ведется по динамической грузоподъемности

C определяемой по формуле

P

CL

где L ndash число миллионов оборотов за расчетный срок службы подшипника

качения

39

Таблица 310

Соответствие символов в программе laquoВАЛraquo

обозначениям в расчетных формулах

Символ в

программе

Обозначение

в формулах

Размерность Наименование параметров

1 2 3 4

C MKp Н∙см Крутящий момент на

рассчитываемом валу

Q g см Расстояние между опорами

B [u ] МПа Допускаемое напряжение

на изгиб

M(I)

Di

см

Делительный диаметр i - го

колеса в точке приложения

силы Pi

F1(I) i рад Угол действия силы Ti

F2(I) i рад Угол действия силы Ri

T(I)

Ti

Н

Тангенциальная сила

действующая в точке

приложения силы Pi

R(I) Ri Н Радиальная сила в той же точке

X(I) X i Н Проекция сил на ось Х в точке

приложения силы Pi

Y(I) Yi Н Проекция сил на ось Y в той же

точке

G(0) RxI Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре I

G(1) RxII Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре II

B1(0) RyI Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

B1(1) RyII Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре II

L(0)

MxI

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре I

L(1) MxII Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре II

U(0) M yI Н∙см Изгибающий момент в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

40

Окончание табл 310

1 2 3 4

L(I) li см Расстояние между опорой II и

точкой приложения силы Pi

М1(0)

M X 0

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquo0raquo

М1(1) M X1 Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquoIraquo

М2(0)

MY0

Н∙см

Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIIraquo

М2(1) MY1 Н∙см Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIraquo

S(0) M I Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре I

S(1)

M II Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре II

S(2) M 0 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquo0raquo

S(3)

M1 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquoIraquo

P(0)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре I

P(1)

IIпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре II

P(2) 0прМ Н∙см Приведѐнный момент

в сечении laquo0raquo

P(3)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в

сечении laquoIraquo

A(0)

d I см Диаметр вала в опоре I

A(1)

d II см Диаметр вала в опоре II

A(2)

d0 см Диаметр вала в сечении laquo0raquo

A(3)

d1 см Диаметр вала в сечении laquoIraquo

41

P ndash расчетная нагрузка подшипника Н

C ndash динамическая грузоподъемность подшипника указанная в катало ndash

ге Н

ndash коэффициент (для шарикоподшипников = 3 для роликоподшип ndash

ников = 333)

Данная формула справедлива при n ge 10 обмин При n = 1 divide 10 обмин

расчет ведут по n = 10 обмин При n lt 1 обмин действующую нагрузку

рассматривают как статическую

Расчетный срок службы подшипника в часах выражается зависимостью

LL

nh

10

60

6

Задавшись Lh (для металлорежущих станков обычно Lh = 12000divide20000 ч)

из данной формулы определяют L затем вычислив P (см ниже) и зная

находят C После того ориентируясь на желаемые габариты и прежде всего на

диаметр шейки вала где должен быть установлен подшипник подбирают по

каталогу 21 наиболее близкий по величине C типоразмер подшипника

Расчетную нагрузку подшипника определяют по формуле

P X V F Y F K Kr a T ( )

где Fr ndash радиальная нагрузка Н

Fa ndash осевая нагрузка Н

X ndash безразмерный коэффициент радиальной нагрузки

Y ndash безразмерный коэффициент вращения (при вращении внутреннего

кольца V = 1 при вращении наружного ndash V = 12)

K ndash безразмерный коэффициент безопасности (для токарных станков

K = 1 ndash 12 для фрезерных ndash K = 13 ndash 18)

KT ndash безразмерный температурный коэффициент (при работе до 1250С

KT = 105)

В коробках подач обычно используют прямозубые колеса поэтому

формула для определения расчетной нагрузки без учета осевых сил примет

вид (при Fa = 0 X =1)

P V F K Kr T

Величина радиальной нагрузки подсчитывается по формуле

F R Rr Xi Yi 2 2

где RXi RYi ndash наибольшие по величине опорные реакции определяемые при

расчете вала (см приложение 3 соответственно G(0) B1(0) или G(1) B1(1))

42

Проведем подбор подшипников для II вала привода в рассматриваемом

примере Из распечатки результатов расчета вала выписываем наибольшие

опорные реакции G(0) = 7566 Н B1(0) = 12285 Н и определяем

Fr 757 6 1228 5 1443 32 2 Н

Для определения расчетной нагрузки принимаем V =1 K = 12 KT = 105

тогда P = 1∙14433∙12∙105 = 18188 Н Определяем L при известной частоте

вращения n = 45 обмин (см табл 31) и задавшись hL = 2000 ч

5410

456020000

10

6066

nhL

L млн оборотов

Динамическая грузоподъемность 868735461818 3 LPC Н

По расчетному значению C приняв диаметр шейки вала шd = 17 мм

(см приложение Б) выбираем по каталогу [21] подшипник 203 с

динамической грузоподъемностью C = 7520 Н

Выбор геометрических характеристик шлицевых валов [17 18 21 и др]

можно производить по ранее рассчитываемому на ЭВМ наибольшему

диаметру сплошного вала Желательно затем произвести проверочный расчет

шлицевого соединения по напряжениям смятия [14 21 и др]

При выборе и расчете шпоночных соединений следует использовать

работы [13 divide 15 21 и др] Сечение шпонки подбирают по диаметру вала

длину ndash обычно на 5 ndash 10 мм короче ступицы закрепляемой детали соедине ndash

ние проверяют на смятие

43

ПРИЛОЖЕНИЕ А

Нормальный ряд чисел в станкостроении (нормаль HII - I) со

знаменателем =106

1 ndash 106 ndash 112 ndash 118 ndash 125 ndash 132 ndash 14 ndash 15 ndash 16 ndash 17 ndash 18 ndash 19 ndash 2 ndash 212 ndash

225 ndash 235 ndash 25 ndash 265 ndash 28 ndash 3 ndash 315 ndash 335 ndash 355 ndash 375 ndash 4 ndash 425 ndash 45 ndash 475

ndash 5 ndash 53 ndash 56 ndash 6 ndash 63 ndash 67 ndash 71 ndash 75 ndash 8 ndash 85 ndash 9 ndash 95 ndash 10

Примечания

1 Числа высшего порядка получаются умножением или делением чисел нор-

мального ряда на 10 100 1000hellip

Например

01 ndash 0106 ndash 0112 hellip 10 ndash 106 ndash 112 hellip 100 ndash 106 ndash 112 hellip

2 Числа геометрического ряда с gt 106 образуются из ряда с = 106 по

зависимости вида

U i106

112 1062 141 1066 178 10610

126 1064 158 1068 2 10612

3 Образование нормального ряда чисел с заданным = 106 производится

путем выписывания каждого (i + 1) числа из которых с = 106 начиная с

минимального ndash заданного

Например

126 1064 при minn = 112

hellip112 ndash 14 ndash 18 ndash 225 ndash hellip ndash 9 ndash 95 ndash 10 ndash 106 hellip

6061411 при minn = 132

hellip132 ndash 19 ndash 265 ndash 375 ndash hellipndash 53 ndash 75 ndash 106 ndash 15 hellip

8061581 при minn = 125

hellip125 ndash 2 ndash 315 ndash 5 ndash hellip ndash 8 ndash 125 ndash 20 ndash 315 hellip

44

ПРИЛОЖЕНИЕ Б

Распечатка исходных данных и результатов расчета

шестерен коробки подач

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ1 BSV

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y=037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 20289 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 170

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 164

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 124

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 096

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 143

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 105

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ2 BSV

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 142

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 131

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 104

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 076

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 3389 S = 1130

45

Продолжение приложения Б

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 120

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 084

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ3 BSV

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 123

А= 0102 С = 120 L = 1

R= 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 072

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБ НОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 079

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ4 BSV

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 108

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 063

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

46

Окончание приложения Б

G = 10 F = 225 U = 138

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 069

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ5 BSV

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 175

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 106

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 128

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 061

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U= 4

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 147

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 067

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

47

ПРИЛОЖЕНИЕ В

Распечатка исходных данных и результатов расчета II вала коробки подач

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

С = 2250 Q = 102 В = 775

М (0) = 10000000 L (0) = 0 Fl (0) = 0 F2 (0) = 157

М (1) = 48 L (1) = 24 Fl (1) = 0 F2 (1) = 157

М (2) = 5 L (2) = 135 Fl (2) = 0785 F2 (2) = 2355

М (3) = 10000000 L (3) = 0 Fl (3) = 0 F2 (3) = 157

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЁТА

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

VAL2 BSS

G (0) = 75761 В1 (0) = 122849

L1 (0) = -133882 М1 (0) = 225065

U (0) = -286321 М2 (0) = 81749

G (1) = 58586 В1 (1) = -2023

L1 (1)=0 М1 (1) = 140606

U (1) = 0 М2 (1) = -4855

S (0) = 316076 Р (0) = 37131 А (0) = 168

S (1) = 0 Р (1) = 194855 А(1) = 135

S (2) = 239451 Р (2) = 308716 А (2) = 158

S (3) = 140690 Р (3) = 240338 А (3) = 145

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

48

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1 Киреев Г И Комплексный расчет коробок скоростей металлорежущих

станков на ЕС ndash ЭВМ методические указания по курсовому и дипломному

проектированию для студентов специальности 0501 Часть 1 Г И Киреев ndash

Ульяновск УлПИ 1984 ndash 43 с

2 Металлорежущие станки и автоматы учебник для машинострои ndash

тельных втузов под ред А С Проникова ndash М Машиностроение 1981 ndash

479 с

3 Тарзиманов Г А Проектирование металлорежущих станков ГА

Тарзиманов ndash М Машиностроение 1980 ndash 288 с

4 Тепинкичиев В К Металлорежущие станки В К Тепинкичиев ndash М

Машиностроение 1973 ndash 472 с

5 Металлорежущие станки учебник для машиностроительных вузов

под ред В Э Пуша ndash М Машиностроение 1985 ndash 575 с

6 Металлорежущие системы машиностроительных производств учебное

пособие для студентов техн вузов О В Таратынов Г Г Земсков И М

Таратынова ndash М Высш шк 1988 ndash 464 с

7 Кузнецов М М Проектирование автоматизированного производствен ndash

ного оборудования учебное пособие для вузов М М Кузнецов В А Усов

К С Стародубов ndash М Машиностроение 1987 ndash 288 с

8 Орликов М Л Металлорежущие станки курсовое и дипломное

проектирование М Л Орликов И Г Федоренко В Н Шишкин ndash Киев

Высш шк1987 ndash 152 с

9 ГОСТ 2701 ndash 76 Схемы Виды и типы Общие требования к

выполнению ndash М Изд ndash во стандартов 1976 ndash 12 с

10 ГОСТ 2703 ndash 88 Правила выполнения кинематических схем ndash М

Изд ndash во стандартов 1988 ndash 7 с

11 Пуш В Э Конструирование металлорежущих станков В Э Пуш ndash

М Машиностроение 1977 ndash 380 с

12 Каминская В В Станины и корпусные детали металлорежущих

станков В В Каминская З М Левиеа Д Н Решетов ndash М Машгиз 1960 ndash

362 с

13 Курсовое проектирование деталей машин справочное пособие часть I

и II А В Кузьмин И Н Макейчик Ф В Калачѐв и др ndash Минск Высш шк

1982 ndash 584 с

14 Анурьев В И Справочник конструктора ndash машиностроителя Т2

В И Анурьев ndash М Машиностроение 1982 ndash 584 с

15 Чернин И М Расчѐты деталей машин справочник И М Чернин

А В Кузьмин Г М Ицкевич ndash Минск Высш шк 1978 ndash 592 с

16 Детали и механизмы металлорежущих станков Т2 под общ ред

Д Н Решетова ndash М Машиностроение 1972 ndash 405 с

49

17 Серенсен С В Валы и оси Конструирование и расчет С В Серенсен

и др ndash М Машиностроение 1970 ndash 312 с

18 СТ СЭВ 185 ndash 75 Геометрические характеристики шлицевых

прямозубых соединений ndash М Изд ndash во стандартов 1975

19 СТ СЭВ 189 ndash 76 и СТ СЭВ 189 ndash 77 Размеры призматических

шпонок ndash М Изд ndash во стандартов 1976

20 Зубенко В Л Методические разработки к курсовому проектированию

по металлорежущим станкам В Л Зубенко М Я Цлаф ndash Куйбышев КПтИ

1978 ndash 32 с

21 Справочник металлиста В 5 т Т1 под общ ред С А Чернавского и

В Ф Рещикова ndash М Машиностроение 1976 ndash 768 с

22 Сена Л А Единицы физических величин и их размерности учебно-

справочное руководство ЛА Сена ndash 3-е изд перераб и доп ndash М Наука

Гл ред физ-мат лит 1988 ndash 432 с

23 Кочергин А И Конструирование и расчет металлорежущих станков и

станочных комплексов Курсовое проектирование учебное пособие для вузов

А И Кочергин ndash Минск Высш шк 1991 ndash 382 с

Учебное издание

РАСЧЕТ ПРИВОДОВ ПОДАЧ

МЕТАЛЛОРЕЖУЩИХ СТАНКОВ

Методические указания по курсовому

и дипломному проектированию

Составители Шестернинов Александр Владимирович

Горшков Геннадий Михайлович

Редактор НАЕвдокимова

Подписано в печать 30082007 Формат 60times8416 Услпечл302

Тираж 150 экз Заказ

Ульяновский государственный технический университет

432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Типография УлГТУ 432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Page 32: Расчет приводов подач металлорежущих станков. Методичка

33

Рис35 Расчетная унифицированная схема нагружения вала к программе ldquoВалrdquo

Рис36 Расчетная схема нагружения II вала в рассматриваемом примере

34

нем шестернями а также направление тангенциальных ( iT ) и радиальных ( iR )

усилий определяется с помощью компоновочной схемы При этом радиальные

усилия всегда направлены к центру рассчитываемого вала а тангенциальные

совпадают с направлением вращения ведущего колеса Все линейные размеры

( g l l 0 1 ) отсчитываются от II опоры причем для отсутствующих шестерен

они задаются равными 0 Углы i и i определяющие направления

радиальных iR и тангенциальных iT сил должны отсчитываться против

часовой стрелки от положительного направления оси Х выбранного так как

показано на схеме Для отсутствующих шестерен принимается 0i

571i рад (900 ) Начальные диаметры отсутствующих шестерен (Д = Д0

Д1hellip) принимаются равными бесконечности а практически ndash большой

величине например Д = 10000000 см При этом окружная и радиальная силы

получаются близкими к 0

На рис 36 показана расчетная схема нагружения II вала для нашего

примера

333 Порядок расчета вала с помощью унифицированных формул

Расчет стального сплошного вала на двух опорах из условия прочности

заключается в определении его диаметров в сечениях I 0 1 II (см рис35)

Последовательность расчета выполняемого по унифицированным

формулам программ следующая

1) Определение действующих в зацеплении сил

ii

Д

МT КР2 R T tgi i

o 20

2) Определение проекций сил на оси X и Y

X T Ri i i i i cos cos Y T Ri i i i i sin sin

3) Определение опорных реакций в плоскостях X ndash горизонтальная и

Y ndash вертикальная соответственно в опоре I и II

g

lxlxlxlxR

IX33221100

R x x x x RX XII I 0 1 2 3

g

lylylylyR

IY33221100

R y y y y RY YII I 0 1 2 3

Силы направленные на вал при принятом расположении осей координат

имеют знак laquo + raquo а от вала laquo ndash raquo Для реакций правило знаков противоположно

35

4) Определение изгибающих моментов в сечениях

над левой опорой (сечение I)

M x l gX I 2 2( ) M y l gYI

2 2( )

над правой опорой (сечение II)

M x lX II 3 3 M y lYII

3 3

под силой P0 (сечение 0)

)()( 00220

lgRllxMI

XX )()( 00220

lgRllyMI

YY

под силой P1 (сечение 1)

M x l l R lX XI II 3 1 3 1( ) M y l l R lY YI II

3 1 3 1( )

5) Определение суммарных изгибающих моментов

M M MI X YI I 2 2 M M MII X YII II 2 2

M M MX Y 02 2

0 0 M M MX Y1

2 2

1 1

6) Определение приведенных моментов ПРМ

Приведенные моменты определяются в каждом из 4-х сечений в

отдельности по формуле

22750 КРMMM iпрi где i = 0 1 I II

7) Определение диаметра вала в каждом из сечений производится по

зависимости

3

10 и

прii

Md

где ПРМ Н∙см [ и ] ndash допускаемое напряжение на изгиб МПа

334 Определение исходных данных для расчета валов

Указания по определению исходных данных для расчета валов приведены

в табл38 В ней же даны численные значения исходных параметров

36

Таблица 38

Исходные данные для расчета диаметров вала

Исходные

данные и

определя ndash

емые

величины

Обозна ndash

ения и

раз ndash

мерность

Расчетные

формулы

Указания по

выбору

Числовые

величины

(см пример)

Крутящий

момент на

рассчиты ndash

ваемом валу

MKP

Н∙м

MKP =

= 974000 N

n

п 313 2250

Марка

стали и

термообра ndash

ботка

Сталь 45

нормализованная

Табл39

[3 13 14]

ndash

Допускаемое

напряжение

на изгиб

[ ]u

МПа

ndash Рис37 и

табл39

[3 13 14]

775

Начальные

диаметры

колес

Д0 Д1 Д2 Д3

в расчетной

схеме

Д см Д = z m z ndash из

кинематичес ndash

кого расчета

mndash в п322

диаметры

отсутствую ndash

щих шестерен

Д = 10000000

Д0 =10000000

Д1 = 48

Д2 = 50

Д3 = 107

Расстояния

g l0 l1

l2 l3

в расчетной

схеме

g l

см

ndash п332 рис 35

(числовые

величины

см рис 36)

g0 = 102

l0 = 0

l1= 24

l2 = 135

l3 = 0

Углы

действия сил

i для iT

i для iR

i i

рад

ii0

0180

ii0

0180

где 0

i 0

i

ndash углы

измеренные

в градусах

п332 рис 35

(числовые

величины

см рис 36)

0 = 0

0 = 157

1 = 0

1 = 157

2 = 0785

2 = 2355

3 = 0

3 = 157

37

Таблица 39

Допускаемые напряжения на изгиб [ и ] для стальных валов (в МПа)

Источник

концентрации

напряжения

Диаметр

вала мм

Марка стали и термообработка

45

норм

45

улучш

40Х

улучш

40Х

закал

Насаженная на вал

деталь

(шестерня шкив)

с острыми кромками

15 775 850 900 950

30 750 825 875 925

45 725 800 850 900

60 700 775 825 875

75 675 750 800 850

90 650 725 775 825

Рис37 Номограмма для ориентированного определения

диаметров валов по крутящему моменту

38

необходимые для расчета II вала привода подач в рассматриваемом примере

При расчете валов на ЭВМ углы вводятся в программу в радианах

Если на участке вала действует только крутящий момент то при

составлении исходных данных следует задавать расстояние до шестерни

обусловливающей приложение этого момента величиной 01 см При этом

изгибающий момент от действия радиальной силы будет близок к 0

Например при расчете V вала рассматриваемой коробки подач

(см рис35 и 36) следует принять расстояние l3 = 01 см до шестерни

Д3 = zm = 02 ∙ 20 = 4 см соответственно приняв 3 = 0 и 3 = 157 рад

335 Указания по расчету валов на ЭВМ

Расчет диаметров валов в опасных сечениях I 0 1 II (рис35)

производится на ЭВМ по программе laquoВАЛraquo [20] исходные данные для

расчета по программе laquoВАЛraquo вводятся в режиме диалога с машиной При

расчете нескольких валов каждому файлу необходимо давать новое название

например PETROV1 PETROV2 PETROV3

В приложении В представлены распечатки ввода исходных данных и

результаты расчета диаметров II вала в рассматриваемом примере

Для перевода языка машины в принятые обозначения формул следует

руководствоваться табл 310

В целях удобства программирования di рассматриваются для всех

сечений по приведенному моменту Для сечений в которых не действует MKP

диаметр определяется по iM (без машины) Из всех полученных диаметров

выбирается наибольший и округляется до стандартного ряда

Для нашего примера принимаем d = 18 мм учитывая что этот диаметр

вала не окончательный и может измениться при окончательной

конструктивной проработке привода О выборе геометрических параметров

шлицевых валов сказано ниже в п 34

В курсовом проекте с помощью ЭВМ должны быть рассчитаны все валы

коробки подач В записке приводятся расчетные схемы валов и результаты

расчета (распечатки) по каждому валу

34 Выбор подшипников качения и прочих элементов привода

Выбор подшипников качения ведется по динамической грузоподъемности

C определяемой по формуле

P

CL

где L ndash число миллионов оборотов за расчетный срок службы подшипника

качения

39

Таблица 310

Соответствие символов в программе laquoВАЛraquo

обозначениям в расчетных формулах

Символ в

программе

Обозначение

в формулах

Размерность Наименование параметров

1 2 3 4

C MKp Н∙см Крутящий момент на

рассчитываемом валу

Q g см Расстояние между опорами

B [u ] МПа Допускаемое напряжение

на изгиб

M(I)

Di

см

Делительный диаметр i - го

колеса в точке приложения

силы Pi

F1(I) i рад Угол действия силы Ti

F2(I) i рад Угол действия силы Ri

T(I)

Ti

Н

Тангенциальная сила

действующая в точке

приложения силы Pi

R(I) Ri Н Радиальная сила в той же точке

X(I) X i Н Проекция сил на ось Х в точке

приложения силы Pi

Y(I) Yi Н Проекция сил на ось Y в той же

точке

G(0) RxI Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре I

G(1) RxII Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре II

B1(0) RyI Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

B1(1) RyII Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре II

L(0)

MxI

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре I

L(1) MxII Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре II

U(0) M yI Н∙см Изгибающий момент в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

40

Окончание табл 310

1 2 3 4

L(I) li см Расстояние между опорой II и

точкой приложения силы Pi

М1(0)

M X 0

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquo0raquo

М1(1) M X1 Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquoIraquo

М2(0)

MY0

Н∙см

Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIIraquo

М2(1) MY1 Н∙см Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIraquo

S(0) M I Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре I

S(1)

M II Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре II

S(2) M 0 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquo0raquo

S(3)

M1 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquoIraquo

P(0)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре I

P(1)

IIпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре II

P(2) 0прМ Н∙см Приведѐнный момент

в сечении laquo0raquo

P(3)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в

сечении laquoIraquo

A(0)

d I см Диаметр вала в опоре I

A(1)

d II см Диаметр вала в опоре II

A(2)

d0 см Диаметр вала в сечении laquo0raquo

A(3)

d1 см Диаметр вала в сечении laquoIraquo

41

P ndash расчетная нагрузка подшипника Н

C ndash динамическая грузоподъемность подшипника указанная в катало ndash

ге Н

ndash коэффициент (для шарикоподшипников = 3 для роликоподшип ndash

ников = 333)

Данная формула справедлива при n ge 10 обмин При n = 1 divide 10 обмин

расчет ведут по n = 10 обмин При n lt 1 обмин действующую нагрузку

рассматривают как статическую

Расчетный срок службы подшипника в часах выражается зависимостью

LL

nh

10

60

6

Задавшись Lh (для металлорежущих станков обычно Lh = 12000divide20000 ч)

из данной формулы определяют L затем вычислив P (см ниже) и зная

находят C После того ориентируясь на желаемые габариты и прежде всего на

диаметр шейки вала где должен быть установлен подшипник подбирают по

каталогу 21 наиболее близкий по величине C типоразмер подшипника

Расчетную нагрузку подшипника определяют по формуле

P X V F Y F K Kr a T ( )

где Fr ndash радиальная нагрузка Н

Fa ndash осевая нагрузка Н

X ndash безразмерный коэффициент радиальной нагрузки

Y ndash безразмерный коэффициент вращения (при вращении внутреннего

кольца V = 1 при вращении наружного ndash V = 12)

K ndash безразмерный коэффициент безопасности (для токарных станков

K = 1 ndash 12 для фрезерных ndash K = 13 ndash 18)

KT ndash безразмерный температурный коэффициент (при работе до 1250С

KT = 105)

В коробках подач обычно используют прямозубые колеса поэтому

формула для определения расчетной нагрузки без учета осевых сил примет

вид (при Fa = 0 X =1)

P V F K Kr T

Величина радиальной нагрузки подсчитывается по формуле

F R Rr Xi Yi 2 2

где RXi RYi ndash наибольшие по величине опорные реакции определяемые при

расчете вала (см приложение 3 соответственно G(0) B1(0) или G(1) B1(1))

42

Проведем подбор подшипников для II вала привода в рассматриваемом

примере Из распечатки результатов расчета вала выписываем наибольшие

опорные реакции G(0) = 7566 Н B1(0) = 12285 Н и определяем

Fr 757 6 1228 5 1443 32 2 Н

Для определения расчетной нагрузки принимаем V =1 K = 12 KT = 105

тогда P = 1∙14433∙12∙105 = 18188 Н Определяем L при известной частоте

вращения n = 45 обмин (см табл 31) и задавшись hL = 2000 ч

5410

456020000

10

6066

nhL

L млн оборотов

Динамическая грузоподъемность 868735461818 3 LPC Н

По расчетному значению C приняв диаметр шейки вала шd = 17 мм

(см приложение Б) выбираем по каталогу [21] подшипник 203 с

динамической грузоподъемностью C = 7520 Н

Выбор геометрических характеристик шлицевых валов [17 18 21 и др]

можно производить по ранее рассчитываемому на ЭВМ наибольшему

диаметру сплошного вала Желательно затем произвести проверочный расчет

шлицевого соединения по напряжениям смятия [14 21 и др]

При выборе и расчете шпоночных соединений следует использовать

работы [13 divide 15 21 и др] Сечение шпонки подбирают по диаметру вала

длину ndash обычно на 5 ndash 10 мм короче ступицы закрепляемой детали соедине ndash

ние проверяют на смятие

43

ПРИЛОЖЕНИЕ А

Нормальный ряд чисел в станкостроении (нормаль HII - I) со

знаменателем =106

1 ndash 106 ndash 112 ndash 118 ndash 125 ndash 132 ndash 14 ndash 15 ndash 16 ndash 17 ndash 18 ndash 19 ndash 2 ndash 212 ndash

225 ndash 235 ndash 25 ndash 265 ndash 28 ndash 3 ndash 315 ndash 335 ndash 355 ndash 375 ndash 4 ndash 425 ndash 45 ndash 475

ndash 5 ndash 53 ndash 56 ndash 6 ndash 63 ndash 67 ndash 71 ndash 75 ndash 8 ndash 85 ndash 9 ndash 95 ndash 10

Примечания

1 Числа высшего порядка получаются умножением или делением чисел нор-

мального ряда на 10 100 1000hellip

Например

01 ndash 0106 ndash 0112 hellip 10 ndash 106 ndash 112 hellip 100 ndash 106 ndash 112 hellip

2 Числа геометрического ряда с gt 106 образуются из ряда с = 106 по

зависимости вида

U i106

112 1062 141 1066 178 10610

126 1064 158 1068 2 10612

3 Образование нормального ряда чисел с заданным = 106 производится

путем выписывания каждого (i + 1) числа из которых с = 106 начиная с

минимального ndash заданного

Например

126 1064 при minn = 112

hellip112 ndash 14 ndash 18 ndash 225 ndash hellip ndash 9 ndash 95 ndash 10 ndash 106 hellip

6061411 при minn = 132

hellip132 ndash 19 ndash 265 ndash 375 ndash hellipndash 53 ndash 75 ndash 106 ndash 15 hellip

8061581 при minn = 125

hellip125 ndash 2 ndash 315 ndash 5 ndash hellip ndash 8 ndash 125 ndash 20 ndash 315 hellip

44

ПРИЛОЖЕНИЕ Б

Распечатка исходных данных и результатов расчета

шестерен коробки подач

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ1 BSV

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y=037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 20289 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 170

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 164

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 124

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 096

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 143

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 105

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ2 BSV

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 142

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 131

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 104

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 076

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 3389 S = 1130

45

Продолжение приложения Б

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 120

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 084

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ3 BSV

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 123

А= 0102 С = 120 L = 1

R= 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 072

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБ НОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 079

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ4 BSV

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 108

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 063

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

46

Окончание приложения Б

G = 10 F = 225 U = 138

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 069

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ5 BSV

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 175

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 106

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 128

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 061

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U= 4

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 147

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 067

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

47

ПРИЛОЖЕНИЕ В

Распечатка исходных данных и результатов расчета II вала коробки подач

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

С = 2250 Q = 102 В = 775

М (0) = 10000000 L (0) = 0 Fl (0) = 0 F2 (0) = 157

М (1) = 48 L (1) = 24 Fl (1) = 0 F2 (1) = 157

М (2) = 5 L (2) = 135 Fl (2) = 0785 F2 (2) = 2355

М (3) = 10000000 L (3) = 0 Fl (3) = 0 F2 (3) = 157

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЁТА

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

VAL2 BSS

G (0) = 75761 В1 (0) = 122849

L1 (0) = -133882 М1 (0) = 225065

U (0) = -286321 М2 (0) = 81749

G (1) = 58586 В1 (1) = -2023

L1 (1)=0 М1 (1) = 140606

U (1) = 0 М2 (1) = -4855

S (0) = 316076 Р (0) = 37131 А (0) = 168

S (1) = 0 Р (1) = 194855 А(1) = 135

S (2) = 239451 Р (2) = 308716 А (2) = 158

S (3) = 140690 Р (3) = 240338 А (3) = 145

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

48

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1 Киреев Г И Комплексный расчет коробок скоростей металлорежущих

станков на ЕС ndash ЭВМ методические указания по курсовому и дипломному

проектированию для студентов специальности 0501 Часть 1 Г И Киреев ndash

Ульяновск УлПИ 1984 ndash 43 с

2 Металлорежущие станки и автоматы учебник для машинострои ndash

тельных втузов под ред А С Проникова ndash М Машиностроение 1981 ndash

479 с

3 Тарзиманов Г А Проектирование металлорежущих станков ГА

Тарзиманов ndash М Машиностроение 1980 ndash 288 с

4 Тепинкичиев В К Металлорежущие станки В К Тепинкичиев ndash М

Машиностроение 1973 ndash 472 с

5 Металлорежущие станки учебник для машиностроительных вузов

под ред В Э Пуша ndash М Машиностроение 1985 ndash 575 с

6 Металлорежущие системы машиностроительных производств учебное

пособие для студентов техн вузов О В Таратынов Г Г Земсков И М

Таратынова ndash М Высш шк 1988 ndash 464 с

7 Кузнецов М М Проектирование автоматизированного производствен ndash

ного оборудования учебное пособие для вузов М М Кузнецов В А Усов

К С Стародубов ndash М Машиностроение 1987 ndash 288 с

8 Орликов М Л Металлорежущие станки курсовое и дипломное

проектирование М Л Орликов И Г Федоренко В Н Шишкин ndash Киев

Высш шк1987 ndash 152 с

9 ГОСТ 2701 ndash 76 Схемы Виды и типы Общие требования к

выполнению ndash М Изд ndash во стандартов 1976 ndash 12 с

10 ГОСТ 2703 ndash 88 Правила выполнения кинематических схем ndash М

Изд ndash во стандартов 1988 ndash 7 с

11 Пуш В Э Конструирование металлорежущих станков В Э Пуш ndash

М Машиностроение 1977 ndash 380 с

12 Каминская В В Станины и корпусные детали металлорежущих

станков В В Каминская З М Левиеа Д Н Решетов ndash М Машгиз 1960 ndash

362 с

13 Курсовое проектирование деталей машин справочное пособие часть I

и II А В Кузьмин И Н Макейчик Ф В Калачѐв и др ndash Минск Высш шк

1982 ndash 584 с

14 Анурьев В И Справочник конструктора ndash машиностроителя Т2

В И Анурьев ndash М Машиностроение 1982 ndash 584 с

15 Чернин И М Расчѐты деталей машин справочник И М Чернин

А В Кузьмин Г М Ицкевич ndash Минск Высш шк 1978 ndash 592 с

16 Детали и механизмы металлорежущих станков Т2 под общ ред

Д Н Решетова ndash М Машиностроение 1972 ndash 405 с

49

17 Серенсен С В Валы и оси Конструирование и расчет С В Серенсен

и др ndash М Машиностроение 1970 ndash 312 с

18 СТ СЭВ 185 ndash 75 Геометрические характеристики шлицевых

прямозубых соединений ndash М Изд ndash во стандартов 1975

19 СТ СЭВ 189 ndash 76 и СТ СЭВ 189 ndash 77 Размеры призматических

шпонок ndash М Изд ndash во стандартов 1976

20 Зубенко В Л Методические разработки к курсовому проектированию

по металлорежущим станкам В Л Зубенко М Я Цлаф ndash Куйбышев КПтИ

1978 ndash 32 с

21 Справочник металлиста В 5 т Т1 под общ ред С А Чернавского и

В Ф Рещикова ndash М Машиностроение 1976 ndash 768 с

22 Сена Л А Единицы физических величин и их размерности учебно-

справочное руководство ЛА Сена ndash 3-е изд перераб и доп ndash М Наука

Гл ред физ-мат лит 1988 ndash 432 с

23 Кочергин А И Конструирование и расчет металлорежущих станков и

станочных комплексов Курсовое проектирование учебное пособие для вузов

А И Кочергин ndash Минск Высш шк 1991 ndash 382 с

Учебное издание

РАСЧЕТ ПРИВОДОВ ПОДАЧ

МЕТАЛЛОРЕЖУЩИХ СТАНКОВ

Методические указания по курсовому

и дипломному проектированию

Составители Шестернинов Александр Владимирович

Горшков Геннадий Михайлович

Редактор НАЕвдокимова

Подписано в печать 30082007 Формат 60times8416 Услпечл302

Тираж 150 экз Заказ

Ульяновский государственный технический университет

432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Типография УлГТУ 432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Page 33: Расчет приводов подач металлорежущих станков. Методичка

34

нем шестернями а также направление тангенциальных ( iT ) и радиальных ( iR )

усилий определяется с помощью компоновочной схемы При этом радиальные

усилия всегда направлены к центру рассчитываемого вала а тангенциальные

совпадают с направлением вращения ведущего колеса Все линейные размеры

( g l l 0 1 ) отсчитываются от II опоры причем для отсутствующих шестерен

они задаются равными 0 Углы i и i определяющие направления

радиальных iR и тангенциальных iT сил должны отсчитываться против

часовой стрелки от положительного направления оси Х выбранного так как

показано на схеме Для отсутствующих шестерен принимается 0i

571i рад (900 ) Начальные диаметры отсутствующих шестерен (Д = Д0

Д1hellip) принимаются равными бесконечности а практически ndash большой

величине например Д = 10000000 см При этом окружная и радиальная силы

получаются близкими к 0

На рис 36 показана расчетная схема нагружения II вала для нашего

примера

333 Порядок расчета вала с помощью унифицированных формул

Расчет стального сплошного вала на двух опорах из условия прочности

заключается в определении его диаметров в сечениях I 0 1 II (см рис35)

Последовательность расчета выполняемого по унифицированным

формулам программ следующая

1) Определение действующих в зацеплении сил

ii

Д

МT КР2 R T tgi i

o 20

2) Определение проекций сил на оси X и Y

X T Ri i i i i cos cos Y T Ri i i i i sin sin

3) Определение опорных реакций в плоскостях X ndash горизонтальная и

Y ndash вертикальная соответственно в опоре I и II

g

lxlxlxlxR

IX33221100

R x x x x RX XII I 0 1 2 3

g

lylylylyR

IY33221100

R y y y y RY YII I 0 1 2 3

Силы направленные на вал при принятом расположении осей координат

имеют знак laquo + raquo а от вала laquo ndash raquo Для реакций правило знаков противоположно

35

4) Определение изгибающих моментов в сечениях

над левой опорой (сечение I)

M x l gX I 2 2( ) M y l gYI

2 2( )

над правой опорой (сечение II)

M x lX II 3 3 M y lYII

3 3

под силой P0 (сечение 0)

)()( 00220

lgRllxMI

XX )()( 00220

lgRllyMI

YY

под силой P1 (сечение 1)

M x l l R lX XI II 3 1 3 1( ) M y l l R lY YI II

3 1 3 1( )

5) Определение суммарных изгибающих моментов

M M MI X YI I 2 2 M M MII X YII II 2 2

M M MX Y 02 2

0 0 M M MX Y1

2 2

1 1

6) Определение приведенных моментов ПРМ

Приведенные моменты определяются в каждом из 4-х сечений в

отдельности по формуле

22750 КРMMM iпрi где i = 0 1 I II

7) Определение диаметра вала в каждом из сечений производится по

зависимости

3

10 и

прii

Md

где ПРМ Н∙см [ и ] ndash допускаемое напряжение на изгиб МПа

334 Определение исходных данных для расчета валов

Указания по определению исходных данных для расчета валов приведены

в табл38 В ней же даны численные значения исходных параметров

36

Таблица 38

Исходные данные для расчета диаметров вала

Исходные

данные и

определя ndash

емые

величины

Обозна ndash

ения и

раз ndash

мерность

Расчетные

формулы

Указания по

выбору

Числовые

величины

(см пример)

Крутящий

момент на

рассчиты ndash

ваемом валу

MKP

Н∙м

MKP =

= 974000 N

n

п 313 2250

Марка

стали и

термообра ndash

ботка

Сталь 45

нормализованная

Табл39

[3 13 14]

ndash

Допускаемое

напряжение

на изгиб

[ ]u

МПа

ndash Рис37 и

табл39

[3 13 14]

775

Начальные

диаметры

колес

Д0 Д1 Д2 Д3

в расчетной

схеме

Д см Д = z m z ndash из

кинематичес ndash

кого расчета

mndash в п322

диаметры

отсутствую ndash

щих шестерен

Д = 10000000

Д0 =10000000

Д1 = 48

Д2 = 50

Д3 = 107

Расстояния

g l0 l1

l2 l3

в расчетной

схеме

g l

см

ndash п332 рис 35

(числовые

величины

см рис 36)

g0 = 102

l0 = 0

l1= 24

l2 = 135

l3 = 0

Углы

действия сил

i для iT

i для iR

i i

рад

ii0

0180

ii0

0180

где 0

i 0

i

ndash углы

измеренные

в градусах

п332 рис 35

(числовые

величины

см рис 36)

0 = 0

0 = 157

1 = 0

1 = 157

2 = 0785

2 = 2355

3 = 0

3 = 157

37

Таблица 39

Допускаемые напряжения на изгиб [ и ] для стальных валов (в МПа)

Источник

концентрации

напряжения

Диаметр

вала мм

Марка стали и термообработка

45

норм

45

улучш

40Х

улучш

40Х

закал

Насаженная на вал

деталь

(шестерня шкив)

с острыми кромками

15 775 850 900 950

30 750 825 875 925

45 725 800 850 900

60 700 775 825 875

75 675 750 800 850

90 650 725 775 825

Рис37 Номограмма для ориентированного определения

диаметров валов по крутящему моменту

38

необходимые для расчета II вала привода подач в рассматриваемом примере

При расчете валов на ЭВМ углы вводятся в программу в радианах

Если на участке вала действует только крутящий момент то при

составлении исходных данных следует задавать расстояние до шестерни

обусловливающей приложение этого момента величиной 01 см При этом

изгибающий момент от действия радиальной силы будет близок к 0

Например при расчете V вала рассматриваемой коробки подач

(см рис35 и 36) следует принять расстояние l3 = 01 см до шестерни

Д3 = zm = 02 ∙ 20 = 4 см соответственно приняв 3 = 0 и 3 = 157 рад

335 Указания по расчету валов на ЭВМ

Расчет диаметров валов в опасных сечениях I 0 1 II (рис35)

производится на ЭВМ по программе laquoВАЛraquo [20] исходные данные для

расчета по программе laquoВАЛraquo вводятся в режиме диалога с машиной При

расчете нескольких валов каждому файлу необходимо давать новое название

например PETROV1 PETROV2 PETROV3

В приложении В представлены распечатки ввода исходных данных и

результаты расчета диаметров II вала в рассматриваемом примере

Для перевода языка машины в принятые обозначения формул следует

руководствоваться табл 310

В целях удобства программирования di рассматриваются для всех

сечений по приведенному моменту Для сечений в которых не действует MKP

диаметр определяется по iM (без машины) Из всех полученных диаметров

выбирается наибольший и округляется до стандартного ряда

Для нашего примера принимаем d = 18 мм учитывая что этот диаметр

вала не окончательный и может измениться при окончательной

конструктивной проработке привода О выборе геометрических параметров

шлицевых валов сказано ниже в п 34

В курсовом проекте с помощью ЭВМ должны быть рассчитаны все валы

коробки подач В записке приводятся расчетные схемы валов и результаты

расчета (распечатки) по каждому валу

34 Выбор подшипников качения и прочих элементов привода

Выбор подшипников качения ведется по динамической грузоподъемности

C определяемой по формуле

P

CL

где L ndash число миллионов оборотов за расчетный срок службы подшипника

качения

39

Таблица 310

Соответствие символов в программе laquoВАЛraquo

обозначениям в расчетных формулах

Символ в

программе

Обозначение

в формулах

Размерность Наименование параметров

1 2 3 4

C MKp Н∙см Крутящий момент на

рассчитываемом валу

Q g см Расстояние между опорами

B [u ] МПа Допускаемое напряжение

на изгиб

M(I)

Di

см

Делительный диаметр i - го

колеса в точке приложения

силы Pi

F1(I) i рад Угол действия силы Ti

F2(I) i рад Угол действия силы Ri

T(I)

Ti

Н

Тангенциальная сила

действующая в точке

приложения силы Pi

R(I) Ri Н Радиальная сила в той же точке

X(I) X i Н Проекция сил на ось Х в точке

приложения силы Pi

Y(I) Yi Н Проекция сил на ось Y в той же

точке

G(0) RxI Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре I

G(1) RxII Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре II

B1(0) RyI Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

B1(1) RyII Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре II

L(0)

MxI

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре I

L(1) MxII Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре II

U(0) M yI Н∙см Изгибающий момент в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

40

Окончание табл 310

1 2 3 4

L(I) li см Расстояние между опорой II и

точкой приложения силы Pi

М1(0)

M X 0

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquo0raquo

М1(1) M X1 Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquoIraquo

М2(0)

MY0

Н∙см

Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIIraquo

М2(1) MY1 Н∙см Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIraquo

S(0) M I Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре I

S(1)

M II Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре II

S(2) M 0 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquo0raquo

S(3)

M1 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquoIraquo

P(0)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре I

P(1)

IIпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре II

P(2) 0прМ Н∙см Приведѐнный момент

в сечении laquo0raquo

P(3)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в

сечении laquoIraquo

A(0)

d I см Диаметр вала в опоре I

A(1)

d II см Диаметр вала в опоре II

A(2)

d0 см Диаметр вала в сечении laquo0raquo

A(3)

d1 см Диаметр вала в сечении laquoIraquo

41

P ndash расчетная нагрузка подшипника Н

C ndash динамическая грузоподъемность подшипника указанная в катало ndash

ге Н

ndash коэффициент (для шарикоподшипников = 3 для роликоподшип ndash

ников = 333)

Данная формула справедлива при n ge 10 обмин При n = 1 divide 10 обмин

расчет ведут по n = 10 обмин При n lt 1 обмин действующую нагрузку

рассматривают как статическую

Расчетный срок службы подшипника в часах выражается зависимостью

LL

nh

10

60

6

Задавшись Lh (для металлорежущих станков обычно Lh = 12000divide20000 ч)

из данной формулы определяют L затем вычислив P (см ниже) и зная

находят C После того ориентируясь на желаемые габариты и прежде всего на

диаметр шейки вала где должен быть установлен подшипник подбирают по

каталогу 21 наиболее близкий по величине C типоразмер подшипника

Расчетную нагрузку подшипника определяют по формуле

P X V F Y F K Kr a T ( )

где Fr ndash радиальная нагрузка Н

Fa ndash осевая нагрузка Н

X ndash безразмерный коэффициент радиальной нагрузки

Y ndash безразмерный коэффициент вращения (при вращении внутреннего

кольца V = 1 при вращении наружного ndash V = 12)

K ndash безразмерный коэффициент безопасности (для токарных станков

K = 1 ndash 12 для фрезерных ndash K = 13 ndash 18)

KT ndash безразмерный температурный коэффициент (при работе до 1250С

KT = 105)

В коробках подач обычно используют прямозубые колеса поэтому

формула для определения расчетной нагрузки без учета осевых сил примет

вид (при Fa = 0 X =1)

P V F K Kr T

Величина радиальной нагрузки подсчитывается по формуле

F R Rr Xi Yi 2 2

где RXi RYi ndash наибольшие по величине опорные реакции определяемые при

расчете вала (см приложение 3 соответственно G(0) B1(0) или G(1) B1(1))

42

Проведем подбор подшипников для II вала привода в рассматриваемом

примере Из распечатки результатов расчета вала выписываем наибольшие

опорные реакции G(0) = 7566 Н B1(0) = 12285 Н и определяем

Fr 757 6 1228 5 1443 32 2 Н

Для определения расчетной нагрузки принимаем V =1 K = 12 KT = 105

тогда P = 1∙14433∙12∙105 = 18188 Н Определяем L при известной частоте

вращения n = 45 обмин (см табл 31) и задавшись hL = 2000 ч

5410

456020000

10

6066

nhL

L млн оборотов

Динамическая грузоподъемность 868735461818 3 LPC Н

По расчетному значению C приняв диаметр шейки вала шd = 17 мм

(см приложение Б) выбираем по каталогу [21] подшипник 203 с

динамической грузоподъемностью C = 7520 Н

Выбор геометрических характеристик шлицевых валов [17 18 21 и др]

можно производить по ранее рассчитываемому на ЭВМ наибольшему

диаметру сплошного вала Желательно затем произвести проверочный расчет

шлицевого соединения по напряжениям смятия [14 21 и др]

При выборе и расчете шпоночных соединений следует использовать

работы [13 divide 15 21 и др] Сечение шпонки подбирают по диаметру вала

длину ndash обычно на 5 ndash 10 мм короче ступицы закрепляемой детали соедине ndash

ние проверяют на смятие

43

ПРИЛОЖЕНИЕ А

Нормальный ряд чисел в станкостроении (нормаль HII - I) со

знаменателем =106

1 ndash 106 ndash 112 ndash 118 ndash 125 ndash 132 ndash 14 ndash 15 ndash 16 ndash 17 ndash 18 ndash 19 ndash 2 ndash 212 ndash

225 ndash 235 ndash 25 ndash 265 ndash 28 ndash 3 ndash 315 ndash 335 ndash 355 ndash 375 ndash 4 ndash 425 ndash 45 ndash 475

ndash 5 ndash 53 ndash 56 ndash 6 ndash 63 ndash 67 ndash 71 ndash 75 ndash 8 ndash 85 ndash 9 ndash 95 ndash 10

Примечания

1 Числа высшего порядка получаются умножением или делением чисел нор-

мального ряда на 10 100 1000hellip

Например

01 ndash 0106 ndash 0112 hellip 10 ndash 106 ndash 112 hellip 100 ndash 106 ndash 112 hellip

2 Числа геометрического ряда с gt 106 образуются из ряда с = 106 по

зависимости вида

U i106

112 1062 141 1066 178 10610

126 1064 158 1068 2 10612

3 Образование нормального ряда чисел с заданным = 106 производится

путем выписывания каждого (i + 1) числа из которых с = 106 начиная с

минимального ndash заданного

Например

126 1064 при minn = 112

hellip112 ndash 14 ndash 18 ndash 225 ndash hellip ndash 9 ndash 95 ndash 10 ndash 106 hellip

6061411 при minn = 132

hellip132 ndash 19 ndash 265 ndash 375 ndash hellipndash 53 ndash 75 ndash 106 ndash 15 hellip

8061581 при minn = 125

hellip125 ndash 2 ndash 315 ndash 5 ndash hellip ndash 8 ndash 125 ndash 20 ndash 315 hellip

44

ПРИЛОЖЕНИЕ Б

Распечатка исходных данных и результатов расчета

шестерен коробки подач

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ1 BSV

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y=037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 20289 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 170

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 164

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 124

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 096

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 143

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 105

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ2 BSV

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 142

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 131

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 104

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 076

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 3389 S = 1130

45

Продолжение приложения Б

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 120

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 084

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ3 BSV

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 123

А= 0102 С = 120 L = 1

R= 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 072

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБ НОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 079

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ4 BSV

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 108

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 063

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

46

Окончание приложения Б

G = 10 F = 225 U = 138

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 069

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ5 BSV

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 175

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 106

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 128

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 061

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U= 4

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 147

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 067

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

47

ПРИЛОЖЕНИЕ В

Распечатка исходных данных и результатов расчета II вала коробки подач

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

С = 2250 Q = 102 В = 775

М (0) = 10000000 L (0) = 0 Fl (0) = 0 F2 (0) = 157

М (1) = 48 L (1) = 24 Fl (1) = 0 F2 (1) = 157

М (2) = 5 L (2) = 135 Fl (2) = 0785 F2 (2) = 2355

М (3) = 10000000 L (3) = 0 Fl (3) = 0 F2 (3) = 157

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЁТА

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

VAL2 BSS

G (0) = 75761 В1 (0) = 122849

L1 (0) = -133882 М1 (0) = 225065

U (0) = -286321 М2 (0) = 81749

G (1) = 58586 В1 (1) = -2023

L1 (1)=0 М1 (1) = 140606

U (1) = 0 М2 (1) = -4855

S (0) = 316076 Р (0) = 37131 А (0) = 168

S (1) = 0 Р (1) = 194855 А(1) = 135

S (2) = 239451 Р (2) = 308716 А (2) = 158

S (3) = 140690 Р (3) = 240338 А (3) = 145

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

48

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1 Киреев Г И Комплексный расчет коробок скоростей металлорежущих

станков на ЕС ndash ЭВМ методические указания по курсовому и дипломному

проектированию для студентов специальности 0501 Часть 1 Г И Киреев ndash

Ульяновск УлПИ 1984 ndash 43 с

2 Металлорежущие станки и автоматы учебник для машинострои ndash

тельных втузов под ред А С Проникова ndash М Машиностроение 1981 ndash

479 с

3 Тарзиманов Г А Проектирование металлорежущих станков ГА

Тарзиманов ndash М Машиностроение 1980 ndash 288 с

4 Тепинкичиев В К Металлорежущие станки В К Тепинкичиев ndash М

Машиностроение 1973 ndash 472 с

5 Металлорежущие станки учебник для машиностроительных вузов

под ред В Э Пуша ndash М Машиностроение 1985 ndash 575 с

6 Металлорежущие системы машиностроительных производств учебное

пособие для студентов техн вузов О В Таратынов Г Г Земсков И М

Таратынова ndash М Высш шк 1988 ndash 464 с

7 Кузнецов М М Проектирование автоматизированного производствен ndash

ного оборудования учебное пособие для вузов М М Кузнецов В А Усов

К С Стародубов ndash М Машиностроение 1987 ndash 288 с

8 Орликов М Л Металлорежущие станки курсовое и дипломное

проектирование М Л Орликов И Г Федоренко В Н Шишкин ndash Киев

Высш шк1987 ndash 152 с

9 ГОСТ 2701 ndash 76 Схемы Виды и типы Общие требования к

выполнению ndash М Изд ndash во стандартов 1976 ndash 12 с

10 ГОСТ 2703 ndash 88 Правила выполнения кинематических схем ndash М

Изд ndash во стандартов 1988 ndash 7 с

11 Пуш В Э Конструирование металлорежущих станков В Э Пуш ndash

М Машиностроение 1977 ndash 380 с

12 Каминская В В Станины и корпусные детали металлорежущих

станков В В Каминская З М Левиеа Д Н Решетов ndash М Машгиз 1960 ndash

362 с

13 Курсовое проектирование деталей машин справочное пособие часть I

и II А В Кузьмин И Н Макейчик Ф В Калачѐв и др ndash Минск Высш шк

1982 ndash 584 с

14 Анурьев В И Справочник конструктора ndash машиностроителя Т2

В И Анурьев ndash М Машиностроение 1982 ndash 584 с

15 Чернин И М Расчѐты деталей машин справочник И М Чернин

А В Кузьмин Г М Ицкевич ndash Минск Высш шк 1978 ndash 592 с

16 Детали и механизмы металлорежущих станков Т2 под общ ред

Д Н Решетова ndash М Машиностроение 1972 ndash 405 с

49

17 Серенсен С В Валы и оси Конструирование и расчет С В Серенсен

и др ndash М Машиностроение 1970 ndash 312 с

18 СТ СЭВ 185 ndash 75 Геометрические характеристики шлицевых

прямозубых соединений ndash М Изд ndash во стандартов 1975

19 СТ СЭВ 189 ndash 76 и СТ СЭВ 189 ndash 77 Размеры призматических

шпонок ndash М Изд ndash во стандартов 1976

20 Зубенко В Л Методические разработки к курсовому проектированию

по металлорежущим станкам В Л Зубенко М Я Цлаф ndash Куйбышев КПтИ

1978 ndash 32 с

21 Справочник металлиста В 5 т Т1 под общ ред С А Чернавского и

В Ф Рещикова ndash М Машиностроение 1976 ndash 768 с

22 Сена Л А Единицы физических величин и их размерности учебно-

справочное руководство ЛА Сена ndash 3-е изд перераб и доп ndash М Наука

Гл ред физ-мат лит 1988 ndash 432 с

23 Кочергин А И Конструирование и расчет металлорежущих станков и

станочных комплексов Курсовое проектирование учебное пособие для вузов

А И Кочергин ndash Минск Высш шк 1991 ndash 382 с

Учебное издание

РАСЧЕТ ПРИВОДОВ ПОДАЧ

МЕТАЛЛОРЕЖУЩИХ СТАНКОВ

Методические указания по курсовому

и дипломному проектированию

Составители Шестернинов Александр Владимирович

Горшков Геннадий Михайлович

Редактор НАЕвдокимова

Подписано в печать 30082007 Формат 60times8416 Услпечл302

Тираж 150 экз Заказ

Ульяновский государственный технический университет

432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Типография УлГТУ 432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Page 34: Расчет приводов подач металлорежущих станков. Методичка

35

4) Определение изгибающих моментов в сечениях

над левой опорой (сечение I)

M x l gX I 2 2( ) M y l gYI

2 2( )

над правой опорой (сечение II)

M x lX II 3 3 M y lYII

3 3

под силой P0 (сечение 0)

)()( 00220

lgRllxMI

XX )()( 00220

lgRllyMI

YY

под силой P1 (сечение 1)

M x l l R lX XI II 3 1 3 1( ) M y l l R lY YI II

3 1 3 1( )

5) Определение суммарных изгибающих моментов

M M MI X YI I 2 2 M M MII X YII II 2 2

M M MX Y 02 2

0 0 M M MX Y1

2 2

1 1

6) Определение приведенных моментов ПРМ

Приведенные моменты определяются в каждом из 4-х сечений в

отдельности по формуле

22750 КРMMM iпрi где i = 0 1 I II

7) Определение диаметра вала в каждом из сечений производится по

зависимости

3

10 и

прii

Md

где ПРМ Н∙см [ и ] ndash допускаемое напряжение на изгиб МПа

334 Определение исходных данных для расчета валов

Указания по определению исходных данных для расчета валов приведены

в табл38 В ней же даны численные значения исходных параметров

36

Таблица 38

Исходные данные для расчета диаметров вала

Исходные

данные и

определя ndash

емые

величины

Обозна ndash

ения и

раз ndash

мерность

Расчетные

формулы

Указания по

выбору

Числовые

величины

(см пример)

Крутящий

момент на

рассчиты ndash

ваемом валу

MKP

Н∙м

MKP =

= 974000 N

n

п 313 2250

Марка

стали и

термообра ndash

ботка

Сталь 45

нормализованная

Табл39

[3 13 14]

ndash

Допускаемое

напряжение

на изгиб

[ ]u

МПа

ndash Рис37 и

табл39

[3 13 14]

775

Начальные

диаметры

колес

Д0 Д1 Д2 Д3

в расчетной

схеме

Д см Д = z m z ndash из

кинематичес ndash

кого расчета

mndash в п322

диаметры

отсутствую ndash

щих шестерен

Д = 10000000

Д0 =10000000

Д1 = 48

Д2 = 50

Д3 = 107

Расстояния

g l0 l1

l2 l3

в расчетной

схеме

g l

см

ndash п332 рис 35

(числовые

величины

см рис 36)

g0 = 102

l0 = 0

l1= 24

l2 = 135

l3 = 0

Углы

действия сил

i для iT

i для iR

i i

рад

ii0

0180

ii0

0180

где 0

i 0

i

ndash углы

измеренные

в градусах

п332 рис 35

(числовые

величины

см рис 36)

0 = 0

0 = 157

1 = 0

1 = 157

2 = 0785

2 = 2355

3 = 0

3 = 157

37

Таблица 39

Допускаемые напряжения на изгиб [ и ] для стальных валов (в МПа)

Источник

концентрации

напряжения

Диаметр

вала мм

Марка стали и термообработка

45

норм

45

улучш

40Х

улучш

40Х

закал

Насаженная на вал

деталь

(шестерня шкив)

с острыми кромками

15 775 850 900 950

30 750 825 875 925

45 725 800 850 900

60 700 775 825 875

75 675 750 800 850

90 650 725 775 825

Рис37 Номограмма для ориентированного определения

диаметров валов по крутящему моменту

38

необходимые для расчета II вала привода подач в рассматриваемом примере

При расчете валов на ЭВМ углы вводятся в программу в радианах

Если на участке вала действует только крутящий момент то при

составлении исходных данных следует задавать расстояние до шестерни

обусловливающей приложение этого момента величиной 01 см При этом

изгибающий момент от действия радиальной силы будет близок к 0

Например при расчете V вала рассматриваемой коробки подач

(см рис35 и 36) следует принять расстояние l3 = 01 см до шестерни

Д3 = zm = 02 ∙ 20 = 4 см соответственно приняв 3 = 0 и 3 = 157 рад

335 Указания по расчету валов на ЭВМ

Расчет диаметров валов в опасных сечениях I 0 1 II (рис35)

производится на ЭВМ по программе laquoВАЛraquo [20] исходные данные для

расчета по программе laquoВАЛraquo вводятся в режиме диалога с машиной При

расчете нескольких валов каждому файлу необходимо давать новое название

например PETROV1 PETROV2 PETROV3

В приложении В представлены распечатки ввода исходных данных и

результаты расчета диаметров II вала в рассматриваемом примере

Для перевода языка машины в принятые обозначения формул следует

руководствоваться табл 310

В целях удобства программирования di рассматриваются для всех

сечений по приведенному моменту Для сечений в которых не действует MKP

диаметр определяется по iM (без машины) Из всех полученных диаметров

выбирается наибольший и округляется до стандартного ряда

Для нашего примера принимаем d = 18 мм учитывая что этот диаметр

вала не окончательный и может измениться при окончательной

конструктивной проработке привода О выборе геометрических параметров

шлицевых валов сказано ниже в п 34

В курсовом проекте с помощью ЭВМ должны быть рассчитаны все валы

коробки подач В записке приводятся расчетные схемы валов и результаты

расчета (распечатки) по каждому валу

34 Выбор подшипников качения и прочих элементов привода

Выбор подшипников качения ведется по динамической грузоподъемности

C определяемой по формуле

P

CL

где L ndash число миллионов оборотов за расчетный срок службы подшипника

качения

39

Таблица 310

Соответствие символов в программе laquoВАЛraquo

обозначениям в расчетных формулах

Символ в

программе

Обозначение

в формулах

Размерность Наименование параметров

1 2 3 4

C MKp Н∙см Крутящий момент на

рассчитываемом валу

Q g см Расстояние между опорами

B [u ] МПа Допускаемое напряжение

на изгиб

M(I)

Di

см

Делительный диаметр i - го

колеса в точке приложения

силы Pi

F1(I) i рад Угол действия силы Ti

F2(I) i рад Угол действия силы Ri

T(I)

Ti

Н

Тангенциальная сила

действующая в точке

приложения силы Pi

R(I) Ri Н Радиальная сила в той же точке

X(I) X i Н Проекция сил на ось Х в точке

приложения силы Pi

Y(I) Yi Н Проекция сил на ось Y в той же

точке

G(0) RxI Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре I

G(1) RxII Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре II

B1(0) RyI Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

B1(1) RyII Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре II

L(0)

MxI

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре I

L(1) MxII Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре II

U(0) M yI Н∙см Изгибающий момент в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

40

Окончание табл 310

1 2 3 4

L(I) li см Расстояние между опорой II и

точкой приложения силы Pi

М1(0)

M X 0

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquo0raquo

М1(1) M X1 Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquoIraquo

М2(0)

MY0

Н∙см

Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIIraquo

М2(1) MY1 Н∙см Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIraquo

S(0) M I Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре I

S(1)

M II Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре II

S(2) M 0 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquo0raquo

S(3)

M1 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquoIraquo

P(0)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре I

P(1)

IIпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре II

P(2) 0прМ Н∙см Приведѐнный момент

в сечении laquo0raquo

P(3)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в

сечении laquoIraquo

A(0)

d I см Диаметр вала в опоре I

A(1)

d II см Диаметр вала в опоре II

A(2)

d0 см Диаметр вала в сечении laquo0raquo

A(3)

d1 см Диаметр вала в сечении laquoIraquo

41

P ndash расчетная нагрузка подшипника Н

C ndash динамическая грузоподъемность подшипника указанная в катало ndash

ге Н

ndash коэффициент (для шарикоподшипников = 3 для роликоподшип ndash

ников = 333)

Данная формула справедлива при n ge 10 обмин При n = 1 divide 10 обмин

расчет ведут по n = 10 обмин При n lt 1 обмин действующую нагрузку

рассматривают как статическую

Расчетный срок службы подшипника в часах выражается зависимостью

LL

nh

10

60

6

Задавшись Lh (для металлорежущих станков обычно Lh = 12000divide20000 ч)

из данной формулы определяют L затем вычислив P (см ниже) и зная

находят C После того ориентируясь на желаемые габариты и прежде всего на

диаметр шейки вала где должен быть установлен подшипник подбирают по

каталогу 21 наиболее близкий по величине C типоразмер подшипника

Расчетную нагрузку подшипника определяют по формуле

P X V F Y F K Kr a T ( )

где Fr ndash радиальная нагрузка Н

Fa ndash осевая нагрузка Н

X ndash безразмерный коэффициент радиальной нагрузки

Y ndash безразмерный коэффициент вращения (при вращении внутреннего

кольца V = 1 при вращении наружного ndash V = 12)

K ndash безразмерный коэффициент безопасности (для токарных станков

K = 1 ndash 12 для фрезерных ndash K = 13 ndash 18)

KT ndash безразмерный температурный коэффициент (при работе до 1250С

KT = 105)

В коробках подач обычно используют прямозубые колеса поэтому

формула для определения расчетной нагрузки без учета осевых сил примет

вид (при Fa = 0 X =1)

P V F K Kr T

Величина радиальной нагрузки подсчитывается по формуле

F R Rr Xi Yi 2 2

где RXi RYi ndash наибольшие по величине опорные реакции определяемые при

расчете вала (см приложение 3 соответственно G(0) B1(0) или G(1) B1(1))

42

Проведем подбор подшипников для II вала привода в рассматриваемом

примере Из распечатки результатов расчета вала выписываем наибольшие

опорные реакции G(0) = 7566 Н B1(0) = 12285 Н и определяем

Fr 757 6 1228 5 1443 32 2 Н

Для определения расчетной нагрузки принимаем V =1 K = 12 KT = 105

тогда P = 1∙14433∙12∙105 = 18188 Н Определяем L при известной частоте

вращения n = 45 обмин (см табл 31) и задавшись hL = 2000 ч

5410

456020000

10

6066

nhL

L млн оборотов

Динамическая грузоподъемность 868735461818 3 LPC Н

По расчетному значению C приняв диаметр шейки вала шd = 17 мм

(см приложение Б) выбираем по каталогу [21] подшипник 203 с

динамической грузоподъемностью C = 7520 Н

Выбор геометрических характеристик шлицевых валов [17 18 21 и др]

можно производить по ранее рассчитываемому на ЭВМ наибольшему

диаметру сплошного вала Желательно затем произвести проверочный расчет

шлицевого соединения по напряжениям смятия [14 21 и др]

При выборе и расчете шпоночных соединений следует использовать

работы [13 divide 15 21 и др] Сечение шпонки подбирают по диаметру вала

длину ndash обычно на 5 ndash 10 мм короче ступицы закрепляемой детали соедине ndash

ние проверяют на смятие

43

ПРИЛОЖЕНИЕ А

Нормальный ряд чисел в станкостроении (нормаль HII - I) со

знаменателем =106

1 ndash 106 ndash 112 ndash 118 ndash 125 ndash 132 ndash 14 ndash 15 ndash 16 ndash 17 ndash 18 ndash 19 ndash 2 ndash 212 ndash

225 ndash 235 ndash 25 ndash 265 ndash 28 ndash 3 ndash 315 ndash 335 ndash 355 ndash 375 ndash 4 ndash 425 ndash 45 ndash 475

ndash 5 ndash 53 ndash 56 ndash 6 ndash 63 ndash 67 ndash 71 ndash 75 ndash 8 ndash 85 ndash 9 ndash 95 ndash 10

Примечания

1 Числа высшего порядка получаются умножением или делением чисел нор-

мального ряда на 10 100 1000hellip

Например

01 ndash 0106 ndash 0112 hellip 10 ndash 106 ndash 112 hellip 100 ndash 106 ndash 112 hellip

2 Числа геометрического ряда с gt 106 образуются из ряда с = 106 по

зависимости вида

U i106

112 1062 141 1066 178 10610

126 1064 158 1068 2 10612

3 Образование нормального ряда чисел с заданным = 106 производится

путем выписывания каждого (i + 1) числа из которых с = 106 начиная с

минимального ndash заданного

Например

126 1064 при minn = 112

hellip112 ndash 14 ndash 18 ndash 225 ndash hellip ndash 9 ndash 95 ndash 10 ndash 106 hellip

6061411 при minn = 132

hellip132 ndash 19 ndash 265 ndash 375 ndash hellipndash 53 ndash 75 ndash 106 ndash 15 hellip

8061581 при minn = 125

hellip125 ndash 2 ndash 315 ndash 5 ndash hellip ndash 8 ndash 125 ndash 20 ndash 315 hellip

44

ПРИЛОЖЕНИЕ Б

Распечатка исходных данных и результатов расчета

шестерен коробки подач

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ1 BSV

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y=037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 20289 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 170

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 164

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 124

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 096

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 143

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 105

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ2 BSV

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 142

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 131

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 104

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 076

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 3389 S = 1130

45

Продолжение приложения Б

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 120

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 084

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ3 BSV

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 123

А= 0102 С = 120 L = 1

R= 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 072

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБ НОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 079

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ4 BSV

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 108

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 063

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

46

Окончание приложения Б

G = 10 F = 225 U = 138

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 069

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ5 BSV

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 175

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 106

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 128

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 061

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U= 4

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 147

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 067

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

47

ПРИЛОЖЕНИЕ В

Распечатка исходных данных и результатов расчета II вала коробки подач

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

С = 2250 Q = 102 В = 775

М (0) = 10000000 L (0) = 0 Fl (0) = 0 F2 (0) = 157

М (1) = 48 L (1) = 24 Fl (1) = 0 F2 (1) = 157

М (2) = 5 L (2) = 135 Fl (2) = 0785 F2 (2) = 2355

М (3) = 10000000 L (3) = 0 Fl (3) = 0 F2 (3) = 157

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЁТА

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

VAL2 BSS

G (0) = 75761 В1 (0) = 122849

L1 (0) = -133882 М1 (0) = 225065

U (0) = -286321 М2 (0) = 81749

G (1) = 58586 В1 (1) = -2023

L1 (1)=0 М1 (1) = 140606

U (1) = 0 М2 (1) = -4855

S (0) = 316076 Р (0) = 37131 А (0) = 168

S (1) = 0 Р (1) = 194855 А(1) = 135

S (2) = 239451 Р (2) = 308716 А (2) = 158

S (3) = 140690 Р (3) = 240338 А (3) = 145

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

48

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1 Киреев Г И Комплексный расчет коробок скоростей металлорежущих

станков на ЕС ndash ЭВМ методические указания по курсовому и дипломному

проектированию для студентов специальности 0501 Часть 1 Г И Киреев ndash

Ульяновск УлПИ 1984 ndash 43 с

2 Металлорежущие станки и автоматы учебник для машинострои ndash

тельных втузов под ред А С Проникова ndash М Машиностроение 1981 ndash

479 с

3 Тарзиманов Г А Проектирование металлорежущих станков ГА

Тарзиманов ndash М Машиностроение 1980 ndash 288 с

4 Тепинкичиев В К Металлорежущие станки В К Тепинкичиев ndash М

Машиностроение 1973 ndash 472 с

5 Металлорежущие станки учебник для машиностроительных вузов

под ред В Э Пуша ndash М Машиностроение 1985 ndash 575 с

6 Металлорежущие системы машиностроительных производств учебное

пособие для студентов техн вузов О В Таратынов Г Г Земсков И М

Таратынова ndash М Высш шк 1988 ndash 464 с

7 Кузнецов М М Проектирование автоматизированного производствен ndash

ного оборудования учебное пособие для вузов М М Кузнецов В А Усов

К С Стародубов ndash М Машиностроение 1987 ndash 288 с

8 Орликов М Л Металлорежущие станки курсовое и дипломное

проектирование М Л Орликов И Г Федоренко В Н Шишкин ndash Киев

Высш шк1987 ndash 152 с

9 ГОСТ 2701 ndash 76 Схемы Виды и типы Общие требования к

выполнению ndash М Изд ndash во стандартов 1976 ndash 12 с

10 ГОСТ 2703 ndash 88 Правила выполнения кинематических схем ndash М

Изд ndash во стандартов 1988 ndash 7 с

11 Пуш В Э Конструирование металлорежущих станков В Э Пуш ndash

М Машиностроение 1977 ndash 380 с

12 Каминская В В Станины и корпусные детали металлорежущих

станков В В Каминская З М Левиеа Д Н Решетов ndash М Машгиз 1960 ndash

362 с

13 Курсовое проектирование деталей машин справочное пособие часть I

и II А В Кузьмин И Н Макейчик Ф В Калачѐв и др ndash Минск Высш шк

1982 ndash 584 с

14 Анурьев В И Справочник конструктора ndash машиностроителя Т2

В И Анурьев ndash М Машиностроение 1982 ndash 584 с

15 Чернин И М Расчѐты деталей машин справочник И М Чернин

А В Кузьмин Г М Ицкевич ndash Минск Высш шк 1978 ndash 592 с

16 Детали и механизмы металлорежущих станков Т2 под общ ред

Д Н Решетова ndash М Машиностроение 1972 ndash 405 с

49

17 Серенсен С В Валы и оси Конструирование и расчет С В Серенсен

и др ndash М Машиностроение 1970 ndash 312 с

18 СТ СЭВ 185 ndash 75 Геометрические характеристики шлицевых

прямозубых соединений ndash М Изд ndash во стандартов 1975

19 СТ СЭВ 189 ndash 76 и СТ СЭВ 189 ndash 77 Размеры призматических

шпонок ndash М Изд ndash во стандартов 1976

20 Зубенко В Л Методические разработки к курсовому проектированию

по металлорежущим станкам В Л Зубенко М Я Цлаф ndash Куйбышев КПтИ

1978 ndash 32 с

21 Справочник металлиста В 5 т Т1 под общ ред С А Чернавского и

В Ф Рещикова ndash М Машиностроение 1976 ndash 768 с

22 Сена Л А Единицы физических величин и их размерности учебно-

справочное руководство ЛА Сена ndash 3-е изд перераб и доп ndash М Наука

Гл ред физ-мат лит 1988 ndash 432 с

23 Кочергин А И Конструирование и расчет металлорежущих станков и

станочных комплексов Курсовое проектирование учебное пособие для вузов

А И Кочергин ndash Минск Высш шк 1991 ndash 382 с

Учебное издание

РАСЧЕТ ПРИВОДОВ ПОДАЧ

МЕТАЛЛОРЕЖУЩИХ СТАНКОВ

Методические указания по курсовому

и дипломному проектированию

Составители Шестернинов Александр Владимирович

Горшков Геннадий Михайлович

Редактор НАЕвдокимова

Подписано в печать 30082007 Формат 60times8416 Услпечл302

Тираж 150 экз Заказ

Ульяновский государственный технический университет

432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Типография УлГТУ 432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Page 35: Расчет приводов подач металлорежущих станков. Методичка

36

Таблица 38

Исходные данные для расчета диаметров вала

Исходные

данные и

определя ndash

емые

величины

Обозна ndash

ения и

раз ndash

мерность

Расчетные

формулы

Указания по

выбору

Числовые

величины

(см пример)

Крутящий

момент на

рассчиты ndash

ваемом валу

MKP

Н∙м

MKP =

= 974000 N

n

п 313 2250

Марка

стали и

термообра ndash

ботка

Сталь 45

нормализованная

Табл39

[3 13 14]

ndash

Допускаемое

напряжение

на изгиб

[ ]u

МПа

ndash Рис37 и

табл39

[3 13 14]

775

Начальные

диаметры

колес

Д0 Д1 Д2 Д3

в расчетной

схеме

Д см Д = z m z ndash из

кинематичес ndash

кого расчета

mndash в п322

диаметры

отсутствую ndash

щих шестерен

Д = 10000000

Д0 =10000000

Д1 = 48

Д2 = 50

Д3 = 107

Расстояния

g l0 l1

l2 l3

в расчетной

схеме

g l

см

ndash п332 рис 35

(числовые

величины

см рис 36)

g0 = 102

l0 = 0

l1= 24

l2 = 135

l3 = 0

Углы

действия сил

i для iT

i для iR

i i

рад

ii0

0180

ii0

0180

где 0

i 0

i

ndash углы

измеренные

в градусах

п332 рис 35

(числовые

величины

см рис 36)

0 = 0

0 = 157

1 = 0

1 = 157

2 = 0785

2 = 2355

3 = 0

3 = 157

37

Таблица 39

Допускаемые напряжения на изгиб [ и ] для стальных валов (в МПа)

Источник

концентрации

напряжения

Диаметр

вала мм

Марка стали и термообработка

45

норм

45

улучш

40Х

улучш

40Х

закал

Насаженная на вал

деталь

(шестерня шкив)

с острыми кромками

15 775 850 900 950

30 750 825 875 925

45 725 800 850 900

60 700 775 825 875

75 675 750 800 850

90 650 725 775 825

Рис37 Номограмма для ориентированного определения

диаметров валов по крутящему моменту

38

необходимые для расчета II вала привода подач в рассматриваемом примере

При расчете валов на ЭВМ углы вводятся в программу в радианах

Если на участке вала действует только крутящий момент то при

составлении исходных данных следует задавать расстояние до шестерни

обусловливающей приложение этого момента величиной 01 см При этом

изгибающий момент от действия радиальной силы будет близок к 0

Например при расчете V вала рассматриваемой коробки подач

(см рис35 и 36) следует принять расстояние l3 = 01 см до шестерни

Д3 = zm = 02 ∙ 20 = 4 см соответственно приняв 3 = 0 и 3 = 157 рад

335 Указания по расчету валов на ЭВМ

Расчет диаметров валов в опасных сечениях I 0 1 II (рис35)

производится на ЭВМ по программе laquoВАЛraquo [20] исходные данные для

расчета по программе laquoВАЛraquo вводятся в режиме диалога с машиной При

расчете нескольких валов каждому файлу необходимо давать новое название

например PETROV1 PETROV2 PETROV3

В приложении В представлены распечатки ввода исходных данных и

результаты расчета диаметров II вала в рассматриваемом примере

Для перевода языка машины в принятые обозначения формул следует

руководствоваться табл 310

В целях удобства программирования di рассматриваются для всех

сечений по приведенному моменту Для сечений в которых не действует MKP

диаметр определяется по iM (без машины) Из всех полученных диаметров

выбирается наибольший и округляется до стандартного ряда

Для нашего примера принимаем d = 18 мм учитывая что этот диаметр

вала не окончательный и может измениться при окончательной

конструктивной проработке привода О выборе геометрических параметров

шлицевых валов сказано ниже в п 34

В курсовом проекте с помощью ЭВМ должны быть рассчитаны все валы

коробки подач В записке приводятся расчетные схемы валов и результаты

расчета (распечатки) по каждому валу

34 Выбор подшипников качения и прочих элементов привода

Выбор подшипников качения ведется по динамической грузоподъемности

C определяемой по формуле

P

CL

где L ndash число миллионов оборотов за расчетный срок службы подшипника

качения

39

Таблица 310

Соответствие символов в программе laquoВАЛraquo

обозначениям в расчетных формулах

Символ в

программе

Обозначение

в формулах

Размерность Наименование параметров

1 2 3 4

C MKp Н∙см Крутящий момент на

рассчитываемом валу

Q g см Расстояние между опорами

B [u ] МПа Допускаемое напряжение

на изгиб

M(I)

Di

см

Делительный диаметр i - го

колеса в точке приложения

силы Pi

F1(I) i рад Угол действия силы Ti

F2(I) i рад Угол действия силы Ri

T(I)

Ti

Н

Тангенциальная сила

действующая в точке

приложения силы Pi

R(I) Ri Н Радиальная сила в той же точке

X(I) X i Н Проекция сил на ось Х в точке

приложения силы Pi

Y(I) Yi Н Проекция сил на ось Y в той же

точке

G(0) RxI Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре I

G(1) RxII Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре II

B1(0) RyI Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

B1(1) RyII Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре II

L(0)

MxI

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре I

L(1) MxII Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре II

U(0) M yI Н∙см Изгибающий момент в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

40

Окончание табл 310

1 2 3 4

L(I) li см Расстояние между опорой II и

точкой приложения силы Pi

М1(0)

M X 0

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquo0raquo

М1(1) M X1 Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquoIraquo

М2(0)

MY0

Н∙см

Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIIraquo

М2(1) MY1 Н∙см Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIraquo

S(0) M I Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре I

S(1)

M II Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре II

S(2) M 0 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquo0raquo

S(3)

M1 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquoIraquo

P(0)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре I

P(1)

IIпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре II

P(2) 0прМ Н∙см Приведѐнный момент

в сечении laquo0raquo

P(3)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в

сечении laquoIraquo

A(0)

d I см Диаметр вала в опоре I

A(1)

d II см Диаметр вала в опоре II

A(2)

d0 см Диаметр вала в сечении laquo0raquo

A(3)

d1 см Диаметр вала в сечении laquoIraquo

41

P ndash расчетная нагрузка подшипника Н

C ndash динамическая грузоподъемность подшипника указанная в катало ndash

ге Н

ndash коэффициент (для шарикоподшипников = 3 для роликоподшип ndash

ников = 333)

Данная формула справедлива при n ge 10 обмин При n = 1 divide 10 обмин

расчет ведут по n = 10 обмин При n lt 1 обмин действующую нагрузку

рассматривают как статическую

Расчетный срок службы подшипника в часах выражается зависимостью

LL

nh

10

60

6

Задавшись Lh (для металлорежущих станков обычно Lh = 12000divide20000 ч)

из данной формулы определяют L затем вычислив P (см ниже) и зная

находят C После того ориентируясь на желаемые габариты и прежде всего на

диаметр шейки вала где должен быть установлен подшипник подбирают по

каталогу 21 наиболее близкий по величине C типоразмер подшипника

Расчетную нагрузку подшипника определяют по формуле

P X V F Y F K Kr a T ( )

где Fr ndash радиальная нагрузка Н

Fa ndash осевая нагрузка Н

X ndash безразмерный коэффициент радиальной нагрузки

Y ndash безразмерный коэффициент вращения (при вращении внутреннего

кольца V = 1 при вращении наружного ndash V = 12)

K ndash безразмерный коэффициент безопасности (для токарных станков

K = 1 ndash 12 для фрезерных ndash K = 13 ndash 18)

KT ndash безразмерный температурный коэффициент (при работе до 1250С

KT = 105)

В коробках подач обычно используют прямозубые колеса поэтому

формула для определения расчетной нагрузки без учета осевых сил примет

вид (при Fa = 0 X =1)

P V F K Kr T

Величина радиальной нагрузки подсчитывается по формуле

F R Rr Xi Yi 2 2

где RXi RYi ndash наибольшие по величине опорные реакции определяемые при

расчете вала (см приложение 3 соответственно G(0) B1(0) или G(1) B1(1))

42

Проведем подбор подшипников для II вала привода в рассматриваемом

примере Из распечатки результатов расчета вала выписываем наибольшие

опорные реакции G(0) = 7566 Н B1(0) = 12285 Н и определяем

Fr 757 6 1228 5 1443 32 2 Н

Для определения расчетной нагрузки принимаем V =1 K = 12 KT = 105

тогда P = 1∙14433∙12∙105 = 18188 Н Определяем L при известной частоте

вращения n = 45 обмин (см табл 31) и задавшись hL = 2000 ч

5410

456020000

10

6066

nhL

L млн оборотов

Динамическая грузоподъемность 868735461818 3 LPC Н

По расчетному значению C приняв диаметр шейки вала шd = 17 мм

(см приложение Б) выбираем по каталогу [21] подшипник 203 с

динамической грузоподъемностью C = 7520 Н

Выбор геометрических характеристик шлицевых валов [17 18 21 и др]

можно производить по ранее рассчитываемому на ЭВМ наибольшему

диаметру сплошного вала Желательно затем произвести проверочный расчет

шлицевого соединения по напряжениям смятия [14 21 и др]

При выборе и расчете шпоночных соединений следует использовать

работы [13 divide 15 21 и др] Сечение шпонки подбирают по диаметру вала

длину ndash обычно на 5 ndash 10 мм короче ступицы закрепляемой детали соедине ndash

ние проверяют на смятие

43

ПРИЛОЖЕНИЕ А

Нормальный ряд чисел в станкостроении (нормаль HII - I) со

знаменателем =106

1 ndash 106 ndash 112 ndash 118 ndash 125 ndash 132 ndash 14 ndash 15 ndash 16 ndash 17 ndash 18 ndash 19 ndash 2 ndash 212 ndash

225 ndash 235 ndash 25 ndash 265 ndash 28 ndash 3 ndash 315 ndash 335 ndash 355 ndash 375 ndash 4 ndash 425 ndash 45 ndash 475

ndash 5 ndash 53 ndash 56 ndash 6 ndash 63 ndash 67 ndash 71 ndash 75 ndash 8 ndash 85 ndash 9 ndash 95 ndash 10

Примечания

1 Числа высшего порядка получаются умножением или делением чисел нор-

мального ряда на 10 100 1000hellip

Например

01 ndash 0106 ndash 0112 hellip 10 ndash 106 ndash 112 hellip 100 ndash 106 ndash 112 hellip

2 Числа геометрического ряда с gt 106 образуются из ряда с = 106 по

зависимости вида

U i106

112 1062 141 1066 178 10610

126 1064 158 1068 2 10612

3 Образование нормального ряда чисел с заданным = 106 производится

путем выписывания каждого (i + 1) числа из которых с = 106 начиная с

минимального ndash заданного

Например

126 1064 при minn = 112

hellip112 ndash 14 ndash 18 ndash 225 ndash hellip ndash 9 ndash 95 ndash 10 ndash 106 hellip

6061411 при minn = 132

hellip132 ndash 19 ndash 265 ndash 375 ndash hellipndash 53 ndash 75 ndash 106 ndash 15 hellip

8061581 при minn = 125

hellip125 ndash 2 ndash 315 ndash 5 ndash hellip ndash 8 ndash 125 ndash 20 ndash 315 hellip

44

ПРИЛОЖЕНИЕ Б

Распечатка исходных данных и результатов расчета

шестерен коробки подач

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ1 BSV

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y=037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 20289 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 170

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 164

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 124

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 096

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 143

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 105

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ2 BSV

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 142

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 131

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 104

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 076

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 3389 S = 1130

45

Продолжение приложения Б

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 120

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 084

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ3 BSV

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 123

А= 0102 С = 120 L = 1

R= 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 072

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБ НОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 079

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ4 BSV

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 108

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 063

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

46

Окончание приложения Б

G = 10 F = 225 U = 138

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 069

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ5 BSV

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 175

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 106

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 128

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 061

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U= 4

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 147

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 067

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

47

ПРИЛОЖЕНИЕ В

Распечатка исходных данных и результатов расчета II вала коробки подач

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

С = 2250 Q = 102 В = 775

М (0) = 10000000 L (0) = 0 Fl (0) = 0 F2 (0) = 157

М (1) = 48 L (1) = 24 Fl (1) = 0 F2 (1) = 157

М (2) = 5 L (2) = 135 Fl (2) = 0785 F2 (2) = 2355

М (3) = 10000000 L (3) = 0 Fl (3) = 0 F2 (3) = 157

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЁТА

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

VAL2 BSS

G (0) = 75761 В1 (0) = 122849

L1 (0) = -133882 М1 (0) = 225065

U (0) = -286321 М2 (0) = 81749

G (1) = 58586 В1 (1) = -2023

L1 (1)=0 М1 (1) = 140606

U (1) = 0 М2 (1) = -4855

S (0) = 316076 Р (0) = 37131 А (0) = 168

S (1) = 0 Р (1) = 194855 А(1) = 135

S (2) = 239451 Р (2) = 308716 А (2) = 158

S (3) = 140690 Р (3) = 240338 А (3) = 145

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

48

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1 Киреев Г И Комплексный расчет коробок скоростей металлорежущих

станков на ЕС ndash ЭВМ методические указания по курсовому и дипломному

проектированию для студентов специальности 0501 Часть 1 Г И Киреев ndash

Ульяновск УлПИ 1984 ndash 43 с

2 Металлорежущие станки и автоматы учебник для машинострои ndash

тельных втузов под ред А С Проникова ndash М Машиностроение 1981 ndash

479 с

3 Тарзиманов Г А Проектирование металлорежущих станков ГА

Тарзиманов ndash М Машиностроение 1980 ndash 288 с

4 Тепинкичиев В К Металлорежущие станки В К Тепинкичиев ndash М

Машиностроение 1973 ndash 472 с

5 Металлорежущие станки учебник для машиностроительных вузов

под ред В Э Пуша ndash М Машиностроение 1985 ndash 575 с

6 Металлорежущие системы машиностроительных производств учебное

пособие для студентов техн вузов О В Таратынов Г Г Земсков И М

Таратынова ndash М Высш шк 1988 ndash 464 с

7 Кузнецов М М Проектирование автоматизированного производствен ndash

ного оборудования учебное пособие для вузов М М Кузнецов В А Усов

К С Стародубов ndash М Машиностроение 1987 ndash 288 с

8 Орликов М Л Металлорежущие станки курсовое и дипломное

проектирование М Л Орликов И Г Федоренко В Н Шишкин ndash Киев

Высш шк1987 ndash 152 с

9 ГОСТ 2701 ndash 76 Схемы Виды и типы Общие требования к

выполнению ndash М Изд ndash во стандартов 1976 ndash 12 с

10 ГОСТ 2703 ndash 88 Правила выполнения кинематических схем ndash М

Изд ndash во стандартов 1988 ndash 7 с

11 Пуш В Э Конструирование металлорежущих станков В Э Пуш ndash

М Машиностроение 1977 ndash 380 с

12 Каминская В В Станины и корпусные детали металлорежущих

станков В В Каминская З М Левиеа Д Н Решетов ndash М Машгиз 1960 ndash

362 с

13 Курсовое проектирование деталей машин справочное пособие часть I

и II А В Кузьмин И Н Макейчик Ф В Калачѐв и др ndash Минск Высш шк

1982 ndash 584 с

14 Анурьев В И Справочник конструктора ndash машиностроителя Т2

В И Анурьев ndash М Машиностроение 1982 ndash 584 с

15 Чернин И М Расчѐты деталей машин справочник И М Чернин

А В Кузьмин Г М Ицкевич ndash Минск Высш шк 1978 ndash 592 с

16 Детали и механизмы металлорежущих станков Т2 под общ ред

Д Н Решетова ndash М Машиностроение 1972 ndash 405 с

49

17 Серенсен С В Валы и оси Конструирование и расчет С В Серенсен

и др ndash М Машиностроение 1970 ndash 312 с

18 СТ СЭВ 185 ndash 75 Геометрические характеристики шлицевых

прямозубых соединений ndash М Изд ndash во стандартов 1975

19 СТ СЭВ 189 ndash 76 и СТ СЭВ 189 ndash 77 Размеры призматических

шпонок ndash М Изд ndash во стандартов 1976

20 Зубенко В Л Методические разработки к курсовому проектированию

по металлорежущим станкам В Л Зубенко М Я Цлаф ndash Куйбышев КПтИ

1978 ndash 32 с

21 Справочник металлиста В 5 т Т1 под общ ред С А Чернавского и

В Ф Рещикова ndash М Машиностроение 1976 ndash 768 с

22 Сена Л А Единицы физических величин и их размерности учебно-

справочное руководство ЛА Сена ndash 3-е изд перераб и доп ndash М Наука

Гл ред физ-мат лит 1988 ndash 432 с

23 Кочергин А И Конструирование и расчет металлорежущих станков и

станочных комплексов Курсовое проектирование учебное пособие для вузов

А И Кочергин ndash Минск Высш шк 1991 ndash 382 с

Учебное издание

РАСЧЕТ ПРИВОДОВ ПОДАЧ

МЕТАЛЛОРЕЖУЩИХ СТАНКОВ

Методические указания по курсовому

и дипломному проектированию

Составители Шестернинов Александр Владимирович

Горшков Геннадий Михайлович

Редактор НАЕвдокимова

Подписано в печать 30082007 Формат 60times8416 Услпечл302

Тираж 150 экз Заказ

Ульяновский государственный технический университет

432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Типография УлГТУ 432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Page 36: Расчет приводов подач металлорежущих станков. Методичка

37

Таблица 39

Допускаемые напряжения на изгиб [ и ] для стальных валов (в МПа)

Источник

концентрации

напряжения

Диаметр

вала мм

Марка стали и термообработка

45

норм

45

улучш

40Х

улучш

40Х

закал

Насаженная на вал

деталь

(шестерня шкив)

с острыми кромками

15 775 850 900 950

30 750 825 875 925

45 725 800 850 900

60 700 775 825 875

75 675 750 800 850

90 650 725 775 825

Рис37 Номограмма для ориентированного определения

диаметров валов по крутящему моменту

38

необходимые для расчета II вала привода подач в рассматриваемом примере

При расчете валов на ЭВМ углы вводятся в программу в радианах

Если на участке вала действует только крутящий момент то при

составлении исходных данных следует задавать расстояние до шестерни

обусловливающей приложение этого момента величиной 01 см При этом

изгибающий момент от действия радиальной силы будет близок к 0

Например при расчете V вала рассматриваемой коробки подач

(см рис35 и 36) следует принять расстояние l3 = 01 см до шестерни

Д3 = zm = 02 ∙ 20 = 4 см соответственно приняв 3 = 0 и 3 = 157 рад

335 Указания по расчету валов на ЭВМ

Расчет диаметров валов в опасных сечениях I 0 1 II (рис35)

производится на ЭВМ по программе laquoВАЛraquo [20] исходные данные для

расчета по программе laquoВАЛraquo вводятся в режиме диалога с машиной При

расчете нескольких валов каждому файлу необходимо давать новое название

например PETROV1 PETROV2 PETROV3

В приложении В представлены распечатки ввода исходных данных и

результаты расчета диаметров II вала в рассматриваемом примере

Для перевода языка машины в принятые обозначения формул следует

руководствоваться табл 310

В целях удобства программирования di рассматриваются для всех

сечений по приведенному моменту Для сечений в которых не действует MKP

диаметр определяется по iM (без машины) Из всех полученных диаметров

выбирается наибольший и округляется до стандартного ряда

Для нашего примера принимаем d = 18 мм учитывая что этот диаметр

вала не окончательный и может измениться при окончательной

конструктивной проработке привода О выборе геометрических параметров

шлицевых валов сказано ниже в п 34

В курсовом проекте с помощью ЭВМ должны быть рассчитаны все валы

коробки подач В записке приводятся расчетные схемы валов и результаты

расчета (распечатки) по каждому валу

34 Выбор подшипников качения и прочих элементов привода

Выбор подшипников качения ведется по динамической грузоподъемности

C определяемой по формуле

P

CL

где L ndash число миллионов оборотов за расчетный срок службы подшипника

качения

39

Таблица 310

Соответствие символов в программе laquoВАЛraquo

обозначениям в расчетных формулах

Символ в

программе

Обозначение

в формулах

Размерность Наименование параметров

1 2 3 4

C MKp Н∙см Крутящий момент на

рассчитываемом валу

Q g см Расстояние между опорами

B [u ] МПа Допускаемое напряжение

на изгиб

M(I)

Di

см

Делительный диаметр i - го

колеса в точке приложения

силы Pi

F1(I) i рад Угол действия силы Ti

F2(I) i рад Угол действия силы Ri

T(I)

Ti

Н

Тангенциальная сила

действующая в точке

приложения силы Pi

R(I) Ri Н Радиальная сила в той же точке

X(I) X i Н Проекция сил на ось Х в точке

приложения силы Pi

Y(I) Yi Н Проекция сил на ось Y в той же

точке

G(0) RxI Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре I

G(1) RxII Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре II

B1(0) RyI Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

B1(1) RyII Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре II

L(0)

MxI

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре I

L(1) MxII Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре II

U(0) M yI Н∙см Изгибающий момент в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

40

Окончание табл 310

1 2 3 4

L(I) li см Расстояние между опорой II и

точкой приложения силы Pi

М1(0)

M X 0

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquo0raquo

М1(1) M X1 Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquoIraquo

М2(0)

MY0

Н∙см

Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIIraquo

М2(1) MY1 Н∙см Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIraquo

S(0) M I Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре I

S(1)

M II Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре II

S(2) M 0 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquo0raquo

S(3)

M1 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquoIraquo

P(0)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре I

P(1)

IIпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре II

P(2) 0прМ Н∙см Приведѐнный момент

в сечении laquo0raquo

P(3)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в

сечении laquoIraquo

A(0)

d I см Диаметр вала в опоре I

A(1)

d II см Диаметр вала в опоре II

A(2)

d0 см Диаметр вала в сечении laquo0raquo

A(3)

d1 см Диаметр вала в сечении laquoIraquo

41

P ndash расчетная нагрузка подшипника Н

C ndash динамическая грузоподъемность подшипника указанная в катало ndash

ге Н

ndash коэффициент (для шарикоподшипников = 3 для роликоподшип ndash

ников = 333)

Данная формула справедлива при n ge 10 обмин При n = 1 divide 10 обмин

расчет ведут по n = 10 обмин При n lt 1 обмин действующую нагрузку

рассматривают как статическую

Расчетный срок службы подшипника в часах выражается зависимостью

LL

nh

10

60

6

Задавшись Lh (для металлорежущих станков обычно Lh = 12000divide20000 ч)

из данной формулы определяют L затем вычислив P (см ниже) и зная

находят C После того ориентируясь на желаемые габариты и прежде всего на

диаметр шейки вала где должен быть установлен подшипник подбирают по

каталогу 21 наиболее близкий по величине C типоразмер подшипника

Расчетную нагрузку подшипника определяют по формуле

P X V F Y F K Kr a T ( )

где Fr ndash радиальная нагрузка Н

Fa ndash осевая нагрузка Н

X ndash безразмерный коэффициент радиальной нагрузки

Y ndash безразмерный коэффициент вращения (при вращении внутреннего

кольца V = 1 при вращении наружного ndash V = 12)

K ndash безразмерный коэффициент безопасности (для токарных станков

K = 1 ndash 12 для фрезерных ndash K = 13 ndash 18)

KT ndash безразмерный температурный коэффициент (при работе до 1250С

KT = 105)

В коробках подач обычно используют прямозубые колеса поэтому

формула для определения расчетной нагрузки без учета осевых сил примет

вид (при Fa = 0 X =1)

P V F K Kr T

Величина радиальной нагрузки подсчитывается по формуле

F R Rr Xi Yi 2 2

где RXi RYi ndash наибольшие по величине опорные реакции определяемые при

расчете вала (см приложение 3 соответственно G(0) B1(0) или G(1) B1(1))

42

Проведем подбор подшипников для II вала привода в рассматриваемом

примере Из распечатки результатов расчета вала выписываем наибольшие

опорные реакции G(0) = 7566 Н B1(0) = 12285 Н и определяем

Fr 757 6 1228 5 1443 32 2 Н

Для определения расчетной нагрузки принимаем V =1 K = 12 KT = 105

тогда P = 1∙14433∙12∙105 = 18188 Н Определяем L при известной частоте

вращения n = 45 обмин (см табл 31) и задавшись hL = 2000 ч

5410

456020000

10

6066

nhL

L млн оборотов

Динамическая грузоподъемность 868735461818 3 LPC Н

По расчетному значению C приняв диаметр шейки вала шd = 17 мм

(см приложение Б) выбираем по каталогу [21] подшипник 203 с

динамической грузоподъемностью C = 7520 Н

Выбор геометрических характеристик шлицевых валов [17 18 21 и др]

можно производить по ранее рассчитываемому на ЭВМ наибольшему

диаметру сплошного вала Желательно затем произвести проверочный расчет

шлицевого соединения по напряжениям смятия [14 21 и др]

При выборе и расчете шпоночных соединений следует использовать

работы [13 divide 15 21 и др] Сечение шпонки подбирают по диаметру вала

длину ndash обычно на 5 ndash 10 мм короче ступицы закрепляемой детали соедине ndash

ние проверяют на смятие

43

ПРИЛОЖЕНИЕ А

Нормальный ряд чисел в станкостроении (нормаль HII - I) со

знаменателем =106

1 ndash 106 ndash 112 ndash 118 ndash 125 ndash 132 ndash 14 ndash 15 ndash 16 ndash 17 ndash 18 ndash 19 ndash 2 ndash 212 ndash

225 ndash 235 ndash 25 ndash 265 ndash 28 ndash 3 ndash 315 ndash 335 ndash 355 ndash 375 ndash 4 ndash 425 ndash 45 ndash 475

ndash 5 ndash 53 ndash 56 ndash 6 ndash 63 ndash 67 ndash 71 ndash 75 ndash 8 ndash 85 ndash 9 ndash 95 ndash 10

Примечания

1 Числа высшего порядка получаются умножением или делением чисел нор-

мального ряда на 10 100 1000hellip

Например

01 ndash 0106 ndash 0112 hellip 10 ndash 106 ndash 112 hellip 100 ndash 106 ndash 112 hellip

2 Числа геометрического ряда с gt 106 образуются из ряда с = 106 по

зависимости вида

U i106

112 1062 141 1066 178 10610

126 1064 158 1068 2 10612

3 Образование нормального ряда чисел с заданным = 106 производится

путем выписывания каждого (i + 1) числа из которых с = 106 начиная с

минимального ndash заданного

Например

126 1064 при minn = 112

hellip112 ndash 14 ndash 18 ndash 225 ndash hellip ndash 9 ndash 95 ndash 10 ndash 106 hellip

6061411 при minn = 132

hellip132 ndash 19 ndash 265 ndash 375 ndash hellipndash 53 ndash 75 ndash 106 ndash 15 hellip

8061581 при minn = 125

hellip125 ndash 2 ndash 315 ndash 5 ndash hellip ndash 8 ndash 125 ndash 20 ndash 315 hellip

44

ПРИЛОЖЕНИЕ Б

Распечатка исходных данных и результатов расчета

шестерен коробки подач

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ1 BSV

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y=037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 20289 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 170

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 164

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 124

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 096

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 143

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 105

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ2 BSV

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 142

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 131

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 104

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 076

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 3389 S = 1130

45

Продолжение приложения Б

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 120

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 084

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ3 BSV

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 123

А= 0102 С = 120 L = 1

R= 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 072

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБ НОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 079

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ4 BSV

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 108

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 063

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

46

Окончание приложения Б

G = 10 F = 225 U = 138

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 069

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ5 BSV

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 175

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 106

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 128

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 061

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U= 4

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 147

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 067

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

47

ПРИЛОЖЕНИЕ В

Распечатка исходных данных и результатов расчета II вала коробки подач

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

С = 2250 Q = 102 В = 775

М (0) = 10000000 L (0) = 0 Fl (0) = 0 F2 (0) = 157

М (1) = 48 L (1) = 24 Fl (1) = 0 F2 (1) = 157

М (2) = 5 L (2) = 135 Fl (2) = 0785 F2 (2) = 2355

М (3) = 10000000 L (3) = 0 Fl (3) = 0 F2 (3) = 157

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЁТА

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

VAL2 BSS

G (0) = 75761 В1 (0) = 122849

L1 (0) = -133882 М1 (0) = 225065

U (0) = -286321 М2 (0) = 81749

G (1) = 58586 В1 (1) = -2023

L1 (1)=0 М1 (1) = 140606

U (1) = 0 М2 (1) = -4855

S (0) = 316076 Р (0) = 37131 А (0) = 168

S (1) = 0 Р (1) = 194855 А(1) = 135

S (2) = 239451 Р (2) = 308716 А (2) = 158

S (3) = 140690 Р (3) = 240338 А (3) = 145

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

48

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1 Киреев Г И Комплексный расчет коробок скоростей металлорежущих

станков на ЕС ndash ЭВМ методические указания по курсовому и дипломному

проектированию для студентов специальности 0501 Часть 1 Г И Киреев ndash

Ульяновск УлПИ 1984 ndash 43 с

2 Металлорежущие станки и автоматы учебник для машинострои ndash

тельных втузов под ред А С Проникова ndash М Машиностроение 1981 ndash

479 с

3 Тарзиманов Г А Проектирование металлорежущих станков ГА

Тарзиманов ndash М Машиностроение 1980 ndash 288 с

4 Тепинкичиев В К Металлорежущие станки В К Тепинкичиев ndash М

Машиностроение 1973 ndash 472 с

5 Металлорежущие станки учебник для машиностроительных вузов

под ред В Э Пуша ndash М Машиностроение 1985 ndash 575 с

6 Металлорежущие системы машиностроительных производств учебное

пособие для студентов техн вузов О В Таратынов Г Г Земсков И М

Таратынова ndash М Высш шк 1988 ndash 464 с

7 Кузнецов М М Проектирование автоматизированного производствен ndash

ного оборудования учебное пособие для вузов М М Кузнецов В А Усов

К С Стародубов ndash М Машиностроение 1987 ndash 288 с

8 Орликов М Л Металлорежущие станки курсовое и дипломное

проектирование М Л Орликов И Г Федоренко В Н Шишкин ndash Киев

Высш шк1987 ndash 152 с

9 ГОСТ 2701 ndash 76 Схемы Виды и типы Общие требования к

выполнению ndash М Изд ndash во стандартов 1976 ndash 12 с

10 ГОСТ 2703 ndash 88 Правила выполнения кинематических схем ndash М

Изд ndash во стандартов 1988 ndash 7 с

11 Пуш В Э Конструирование металлорежущих станков В Э Пуш ndash

М Машиностроение 1977 ndash 380 с

12 Каминская В В Станины и корпусные детали металлорежущих

станков В В Каминская З М Левиеа Д Н Решетов ndash М Машгиз 1960 ndash

362 с

13 Курсовое проектирование деталей машин справочное пособие часть I

и II А В Кузьмин И Н Макейчик Ф В Калачѐв и др ndash Минск Высш шк

1982 ndash 584 с

14 Анурьев В И Справочник конструктора ndash машиностроителя Т2

В И Анурьев ndash М Машиностроение 1982 ndash 584 с

15 Чернин И М Расчѐты деталей машин справочник И М Чернин

А В Кузьмин Г М Ицкевич ndash Минск Высш шк 1978 ndash 592 с

16 Детали и механизмы металлорежущих станков Т2 под общ ред

Д Н Решетова ndash М Машиностроение 1972 ndash 405 с

49

17 Серенсен С В Валы и оси Конструирование и расчет С В Серенсен

и др ndash М Машиностроение 1970 ndash 312 с

18 СТ СЭВ 185 ndash 75 Геометрические характеристики шлицевых

прямозубых соединений ndash М Изд ndash во стандартов 1975

19 СТ СЭВ 189 ndash 76 и СТ СЭВ 189 ndash 77 Размеры призматических

шпонок ndash М Изд ndash во стандартов 1976

20 Зубенко В Л Методические разработки к курсовому проектированию

по металлорежущим станкам В Л Зубенко М Я Цлаф ndash Куйбышев КПтИ

1978 ndash 32 с

21 Справочник металлиста В 5 т Т1 под общ ред С А Чернавского и

В Ф Рещикова ndash М Машиностроение 1976 ndash 768 с

22 Сена Л А Единицы физических величин и их размерности учебно-

справочное руководство ЛА Сена ndash 3-е изд перераб и доп ndash М Наука

Гл ред физ-мат лит 1988 ndash 432 с

23 Кочергин А И Конструирование и расчет металлорежущих станков и

станочных комплексов Курсовое проектирование учебное пособие для вузов

А И Кочергин ndash Минск Высш шк 1991 ndash 382 с

Учебное издание

РАСЧЕТ ПРИВОДОВ ПОДАЧ

МЕТАЛЛОРЕЖУЩИХ СТАНКОВ

Методические указания по курсовому

и дипломному проектированию

Составители Шестернинов Александр Владимирович

Горшков Геннадий Михайлович

Редактор НАЕвдокимова

Подписано в печать 30082007 Формат 60times8416 Услпечл302

Тираж 150 экз Заказ

Ульяновский государственный технический университет

432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Типография УлГТУ 432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Page 37: Расчет приводов подач металлорежущих станков. Методичка

38

необходимые для расчета II вала привода подач в рассматриваемом примере

При расчете валов на ЭВМ углы вводятся в программу в радианах

Если на участке вала действует только крутящий момент то при

составлении исходных данных следует задавать расстояние до шестерни

обусловливающей приложение этого момента величиной 01 см При этом

изгибающий момент от действия радиальной силы будет близок к 0

Например при расчете V вала рассматриваемой коробки подач

(см рис35 и 36) следует принять расстояние l3 = 01 см до шестерни

Д3 = zm = 02 ∙ 20 = 4 см соответственно приняв 3 = 0 и 3 = 157 рад

335 Указания по расчету валов на ЭВМ

Расчет диаметров валов в опасных сечениях I 0 1 II (рис35)

производится на ЭВМ по программе laquoВАЛraquo [20] исходные данные для

расчета по программе laquoВАЛraquo вводятся в режиме диалога с машиной При

расчете нескольких валов каждому файлу необходимо давать новое название

например PETROV1 PETROV2 PETROV3

В приложении В представлены распечатки ввода исходных данных и

результаты расчета диаметров II вала в рассматриваемом примере

Для перевода языка машины в принятые обозначения формул следует

руководствоваться табл 310

В целях удобства программирования di рассматриваются для всех

сечений по приведенному моменту Для сечений в которых не действует MKP

диаметр определяется по iM (без машины) Из всех полученных диаметров

выбирается наибольший и округляется до стандартного ряда

Для нашего примера принимаем d = 18 мм учитывая что этот диаметр

вала не окончательный и может измениться при окончательной

конструктивной проработке привода О выборе геометрических параметров

шлицевых валов сказано ниже в п 34

В курсовом проекте с помощью ЭВМ должны быть рассчитаны все валы

коробки подач В записке приводятся расчетные схемы валов и результаты

расчета (распечатки) по каждому валу

34 Выбор подшипников качения и прочих элементов привода

Выбор подшипников качения ведется по динамической грузоподъемности

C определяемой по формуле

P

CL

где L ndash число миллионов оборотов за расчетный срок службы подшипника

качения

39

Таблица 310

Соответствие символов в программе laquoВАЛraquo

обозначениям в расчетных формулах

Символ в

программе

Обозначение

в формулах

Размерность Наименование параметров

1 2 3 4

C MKp Н∙см Крутящий момент на

рассчитываемом валу

Q g см Расстояние между опорами

B [u ] МПа Допускаемое напряжение

на изгиб

M(I)

Di

см

Делительный диаметр i - го

колеса в точке приложения

силы Pi

F1(I) i рад Угол действия силы Ti

F2(I) i рад Угол действия силы Ri

T(I)

Ti

Н

Тангенциальная сила

действующая в точке

приложения силы Pi

R(I) Ri Н Радиальная сила в той же точке

X(I) X i Н Проекция сил на ось Х в точке

приложения силы Pi

Y(I) Yi Н Проекция сил на ось Y в той же

точке

G(0) RxI Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре I

G(1) RxII Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре II

B1(0) RyI Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

B1(1) RyII Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре II

L(0)

MxI

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре I

L(1) MxII Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре II

U(0) M yI Н∙см Изгибающий момент в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

40

Окончание табл 310

1 2 3 4

L(I) li см Расстояние между опорой II и

точкой приложения силы Pi

М1(0)

M X 0

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquo0raquo

М1(1) M X1 Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquoIraquo

М2(0)

MY0

Н∙см

Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIIraquo

М2(1) MY1 Н∙см Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIraquo

S(0) M I Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре I

S(1)

M II Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре II

S(2) M 0 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquo0raquo

S(3)

M1 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquoIraquo

P(0)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре I

P(1)

IIпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре II

P(2) 0прМ Н∙см Приведѐнный момент

в сечении laquo0raquo

P(3)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в

сечении laquoIraquo

A(0)

d I см Диаметр вала в опоре I

A(1)

d II см Диаметр вала в опоре II

A(2)

d0 см Диаметр вала в сечении laquo0raquo

A(3)

d1 см Диаметр вала в сечении laquoIraquo

41

P ndash расчетная нагрузка подшипника Н

C ndash динамическая грузоподъемность подшипника указанная в катало ndash

ге Н

ndash коэффициент (для шарикоподшипников = 3 для роликоподшип ndash

ников = 333)

Данная формула справедлива при n ge 10 обмин При n = 1 divide 10 обмин

расчет ведут по n = 10 обмин При n lt 1 обмин действующую нагрузку

рассматривают как статическую

Расчетный срок службы подшипника в часах выражается зависимостью

LL

nh

10

60

6

Задавшись Lh (для металлорежущих станков обычно Lh = 12000divide20000 ч)

из данной формулы определяют L затем вычислив P (см ниже) и зная

находят C После того ориентируясь на желаемые габариты и прежде всего на

диаметр шейки вала где должен быть установлен подшипник подбирают по

каталогу 21 наиболее близкий по величине C типоразмер подшипника

Расчетную нагрузку подшипника определяют по формуле

P X V F Y F K Kr a T ( )

где Fr ndash радиальная нагрузка Н

Fa ndash осевая нагрузка Н

X ndash безразмерный коэффициент радиальной нагрузки

Y ndash безразмерный коэффициент вращения (при вращении внутреннего

кольца V = 1 при вращении наружного ndash V = 12)

K ndash безразмерный коэффициент безопасности (для токарных станков

K = 1 ndash 12 для фрезерных ndash K = 13 ndash 18)

KT ndash безразмерный температурный коэффициент (при работе до 1250С

KT = 105)

В коробках подач обычно используют прямозубые колеса поэтому

формула для определения расчетной нагрузки без учета осевых сил примет

вид (при Fa = 0 X =1)

P V F K Kr T

Величина радиальной нагрузки подсчитывается по формуле

F R Rr Xi Yi 2 2

где RXi RYi ndash наибольшие по величине опорные реакции определяемые при

расчете вала (см приложение 3 соответственно G(0) B1(0) или G(1) B1(1))

42

Проведем подбор подшипников для II вала привода в рассматриваемом

примере Из распечатки результатов расчета вала выписываем наибольшие

опорные реакции G(0) = 7566 Н B1(0) = 12285 Н и определяем

Fr 757 6 1228 5 1443 32 2 Н

Для определения расчетной нагрузки принимаем V =1 K = 12 KT = 105

тогда P = 1∙14433∙12∙105 = 18188 Н Определяем L при известной частоте

вращения n = 45 обмин (см табл 31) и задавшись hL = 2000 ч

5410

456020000

10

6066

nhL

L млн оборотов

Динамическая грузоподъемность 868735461818 3 LPC Н

По расчетному значению C приняв диаметр шейки вала шd = 17 мм

(см приложение Б) выбираем по каталогу [21] подшипник 203 с

динамической грузоподъемностью C = 7520 Н

Выбор геометрических характеристик шлицевых валов [17 18 21 и др]

можно производить по ранее рассчитываемому на ЭВМ наибольшему

диаметру сплошного вала Желательно затем произвести проверочный расчет

шлицевого соединения по напряжениям смятия [14 21 и др]

При выборе и расчете шпоночных соединений следует использовать

работы [13 divide 15 21 и др] Сечение шпонки подбирают по диаметру вала

длину ndash обычно на 5 ndash 10 мм короче ступицы закрепляемой детали соедине ndash

ние проверяют на смятие

43

ПРИЛОЖЕНИЕ А

Нормальный ряд чисел в станкостроении (нормаль HII - I) со

знаменателем =106

1 ndash 106 ndash 112 ndash 118 ndash 125 ndash 132 ndash 14 ndash 15 ndash 16 ndash 17 ndash 18 ndash 19 ndash 2 ndash 212 ndash

225 ndash 235 ndash 25 ndash 265 ndash 28 ndash 3 ndash 315 ndash 335 ndash 355 ndash 375 ndash 4 ndash 425 ndash 45 ndash 475

ndash 5 ndash 53 ndash 56 ndash 6 ndash 63 ndash 67 ndash 71 ndash 75 ndash 8 ndash 85 ndash 9 ndash 95 ndash 10

Примечания

1 Числа высшего порядка получаются умножением или делением чисел нор-

мального ряда на 10 100 1000hellip

Например

01 ndash 0106 ndash 0112 hellip 10 ndash 106 ndash 112 hellip 100 ndash 106 ndash 112 hellip

2 Числа геометрического ряда с gt 106 образуются из ряда с = 106 по

зависимости вида

U i106

112 1062 141 1066 178 10610

126 1064 158 1068 2 10612

3 Образование нормального ряда чисел с заданным = 106 производится

путем выписывания каждого (i + 1) числа из которых с = 106 начиная с

минимального ndash заданного

Например

126 1064 при minn = 112

hellip112 ndash 14 ndash 18 ndash 225 ndash hellip ndash 9 ndash 95 ndash 10 ndash 106 hellip

6061411 при minn = 132

hellip132 ndash 19 ndash 265 ndash 375 ndash hellipndash 53 ndash 75 ndash 106 ndash 15 hellip

8061581 при minn = 125

hellip125 ndash 2 ndash 315 ndash 5 ndash hellip ndash 8 ndash 125 ndash 20 ndash 315 hellip

44

ПРИЛОЖЕНИЕ Б

Распечатка исходных данных и результатов расчета

шестерен коробки подач

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ1 BSV

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y=037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 20289 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 170

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 164

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 124

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 096

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 143

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 105

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ2 BSV

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 142

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 131

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 104

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 076

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 3389 S = 1130

45

Продолжение приложения Б

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 120

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 084

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ3 BSV

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 123

А= 0102 С = 120 L = 1

R= 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 072

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБ НОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 079

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ4 BSV

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 108

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 063

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

46

Окончание приложения Б

G = 10 F = 225 U = 138

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 069

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ5 BSV

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 175

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 106

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 128

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 061

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U= 4

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 147

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 067

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

47

ПРИЛОЖЕНИЕ В

Распечатка исходных данных и результатов расчета II вала коробки подач

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

С = 2250 Q = 102 В = 775

М (0) = 10000000 L (0) = 0 Fl (0) = 0 F2 (0) = 157

М (1) = 48 L (1) = 24 Fl (1) = 0 F2 (1) = 157

М (2) = 5 L (2) = 135 Fl (2) = 0785 F2 (2) = 2355

М (3) = 10000000 L (3) = 0 Fl (3) = 0 F2 (3) = 157

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЁТА

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

VAL2 BSS

G (0) = 75761 В1 (0) = 122849

L1 (0) = -133882 М1 (0) = 225065

U (0) = -286321 М2 (0) = 81749

G (1) = 58586 В1 (1) = -2023

L1 (1)=0 М1 (1) = 140606

U (1) = 0 М2 (1) = -4855

S (0) = 316076 Р (0) = 37131 А (0) = 168

S (1) = 0 Р (1) = 194855 А(1) = 135

S (2) = 239451 Р (2) = 308716 А (2) = 158

S (3) = 140690 Р (3) = 240338 А (3) = 145

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

48

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1 Киреев Г И Комплексный расчет коробок скоростей металлорежущих

станков на ЕС ndash ЭВМ методические указания по курсовому и дипломному

проектированию для студентов специальности 0501 Часть 1 Г И Киреев ndash

Ульяновск УлПИ 1984 ndash 43 с

2 Металлорежущие станки и автоматы учебник для машинострои ndash

тельных втузов под ред А С Проникова ndash М Машиностроение 1981 ndash

479 с

3 Тарзиманов Г А Проектирование металлорежущих станков ГА

Тарзиманов ndash М Машиностроение 1980 ndash 288 с

4 Тепинкичиев В К Металлорежущие станки В К Тепинкичиев ndash М

Машиностроение 1973 ndash 472 с

5 Металлорежущие станки учебник для машиностроительных вузов

под ред В Э Пуша ndash М Машиностроение 1985 ndash 575 с

6 Металлорежущие системы машиностроительных производств учебное

пособие для студентов техн вузов О В Таратынов Г Г Земсков И М

Таратынова ndash М Высш шк 1988 ndash 464 с

7 Кузнецов М М Проектирование автоматизированного производствен ndash

ного оборудования учебное пособие для вузов М М Кузнецов В А Усов

К С Стародубов ndash М Машиностроение 1987 ndash 288 с

8 Орликов М Л Металлорежущие станки курсовое и дипломное

проектирование М Л Орликов И Г Федоренко В Н Шишкин ndash Киев

Высш шк1987 ndash 152 с

9 ГОСТ 2701 ndash 76 Схемы Виды и типы Общие требования к

выполнению ndash М Изд ndash во стандартов 1976 ndash 12 с

10 ГОСТ 2703 ndash 88 Правила выполнения кинематических схем ndash М

Изд ndash во стандартов 1988 ndash 7 с

11 Пуш В Э Конструирование металлорежущих станков В Э Пуш ndash

М Машиностроение 1977 ndash 380 с

12 Каминская В В Станины и корпусные детали металлорежущих

станков В В Каминская З М Левиеа Д Н Решетов ndash М Машгиз 1960 ndash

362 с

13 Курсовое проектирование деталей машин справочное пособие часть I

и II А В Кузьмин И Н Макейчик Ф В Калачѐв и др ndash Минск Высш шк

1982 ndash 584 с

14 Анурьев В И Справочник конструктора ndash машиностроителя Т2

В И Анурьев ndash М Машиностроение 1982 ndash 584 с

15 Чернин И М Расчѐты деталей машин справочник И М Чернин

А В Кузьмин Г М Ицкевич ndash Минск Высш шк 1978 ndash 592 с

16 Детали и механизмы металлорежущих станков Т2 под общ ред

Д Н Решетова ndash М Машиностроение 1972 ndash 405 с

49

17 Серенсен С В Валы и оси Конструирование и расчет С В Серенсен

и др ndash М Машиностроение 1970 ndash 312 с

18 СТ СЭВ 185 ndash 75 Геометрические характеристики шлицевых

прямозубых соединений ndash М Изд ndash во стандартов 1975

19 СТ СЭВ 189 ndash 76 и СТ СЭВ 189 ndash 77 Размеры призматических

шпонок ndash М Изд ndash во стандартов 1976

20 Зубенко В Л Методические разработки к курсовому проектированию

по металлорежущим станкам В Л Зубенко М Я Цлаф ndash Куйбышев КПтИ

1978 ndash 32 с

21 Справочник металлиста В 5 т Т1 под общ ред С А Чернавского и

В Ф Рещикова ndash М Машиностроение 1976 ndash 768 с

22 Сена Л А Единицы физических величин и их размерности учебно-

справочное руководство ЛА Сена ndash 3-е изд перераб и доп ndash М Наука

Гл ред физ-мат лит 1988 ndash 432 с

23 Кочергин А И Конструирование и расчет металлорежущих станков и

станочных комплексов Курсовое проектирование учебное пособие для вузов

А И Кочергин ndash Минск Высш шк 1991 ndash 382 с

Учебное издание

РАСЧЕТ ПРИВОДОВ ПОДАЧ

МЕТАЛЛОРЕЖУЩИХ СТАНКОВ

Методические указания по курсовому

и дипломному проектированию

Составители Шестернинов Александр Владимирович

Горшков Геннадий Михайлович

Редактор НАЕвдокимова

Подписано в печать 30082007 Формат 60times8416 Услпечл302

Тираж 150 экз Заказ

Ульяновский государственный технический университет

432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Типография УлГТУ 432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Page 38: Расчет приводов подач металлорежущих станков. Методичка

39

Таблица 310

Соответствие символов в программе laquoВАЛraquo

обозначениям в расчетных формулах

Символ в

программе

Обозначение

в формулах

Размерность Наименование параметров

1 2 3 4

C MKp Н∙см Крутящий момент на

рассчитываемом валу

Q g см Расстояние между опорами

B [u ] МПа Допускаемое напряжение

на изгиб

M(I)

Di

см

Делительный диаметр i - го

колеса в точке приложения

силы Pi

F1(I) i рад Угол действия силы Ti

F2(I) i рад Угол действия силы Ri

T(I)

Ti

Н

Тангенциальная сила

действующая в точке

приложения силы Pi

R(I) Ri Н Радиальная сила в той же точке

X(I) X i Н Проекция сил на ось Х в точке

приложения силы Pi

Y(I) Yi Н Проекция сил на ось Y в той же

точке

G(0) RxI Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре I

G(1) RxII Н Опорная реакция в горизон ndash

тальной плоскости в опоре II

B1(0) RyI Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

B1(1) RyII Н Опорная реакция в верти ndash

кальной плоскости в опоре II

L(0)

MxI

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре I

L(1) MxII Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

опоре II

U(0) M yI Н∙см Изгибающий момент в верти ndash

кальной плоскости в опоре I

40

Окончание табл 310

1 2 3 4

L(I) li см Расстояние между опорой II и

точкой приложения силы Pi

М1(0)

M X 0

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquo0raquo

М1(1) M X1 Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquoIraquo

М2(0)

MY0

Н∙см

Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIIraquo

М2(1) MY1 Н∙см Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIraquo

S(0) M I Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре I

S(1)

M II Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре II

S(2) M 0 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquo0raquo

S(3)

M1 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquoIraquo

P(0)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре I

P(1)

IIпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре II

P(2) 0прМ Н∙см Приведѐнный момент

в сечении laquo0raquo

P(3)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в

сечении laquoIraquo

A(0)

d I см Диаметр вала в опоре I

A(1)

d II см Диаметр вала в опоре II

A(2)

d0 см Диаметр вала в сечении laquo0raquo

A(3)

d1 см Диаметр вала в сечении laquoIraquo

41

P ndash расчетная нагрузка подшипника Н

C ndash динамическая грузоподъемность подшипника указанная в катало ndash

ге Н

ndash коэффициент (для шарикоподшипников = 3 для роликоподшип ndash

ников = 333)

Данная формула справедлива при n ge 10 обмин При n = 1 divide 10 обмин

расчет ведут по n = 10 обмин При n lt 1 обмин действующую нагрузку

рассматривают как статическую

Расчетный срок службы подшипника в часах выражается зависимостью

LL

nh

10

60

6

Задавшись Lh (для металлорежущих станков обычно Lh = 12000divide20000 ч)

из данной формулы определяют L затем вычислив P (см ниже) и зная

находят C После того ориентируясь на желаемые габариты и прежде всего на

диаметр шейки вала где должен быть установлен подшипник подбирают по

каталогу 21 наиболее близкий по величине C типоразмер подшипника

Расчетную нагрузку подшипника определяют по формуле

P X V F Y F K Kr a T ( )

где Fr ndash радиальная нагрузка Н

Fa ndash осевая нагрузка Н

X ndash безразмерный коэффициент радиальной нагрузки

Y ndash безразмерный коэффициент вращения (при вращении внутреннего

кольца V = 1 при вращении наружного ndash V = 12)

K ndash безразмерный коэффициент безопасности (для токарных станков

K = 1 ndash 12 для фрезерных ndash K = 13 ndash 18)

KT ndash безразмерный температурный коэффициент (при работе до 1250С

KT = 105)

В коробках подач обычно используют прямозубые колеса поэтому

формула для определения расчетной нагрузки без учета осевых сил примет

вид (при Fa = 0 X =1)

P V F K Kr T

Величина радиальной нагрузки подсчитывается по формуле

F R Rr Xi Yi 2 2

где RXi RYi ndash наибольшие по величине опорные реакции определяемые при

расчете вала (см приложение 3 соответственно G(0) B1(0) или G(1) B1(1))

42

Проведем подбор подшипников для II вала привода в рассматриваемом

примере Из распечатки результатов расчета вала выписываем наибольшие

опорные реакции G(0) = 7566 Н B1(0) = 12285 Н и определяем

Fr 757 6 1228 5 1443 32 2 Н

Для определения расчетной нагрузки принимаем V =1 K = 12 KT = 105

тогда P = 1∙14433∙12∙105 = 18188 Н Определяем L при известной частоте

вращения n = 45 обмин (см табл 31) и задавшись hL = 2000 ч

5410

456020000

10

6066

nhL

L млн оборотов

Динамическая грузоподъемность 868735461818 3 LPC Н

По расчетному значению C приняв диаметр шейки вала шd = 17 мм

(см приложение Б) выбираем по каталогу [21] подшипник 203 с

динамической грузоподъемностью C = 7520 Н

Выбор геометрических характеристик шлицевых валов [17 18 21 и др]

можно производить по ранее рассчитываемому на ЭВМ наибольшему

диаметру сплошного вала Желательно затем произвести проверочный расчет

шлицевого соединения по напряжениям смятия [14 21 и др]

При выборе и расчете шпоночных соединений следует использовать

работы [13 divide 15 21 и др] Сечение шпонки подбирают по диаметру вала

длину ndash обычно на 5 ndash 10 мм короче ступицы закрепляемой детали соедине ndash

ние проверяют на смятие

43

ПРИЛОЖЕНИЕ А

Нормальный ряд чисел в станкостроении (нормаль HII - I) со

знаменателем =106

1 ndash 106 ndash 112 ndash 118 ndash 125 ndash 132 ndash 14 ndash 15 ndash 16 ndash 17 ndash 18 ndash 19 ndash 2 ndash 212 ndash

225 ndash 235 ndash 25 ndash 265 ndash 28 ndash 3 ndash 315 ndash 335 ndash 355 ndash 375 ndash 4 ndash 425 ndash 45 ndash 475

ndash 5 ndash 53 ndash 56 ndash 6 ndash 63 ndash 67 ndash 71 ndash 75 ndash 8 ndash 85 ndash 9 ndash 95 ndash 10

Примечания

1 Числа высшего порядка получаются умножением или делением чисел нор-

мального ряда на 10 100 1000hellip

Например

01 ndash 0106 ndash 0112 hellip 10 ndash 106 ndash 112 hellip 100 ndash 106 ndash 112 hellip

2 Числа геометрического ряда с gt 106 образуются из ряда с = 106 по

зависимости вида

U i106

112 1062 141 1066 178 10610

126 1064 158 1068 2 10612

3 Образование нормального ряда чисел с заданным = 106 производится

путем выписывания каждого (i + 1) числа из которых с = 106 начиная с

минимального ndash заданного

Например

126 1064 при minn = 112

hellip112 ndash 14 ndash 18 ndash 225 ndash hellip ndash 9 ndash 95 ndash 10 ndash 106 hellip

6061411 при minn = 132

hellip132 ndash 19 ndash 265 ndash 375 ndash hellipndash 53 ndash 75 ndash 106 ndash 15 hellip

8061581 при minn = 125

hellip125 ndash 2 ndash 315 ndash 5 ndash hellip ndash 8 ndash 125 ndash 20 ndash 315 hellip

44

ПРИЛОЖЕНИЕ Б

Распечатка исходных данных и результатов расчета

шестерен коробки подач

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ1 BSV

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y=037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 20289 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 170

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 164

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 124

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 096

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 143

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 105

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ2 BSV

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 142

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 131

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 104

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 076

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 3389 S = 1130

45

Продолжение приложения Б

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 120

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 084

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ3 BSV

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 123

А= 0102 С = 120 L = 1

R= 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 072

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБ НОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 079

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ4 BSV

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 108

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 063

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

46

Окончание приложения Б

G = 10 F = 225 U = 138

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 069

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ5 BSV

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 175

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 106

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 128

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 061

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U= 4

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 147

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 067

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

47

ПРИЛОЖЕНИЕ В

Распечатка исходных данных и результатов расчета II вала коробки подач

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

С = 2250 Q = 102 В = 775

М (0) = 10000000 L (0) = 0 Fl (0) = 0 F2 (0) = 157

М (1) = 48 L (1) = 24 Fl (1) = 0 F2 (1) = 157

М (2) = 5 L (2) = 135 Fl (2) = 0785 F2 (2) = 2355

М (3) = 10000000 L (3) = 0 Fl (3) = 0 F2 (3) = 157

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЁТА

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

VAL2 BSS

G (0) = 75761 В1 (0) = 122849

L1 (0) = -133882 М1 (0) = 225065

U (0) = -286321 М2 (0) = 81749

G (1) = 58586 В1 (1) = -2023

L1 (1)=0 М1 (1) = 140606

U (1) = 0 М2 (1) = -4855

S (0) = 316076 Р (0) = 37131 А (0) = 168

S (1) = 0 Р (1) = 194855 А(1) = 135

S (2) = 239451 Р (2) = 308716 А (2) = 158

S (3) = 140690 Р (3) = 240338 А (3) = 145

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

48

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1 Киреев Г И Комплексный расчет коробок скоростей металлорежущих

станков на ЕС ndash ЭВМ методические указания по курсовому и дипломному

проектированию для студентов специальности 0501 Часть 1 Г И Киреев ndash

Ульяновск УлПИ 1984 ndash 43 с

2 Металлорежущие станки и автоматы учебник для машинострои ndash

тельных втузов под ред А С Проникова ndash М Машиностроение 1981 ndash

479 с

3 Тарзиманов Г А Проектирование металлорежущих станков ГА

Тарзиманов ndash М Машиностроение 1980 ndash 288 с

4 Тепинкичиев В К Металлорежущие станки В К Тепинкичиев ndash М

Машиностроение 1973 ndash 472 с

5 Металлорежущие станки учебник для машиностроительных вузов

под ред В Э Пуша ndash М Машиностроение 1985 ndash 575 с

6 Металлорежущие системы машиностроительных производств учебное

пособие для студентов техн вузов О В Таратынов Г Г Земсков И М

Таратынова ndash М Высш шк 1988 ndash 464 с

7 Кузнецов М М Проектирование автоматизированного производствен ndash

ного оборудования учебное пособие для вузов М М Кузнецов В А Усов

К С Стародубов ndash М Машиностроение 1987 ndash 288 с

8 Орликов М Л Металлорежущие станки курсовое и дипломное

проектирование М Л Орликов И Г Федоренко В Н Шишкин ndash Киев

Высш шк1987 ndash 152 с

9 ГОСТ 2701 ndash 76 Схемы Виды и типы Общие требования к

выполнению ndash М Изд ndash во стандартов 1976 ndash 12 с

10 ГОСТ 2703 ndash 88 Правила выполнения кинематических схем ndash М

Изд ndash во стандартов 1988 ndash 7 с

11 Пуш В Э Конструирование металлорежущих станков В Э Пуш ndash

М Машиностроение 1977 ndash 380 с

12 Каминская В В Станины и корпусные детали металлорежущих

станков В В Каминская З М Левиеа Д Н Решетов ndash М Машгиз 1960 ndash

362 с

13 Курсовое проектирование деталей машин справочное пособие часть I

и II А В Кузьмин И Н Макейчик Ф В Калачѐв и др ndash Минск Высш шк

1982 ndash 584 с

14 Анурьев В И Справочник конструктора ndash машиностроителя Т2

В И Анурьев ndash М Машиностроение 1982 ndash 584 с

15 Чернин И М Расчѐты деталей машин справочник И М Чернин

А В Кузьмин Г М Ицкевич ndash Минск Высш шк 1978 ndash 592 с

16 Детали и механизмы металлорежущих станков Т2 под общ ред

Д Н Решетова ndash М Машиностроение 1972 ndash 405 с

49

17 Серенсен С В Валы и оси Конструирование и расчет С В Серенсен

и др ndash М Машиностроение 1970 ndash 312 с

18 СТ СЭВ 185 ndash 75 Геометрические характеристики шлицевых

прямозубых соединений ndash М Изд ndash во стандартов 1975

19 СТ СЭВ 189 ndash 76 и СТ СЭВ 189 ndash 77 Размеры призматических

шпонок ndash М Изд ndash во стандартов 1976

20 Зубенко В Л Методические разработки к курсовому проектированию

по металлорежущим станкам В Л Зубенко М Я Цлаф ndash Куйбышев КПтИ

1978 ndash 32 с

21 Справочник металлиста В 5 т Т1 под общ ред С А Чернавского и

В Ф Рещикова ndash М Машиностроение 1976 ndash 768 с

22 Сена Л А Единицы физических величин и их размерности учебно-

справочное руководство ЛА Сена ndash 3-е изд перераб и доп ndash М Наука

Гл ред физ-мат лит 1988 ndash 432 с

23 Кочергин А И Конструирование и расчет металлорежущих станков и

станочных комплексов Курсовое проектирование учебное пособие для вузов

А И Кочергин ndash Минск Высш шк 1991 ndash 382 с

Учебное издание

РАСЧЕТ ПРИВОДОВ ПОДАЧ

МЕТАЛЛОРЕЖУЩИХ СТАНКОВ

Методические указания по курсовому

и дипломному проектированию

Составители Шестернинов Александр Владимирович

Горшков Геннадий Михайлович

Редактор НАЕвдокимова

Подписано в печать 30082007 Формат 60times8416 Услпечл302

Тираж 150 экз Заказ

Ульяновский государственный технический университет

432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Типография УлГТУ 432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Page 39: Расчет приводов подач металлорежущих станков. Методичка

40

Окончание табл 310

1 2 3 4

L(I) li см Расстояние между опорой II и

точкой приложения силы Pi

М1(0)

M X 0

Н∙см

Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquo0raquo

М1(1) M X1 Н∙см Изгибающий момент в

горизонтальной плоскости в

сечении laquoIraquo

М2(0)

MY0

Н∙см

Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIIraquo

М2(1) MY1 Н∙см Изгибающий момент в

вертикальной плоскости в

сечении laquoIraquo

S(0) M I Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре I

S(1)

M II Н∙см Суммарный изгибающий

момент в опоре II

S(2) M 0 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquo0raquo

S(3)

M1 Н∙см Суммарный изгибающий

момент в сечении laquoIraquo

P(0)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре I

P(1)

IIпрМ Н∙см Приведѐнный момент в опоре II

P(2) 0прМ Н∙см Приведѐнный момент

в сечении laquo0raquo

P(3)

IпрМ Н∙см Приведѐнный момент в

сечении laquoIraquo

A(0)

d I см Диаметр вала в опоре I

A(1)

d II см Диаметр вала в опоре II

A(2)

d0 см Диаметр вала в сечении laquo0raquo

A(3)

d1 см Диаметр вала в сечении laquoIraquo

41

P ndash расчетная нагрузка подшипника Н

C ndash динамическая грузоподъемность подшипника указанная в катало ndash

ге Н

ndash коэффициент (для шарикоподшипников = 3 для роликоподшип ndash

ников = 333)

Данная формула справедлива при n ge 10 обмин При n = 1 divide 10 обмин

расчет ведут по n = 10 обмин При n lt 1 обмин действующую нагрузку

рассматривают как статическую

Расчетный срок службы подшипника в часах выражается зависимостью

LL

nh

10

60

6

Задавшись Lh (для металлорежущих станков обычно Lh = 12000divide20000 ч)

из данной формулы определяют L затем вычислив P (см ниже) и зная

находят C После того ориентируясь на желаемые габариты и прежде всего на

диаметр шейки вала где должен быть установлен подшипник подбирают по

каталогу 21 наиболее близкий по величине C типоразмер подшипника

Расчетную нагрузку подшипника определяют по формуле

P X V F Y F K Kr a T ( )

где Fr ndash радиальная нагрузка Н

Fa ndash осевая нагрузка Н

X ndash безразмерный коэффициент радиальной нагрузки

Y ndash безразмерный коэффициент вращения (при вращении внутреннего

кольца V = 1 при вращении наружного ndash V = 12)

K ndash безразмерный коэффициент безопасности (для токарных станков

K = 1 ndash 12 для фрезерных ndash K = 13 ndash 18)

KT ndash безразмерный температурный коэффициент (при работе до 1250С

KT = 105)

В коробках подач обычно используют прямозубые колеса поэтому

формула для определения расчетной нагрузки без учета осевых сил примет

вид (при Fa = 0 X =1)

P V F K Kr T

Величина радиальной нагрузки подсчитывается по формуле

F R Rr Xi Yi 2 2

где RXi RYi ndash наибольшие по величине опорные реакции определяемые при

расчете вала (см приложение 3 соответственно G(0) B1(0) или G(1) B1(1))

42

Проведем подбор подшипников для II вала привода в рассматриваемом

примере Из распечатки результатов расчета вала выписываем наибольшие

опорные реакции G(0) = 7566 Н B1(0) = 12285 Н и определяем

Fr 757 6 1228 5 1443 32 2 Н

Для определения расчетной нагрузки принимаем V =1 K = 12 KT = 105

тогда P = 1∙14433∙12∙105 = 18188 Н Определяем L при известной частоте

вращения n = 45 обмин (см табл 31) и задавшись hL = 2000 ч

5410

456020000

10

6066

nhL

L млн оборотов

Динамическая грузоподъемность 868735461818 3 LPC Н

По расчетному значению C приняв диаметр шейки вала шd = 17 мм

(см приложение Б) выбираем по каталогу [21] подшипник 203 с

динамической грузоподъемностью C = 7520 Н

Выбор геометрических характеристик шлицевых валов [17 18 21 и др]

можно производить по ранее рассчитываемому на ЭВМ наибольшему

диаметру сплошного вала Желательно затем произвести проверочный расчет

шлицевого соединения по напряжениям смятия [14 21 и др]

При выборе и расчете шпоночных соединений следует использовать

работы [13 divide 15 21 и др] Сечение шпонки подбирают по диаметру вала

длину ndash обычно на 5 ndash 10 мм короче ступицы закрепляемой детали соедине ndash

ние проверяют на смятие

43

ПРИЛОЖЕНИЕ А

Нормальный ряд чисел в станкостроении (нормаль HII - I) со

знаменателем =106

1 ndash 106 ndash 112 ndash 118 ndash 125 ndash 132 ndash 14 ndash 15 ndash 16 ndash 17 ndash 18 ndash 19 ndash 2 ndash 212 ndash

225 ndash 235 ndash 25 ndash 265 ndash 28 ndash 3 ndash 315 ndash 335 ndash 355 ndash 375 ndash 4 ndash 425 ndash 45 ndash 475

ndash 5 ndash 53 ndash 56 ndash 6 ndash 63 ndash 67 ndash 71 ndash 75 ndash 8 ndash 85 ndash 9 ndash 95 ndash 10

Примечания

1 Числа высшего порядка получаются умножением или делением чисел нор-

мального ряда на 10 100 1000hellip

Например

01 ndash 0106 ndash 0112 hellip 10 ndash 106 ndash 112 hellip 100 ndash 106 ndash 112 hellip

2 Числа геометрического ряда с gt 106 образуются из ряда с = 106 по

зависимости вида

U i106

112 1062 141 1066 178 10610

126 1064 158 1068 2 10612

3 Образование нормального ряда чисел с заданным = 106 производится

путем выписывания каждого (i + 1) числа из которых с = 106 начиная с

минимального ndash заданного

Например

126 1064 при minn = 112

hellip112 ndash 14 ndash 18 ndash 225 ndash hellip ndash 9 ndash 95 ndash 10 ndash 106 hellip

6061411 при minn = 132

hellip132 ndash 19 ndash 265 ndash 375 ndash hellipndash 53 ndash 75 ndash 106 ndash 15 hellip

8061581 при minn = 125

hellip125 ndash 2 ndash 315 ndash 5 ndash hellip ndash 8 ndash 125 ndash 20 ndash 315 hellip

44

ПРИЛОЖЕНИЕ Б

Распечатка исходных данных и результатов расчета

шестерен коробки подач

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ1 BSV

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y=037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 20289 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 170

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 164

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 124

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 096

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 143

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 105

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ2 BSV

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 142

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 131

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 104

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 076

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 3389 S = 1130

45

Продолжение приложения Б

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 120

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 084

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ3 BSV

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 123

А= 0102 С = 120 L = 1

R= 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 072

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБ НОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 079

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ4 BSV

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 108

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 063

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

46

Окончание приложения Б

G = 10 F = 225 U = 138

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 069

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ5 BSV

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 175

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 106

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 128

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 061

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U= 4

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 147

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 067

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

47

ПРИЛОЖЕНИЕ В

Распечатка исходных данных и результатов расчета II вала коробки подач

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

С = 2250 Q = 102 В = 775

М (0) = 10000000 L (0) = 0 Fl (0) = 0 F2 (0) = 157

М (1) = 48 L (1) = 24 Fl (1) = 0 F2 (1) = 157

М (2) = 5 L (2) = 135 Fl (2) = 0785 F2 (2) = 2355

М (3) = 10000000 L (3) = 0 Fl (3) = 0 F2 (3) = 157

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЁТА

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

VAL2 BSS

G (0) = 75761 В1 (0) = 122849

L1 (0) = -133882 М1 (0) = 225065

U (0) = -286321 М2 (0) = 81749

G (1) = 58586 В1 (1) = -2023

L1 (1)=0 М1 (1) = 140606

U (1) = 0 М2 (1) = -4855

S (0) = 316076 Р (0) = 37131 А (0) = 168

S (1) = 0 Р (1) = 194855 А(1) = 135

S (2) = 239451 Р (2) = 308716 А (2) = 158

S (3) = 140690 Р (3) = 240338 А (3) = 145

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

48

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1 Киреев Г И Комплексный расчет коробок скоростей металлорежущих

станков на ЕС ndash ЭВМ методические указания по курсовому и дипломному

проектированию для студентов специальности 0501 Часть 1 Г И Киреев ndash

Ульяновск УлПИ 1984 ndash 43 с

2 Металлорежущие станки и автоматы учебник для машинострои ndash

тельных втузов под ред А С Проникова ndash М Машиностроение 1981 ndash

479 с

3 Тарзиманов Г А Проектирование металлорежущих станков ГА

Тарзиманов ndash М Машиностроение 1980 ndash 288 с

4 Тепинкичиев В К Металлорежущие станки В К Тепинкичиев ndash М

Машиностроение 1973 ndash 472 с

5 Металлорежущие станки учебник для машиностроительных вузов

под ред В Э Пуша ndash М Машиностроение 1985 ndash 575 с

6 Металлорежущие системы машиностроительных производств учебное

пособие для студентов техн вузов О В Таратынов Г Г Земсков И М

Таратынова ndash М Высш шк 1988 ndash 464 с

7 Кузнецов М М Проектирование автоматизированного производствен ndash

ного оборудования учебное пособие для вузов М М Кузнецов В А Усов

К С Стародубов ndash М Машиностроение 1987 ndash 288 с

8 Орликов М Л Металлорежущие станки курсовое и дипломное

проектирование М Л Орликов И Г Федоренко В Н Шишкин ndash Киев

Высш шк1987 ndash 152 с

9 ГОСТ 2701 ndash 76 Схемы Виды и типы Общие требования к

выполнению ndash М Изд ndash во стандартов 1976 ndash 12 с

10 ГОСТ 2703 ndash 88 Правила выполнения кинематических схем ndash М

Изд ndash во стандартов 1988 ndash 7 с

11 Пуш В Э Конструирование металлорежущих станков В Э Пуш ndash

М Машиностроение 1977 ndash 380 с

12 Каминская В В Станины и корпусные детали металлорежущих

станков В В Каминская З М Левиеа Д Н Решетов ndash М Машгиз 1960 ndash

362 с

13 Курсовое проектирование деталей машин справочное пособие часть I

и II А В Кузьмин И Н Макейчик Ф В Калачѐв и др ndash Минск Высш шк

1982 ndash 584 с

14 Анурьев В И Справочник конструктора ndash машиностроителя Т2

В И Анурьев ndash М Машиностроение 1982 ndash 584 с

15 Чернин И М Расчѐты деталей машин справочник И М Чернин

А В Кузьмин Г М Ицкевич ndash Минск Высш шк 1978 ndash 592 с

16 Детали и механизмы металлорежущих станков Т2 под общ ред

Д Н Решетова ndash М Машиностроение 1972 ndash 405 с

49

17 Серенсен С В Валы и оси Конструирование и расчет С В Серенсен

и др ndash М Машиностроение 1970 ndash 312 с

18 СТ СЭВ 185 ndash 75 Геометрические характеристики шлицевых

прямозубых соединений ndash М Изд ndash во стандартов 1975

19 СТ СЭВ 189 ndash 76 и СТ СЭВ 189 ndash 77 Размеры призматических

шпонок ndash М Изд ndash во стандартов 1976

20 Зубенко В Л Методические разработки к курсовому проектированию

по металлорежущим станкам В Л Зубенко М Я Цлаф ndash Куйбышев КПтИ

1978 ndash 32 с

21 Справочник металлиста В 5 т Т1 под общ ред С А Чернавского и

В Ф Рещикова ndash М Машиностроение 1976 ndash 768 с

22 Сена Л А Единицы физических величин и их размерности учебно-

справочное руководство ЛА Сена ndash 3-е изд перераб и доп ndash М Наука

Гл ред физ-мат лит 1988 ndash 432 с

23 Кочергин А И Конструирование и расчет металлорежущих станков и

станочных комплексов Курсовое проектирование учебное пособие для вузов

А И Кочергин ndash Минск Высш шк 1991 ndash 382 с

Учебное издание

РАСЧЕТ ПРИВОДОВ ПОДАЧ

МЕТАЛЛОРЕЖУЩИХ СТАНКОВ

Методические указания по курсовому

и дипломному проектированию

Составители Шестернинов Александр Владимирович

Горшков Геннадий Михайлович

Редактор НАЕвдокимова

Подписано в печать 30082007 Формат 60times8416 Услпечл302

Тираж 150 экз Заказ

Ульяновский государственный технический университет

432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Типография УлГТУ 432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Page 40: Расчет приводов подач металлорежущих станков. Методичка

41

P ndash расчетная нагрузка подшипника Н

C ndash динамическая грузоподъемность подшипника указанная в катало ndash

ге Н

ndash коэффициент (для шарикоподшипников = 3 для роликоподшип ndash

ников = 333)

Данная формула справедлива при n ge 10 обмин При n = 1 divide 10 обмин

расчет ведут по n = 10 обмин При n lt 1 обмин действующую нагрузку

рассматривают как статическую

Расчетный срок службы подшипника в часах выражается зависимостью

LL

nh

10

60

6

Задавшись Lh (для металлорежущих станков обычно Lh = 12000divide20000 ч)

из данной формулы определяют L затем вычислив P (см ниже) и зная

находят C После того ориентируясь на желаемые габариты и прежде всего на

диаметр шейки вала где должен быть установлен подшипник подбирают по

каталогу 21 наиболее близкий по величине C типоразмер подшипника

Расчетную нагрузку подшипника определяют по формуле

P X V F Y F K Kr a T ( )

где Fr ndash радиальная нагрузка Н

Fa ndash осевая нагрузка Н

X ndash безразмерный коэффициент радиальной нагрузки

Y ndash безразмерный коэффициент вращения (при вращении внутреннего

кольца V = 1 при вращении наружного ndash V = 12)

K ndash безразмерный коэффициент безопасности (для токарных станков

K = 1 ndash 12 для фрезерных ndash K = 13 ndash 18)

KT ndash безразмерный температурный коэффициент (при работе до 1250С

KT = 105)

В коробках подач обычно используют прямозубые колеса поэтому

формула для определения расчетной нагрузки без учета осевых сил примет

вид (при Fa = 0 X =1)

P V F K Kr T

Величина радиальной нагрузки подсчитывается по формуле

F R Rr Xi Yi 2 2

где RXi RYi ndash наибольшие по величине опорные реакции определяемые при

расчете вала (см приложение 3 соответственно G(0) B1(0) или G(1) B1(1))

42

Проведем подбор подшипников для II вала привода в рассматриваемом

примере Из распечатки результатов расчета вала выписываем наибольшие

опорные реакции G(0) = 7566 Н B1(0) = 12285 Н и определяем

Fr 757 6 1228 5 1443 32 2 Н

Для определения расчетной нагрузки принимаем V =1 K = 12 KT = 105

тогда P = 1∙14433∙12∙105 = 18188 Н Определяем L при известной частоте

вращения n = 45 обмин (см табл 31) и задавшись hL = 2000 ч

5410

456020000

10

6066

nhL

L млн оборотов

Динамическая грузоподъемность 868735461818 3 LPC Н

По расчетному значению C приняв диаметр шейки вала шd = 17 мм

(см приложение Б) выбираем по каталогу [21] подшипник 203 с

динамической грузоподъемностью C = 7520 Н

Выбор геометрических характеристик шлицевых валов [17 18 21 и др]

можно производить по ранее рассчитываемому на ЭВМ наибольшему

диаметру сплошного вала Желательно затем произвести проверочный расчет

шлицевого соединения по напряжениям смятия [14 21 и др]

При выборе и расчете шпоночных соединений следует использовать

работы [13 divide 15 21 и др] Сечение шпонки подбирают по диаметру вала

длину ndash обычно на 5 ndash 10 мм короче ступицы закрепляемой детали соедине ndash

ние проверяют на смятие

43

ПРИЛОЖЕНИЕ А

Нормальный ряд чисел в станкостроении (нормаль HII - I) со

знаменателем =106

1 ndash 106 ndash 112 ndash 118 ndash 125 ndash 132 ndash 14 ndash 15 ndash 16 ndash 17 ndash 18 ndash 19 ndash 2 ndash 212 ndash

225 ndash 235 ndash 25 ndash 265 ndash 28 ndash 3 ndash 315 ndash 335 ndash 355 ndash 375 ndash 4 ndash 425 ndash 45 ndash 475

ndash 5 ndash 53 ndash 56 ndash 6 ndash 63 ndash 67 ndash 71 ndash 75 ndash 8 ndash 85 ndash 9 ndash 95 ndash 10

Примечания

1 Числа высшего порядка получаются умножением или делением чисел нор-

мального ряда на 10 100 1000hellip

Например

01 ndash 0106 ndash 0112 hellip 10 ndash 106 ndash 112 hellip 100 ndash 106 ndash 112 hellip

2 Числа геометрического ряда с gt 106 образуются из ряда с = 106 по

зависимости вида

U i106

112 1062 141 1066 178 10610

126 1064 158 1068 2 10612

3 Образование нормального ряда чисел с заданным = 106 производится

путем выписывания каждого (i + 1) числа из которых с = 106 начиная с

минимального ndash заданного

Например

126 1064 при minn = 112

hellip112 ndash 14 ndash 18 ndash 225 ndash hellip ndash 9 ndash 95 ndash 10 ndash 106 hellip

6061411 при minn = 132

hellip132 ndash 19 ndash 265 ndash 375 ndash hellipndash 53 ndash 75 ndash 106 ndash 15 hellip

8061581 при minn = 125

hellip125 ndash 2 ndash 315 ndash 5 ndash hellip ndash 8 ndash 125 ndash 20 ndash 315 hellip

44

ПРИЛОЖЕНИЕ Б

Распечатка исходных данных и результатов расчета

шестерен коробки подач

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ1 BSV

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y=037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 20289 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 170

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 164

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 124

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 096

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 143

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 105

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ2 BSV

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 142

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 131

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 104

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 076

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 3389 S = 1130

45

Продолжение приложения Б

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 120

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 084

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ3 BSV

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 123

А= 0102 С = 120 L = 1

R= 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 072

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБ НОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 079

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ4 BSV

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 108

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 063

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

46

Окончание приложения Б

G = 10 F = 225 U = 138

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 069

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ5 BSV

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 175

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 106

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 128

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 061

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U= 4

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 147

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 067

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

47

ПРИЛОЖЕНИЕ В

Распечатка исходных данных и результатов расчета II вала коробки подач

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

С = 2250 Q = 102 В = 775

М (0) = 10000000 L (0) = 0 Fl (0) = 0 F2 (0) = 157

М (1) = 48 L (1) = 24 Fl (1) = 0 F2 (1) = 157

М (2) = 5 L (2) = 135 Fl (2) = 0785 F2 (2) = 2355

М (3) = 10000000 L (3) = 0 Fl (3) = 0 F2 (3) = 157

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЁТА

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

VAL2 BSS

G (0) = 75761 В1 (0) = 122849

L1 (0) = -133882 М1 (0) = 225065

U (0) = -286321 М2 (0) = 81749

G (1) = 58586 В1 (1) = -2023

L1 (1)=0 М1 (1) = 140606

U (1) = 0 М2 (1) = -4855

S (0) = 316076 Р (0) = 37131 А (0) = 168

S (1) = 0 Р (1) = 194855 А(1) = 135

S (2) = 239451 Р (2) = 308716 А (2) = 158

S (3) = 140690 Р (3) = 240338 А (3) = 145

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

48

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1 Киреев Г И Комплексный расчет коробок скоростей металлорежущих

станков на ЕС ndash ЭВМ методические указания по курсовому и дипломному

проектированию для студентов специальности 0501 Часть 1 Г И Киреев ndash

Ульяновск УлПИ 1984 ndash 43 с

2 Металлорежущие станки и автоматы учебник для машинострои ndash

тельных втузов под ред А С Проникова ndash М Машиностроение 1981 ndash

479 с

3 Тарзиманов Г А Проектирование металлорежущих станков ГА

Тарзиманов ndash М Машиностроение 1980 ndash 288 с

4 Тепинкичиев В К Металлорежущие станки В К Тепинкичиев ndash М

Машиностроение 1973 ndash 472 с

5 Металлорежущие станки учебник для машиностроительных вузов

под ред В Э Пуша ndash М Машиностроение 1985 ndash 575 с

6 Металлорежущие системы машиностроительных производств учебное

пособие для студентов техн вузов О В Таратынов Г Г Земсков И М

Таратынова ndash М Высш шк 1988 ndash 464 с

7 Кузнецов М М Проектирование автоматизированного производствен ndash

ного оборудования учебное пособие для вузов М М Кузнецов В А Усов

К С Стародубов ndash М Машиностроение 1987 ndash 288 с

8 Орликов М Л Металлорежущие станки курсовое и дипломное

проектирование М Л Орликов И Г Федоренко В Н Шишкин ndash Киев

Высш шк1987 ndash 152 с

9 ГОСТ 2701 ndash 76 Схемы Виды и типы Общие требования к

выполнению ndash М Изд ndash во стандартов 1976 ndash 12 с

10 ГОСТ 2703 ndash 88 Правила выполнения кинематических схем ndash М

Изд ndash во стандартов 1988 ndash 7 с

11 Пуш В Э Конструирование металлорежущих станков В Э Пуш ndash

М Машиностроение 1977 ndash 380 с

12 Каминская В В Станины и корпусные детали металлорежущих

станков В В Каминская З М Левиеа Д Н Решетов ndash М Машгиз 1960 ndash

362 с

13 Курсовое проектирование деталей машин справочное пособие часть I

и II А В Кузьмин И Н Макейчик Ф В Калачѐв и др ndash Минск Высш шк

1982 ndash 584 с

14 Анурьев В И Справочник конструктора ndash машиностроителя Т2

В И Анурьев ndash М Машиностроение 1982 ndash 584 с

15 Чернин И М Расчѐты деталей машин справочник И М Чернин

А В Кузьмин Г М Ицкевич ndash Минск Высш шк 1978 ndash 592 с

16 Детали и механизмы металлорежущих станков Т2 под общ ред

Д Н Решетова ndash М Машиностроение 1972 ndash 405 с

49

17 Серенсен С В Валы и оси Конструирование и расчет С В Серенсен

и др ndash М Машиностроение 1970 ndash 312 с

18 СТ СЭВ 185 ndash 75 Геометрические характеристики шлицевых

прямозубых соединений ndash М Изд ndash во стандартов 1975

19 СТ СЭВ 189 ndash 76 и СТ СЭВ 189 ndash 77 Размеры призматических

шпонок ndash М Изд ndash во стандартов 1976

20 Зубенко В Л Методические разработки к курсовому проектированию

по металлорежущим станкам В Л Зубенко М Я Цлаф ndash Куйбышев КПтИ

1978 ndash 32 с

21 Справочник металлиста В 5 т Т1 под общ ред С А Чернавского и

В Ф Рещикова ndash М Машиностроение 1976 ndash 768 с

22 Сена Л А Единицы физических величин и их размерности учебно-

справочное руководство ЛА Сена ndash 3-е изд перераб и доп ndash М Наука

Гл ред физ-мат лит 1988 ndash 432 с

23 Кочергин А И Конструирование и расчет металлорежущих станков и

станочных комплексов Курсовое проектирование учебное пособие для вузов

А И Кочергин ndash Минск Высш шк 1991 ndash 382 с

Учебное издание

РАСЧЕТ ПРИВОДОВ ПОДАЧ

МЕТАЛЛОРЕЖУЩИХ СТАНКОВ

Методические указания по курсовому

и дипломному проектированию

Составители Шестернинов Александр Владимирович

Горшков Геннадий Михайлович

Редактор НАЕвдокимова

Подписано в печать 30082007 Формат 60times8416 Услпечл302

Тираж 150 экз Заказ

Ульяновский государственный технический университет

432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Типография УлГТУ 432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Page 41: Расчет приводов подач металлорежущих станков. Методичка

42

Проведем подбор подшипников для II вала привода в рассматриваемом

примере Из распечатки результатов расчета вала выписываем наибольшие

опорные реакции G(0) = 7566 Н B1(0) = 12285 Н и определяем

Fr 757 6 1228 5 1443 32 2 Н

Для определения расчетной нагрузки принимаем V =1 K = 12 KT = 105

тогда P = 1∙14433∙12∙105 = 18188 Н Определяем L при известной частоте

вращения n = 45 обмин (см табл 31) и задавшись hL = 2000 ч

5410

456020000

10

6066

nhL

L млн оборотов

Динамическая грузоподъемность 868735461818 3 LPC Н

По расчетному значению C приняв диаметр шейки вала шd = 17 мм

(см приложение Б) выбираем по каталогу [21] подшипник 203 с

динамической грузоподъемностью C = 7520 Н

Выбор геометрических характеристик шлицевых валов [17 18 21 и др]

можно производить по ранее рассчитываемому на ЭВМ наибольшему

диаметру сплошного вала Желательно затем произвести проверочный расчет

шлицевого соединения по напряжениям смятия [14 21 и др]

При выборе и расчете шпоночных соединений следует использовать

работы [13 divide 15 21 и др] Сечение шпонки подбирают по диаметру вала

длину ndash обычно на 5 ndash 10 мм короче ступицы закрепляемой детали соедине ndash

ние проверяют на смятие

43

ПРИЛОЖЕНИЕ А

Нормальный ряд чисел в станкостроении (нормаль HII - I) со

знаменателем =106

1 ndash 106 ndash 112 ndash 118 ndash 125 ndash 132 ndash 14 ndash 15 ndash 16 ndash 17 ndash 18 ndash 19 ndash 2 ndash 212 ndash

225 ndash 235 ndash 25 ndash 265 ndash 28 ndash 3 ndash 315 ndash 335 ndash 355 ndash 375 ndash 4 ndash 425 ndash 45 ndash 475

ndash 5 ndash 53 ndash 56 ndash 6 ndash 63 ndash 67 ndash 71 ndash 75 ndash 8 ndash 85 ndash 9 ndash 95 ndash 10

Примечания

1 Числа высшего порядка получаются умножением или делением чисел нор-

мального ряда на 10 100 1000hellip

Например

01 ndash 0106 ndash 0112 hellip 10 ndash 106 ndash 112 hellip 100 ndash 106 ndash 112 hellip

2 Числа геометрического ряда с gt 106 образуются из ряда с = 106 по

зависимости вида

U i106

112 1062 141 1066 178 10610

126 1064 158 1068 2 10612

3 Образование нормального ряда чисел с заданным = 106 производится

путем выписывания каждого (i + 1) числа из которых с = 106 начиная с

минимального ndash заданного

Например

126 1064 при minn = 112

hellip112 ndash 14 ndash 18 ndash 225 ndash hellip ndash 9 ndash 95 ndash 10 ndash 106 hellip

6061411 при minn = 132

hellip132 ndash 19 ndash 265 ndash 375 ndash hellipndash 53 ndash 75 ndash 106 ndash 15 hellip

8061581 при minn = 125

hellip125 ndash 2 ndash 315 ndash 5 ndash hellip ndash 8 ndash 125 ndash 20 ndash 315 hellip

44

ПРИЛОЖЕНИЕ Б

Распечатка исходных данных и результатов расчета

шестерен коробки подач

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ1 BSV

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y=037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 20289 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 170

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 164

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 124

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 096

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 143

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 105

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ2 BSV

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 142

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 131

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 104

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 076

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 3389 S = 1130

45

Продолжение приложения Б

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 120

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 084

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ3 BSV

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 123

А= 0102 С = 120 L = 1

R= 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 072

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБ НОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 079

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ4 BSV

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 108

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 063

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

46

Окончание приложения Б

G = 10 F = 225 U = 138

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 069

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ5 BSV

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 175

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 106

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 128

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 061

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U= 4

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 147

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 067

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

47

ПРИЛОЖЕНИЕ В

Распечатка исходных данных и результатов расчета II вала коробки подач

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

С = 2250 Q = 102 В = 775

М (0) = 10000000 L (0) = 0 Fl (0) = 0 F2 (0) = 157

М (1) = 48 L (1) = 24 Fl (1) = 0 F2 (1) = 157

М (2) = 5 L (2) = 135 Fl (2) = 0785 F2 (2) = 2355

М (3) = 10000000 L (3) = 0 Fl (3) = 0 F2 (3) = 157

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЁТА

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

VAL2 BSS

G (0) = 75761 В1 (0) = 122849

L1 (0) = -133882 М1 (0) = 225065

U (0) = -286321 М2 (0) = 81749

G (1) = 58586 В1 (1) = -2023

L1 (1)=0 М1 (1) = 140606

U (1) = 0 М2 (1) = -4855

S (0) = 316076 Р (0) = 37131 А (0) = 168

S (1) = 0 Р (1) = 194855 А(1) = 135

S (2) = 239451 Р (2) = 308716 А (2) = 158

S (3) = 140690 Р (3) = 240338 А (3) = 145

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

48

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1 Киреев Г И Комплексный расчет коробок скоростей металлорежущих

станков на ЕС ndash ЭВМ методические указания по курсовому и дипломному

проектированию для студентов специальности 0501 Часть 1 Г И Киреев ndash

Ульяновск УлПИ 1984 ndash 43 с

2 Металлорежущие станки и автоматы учебник для машинострои ndash

тельных втузов под ред А С Проникова ndash М Машиностроение 1981 ndash

479 с

3 Тарзиманов Г А Проектирование металлорежущих станков ГА

Тарзиманов ndash М Машиностроение 1980 ndash 288 с

4 Тепинкичиев В К Металлорежущие станки В К Тепинкичиев ndash М

Машиностроение 1973 ndash 472 с

5 Металлорежущие станки учебник для машиностроительных вузов

под ред В Э Пуша ndash М Машиностроение 1985 ndash 575 с

6 Металлорежущие системы машиностроительных производств учебное

пособие для студентов техн вузов О В Таратынов Г Г Земсков И М

Таратынова ndash М Высш шк 1988 ndash 464 с

7 Кузнецов М М Проектирование автоматизированного производствен ndash

ного оборудования учебное пособие для вузов М М Кузнецов В А Усов

К С Стародубов ndash М Машиностроение 1987 ndash 288 с

8 Орликов М Л Металлорежущие станки курсовое и дипломное

проектирование М Л Орликов И Г Федоренко В Н Шишкин ndash Киев

Высш шк1987 ndash 152 с

9 ГОСТ 2701 ndash 76 Схемы Виды и типы Общие требования к

выполнению ndash М Изд ndash во стандартов 1976 ndash 12 с

10 ГОСТ 2703 ndash 88 Правила выполнения кинематических схем ndash М

Изд ndash во стандартов 1988 ndash 7 с

11 Пуш В Э Конструирование металлорежущих станков В Э Пуш ndash

М Машиностроение 1977 ndash 380 с

12 Каминская В В Станины и корпусные детали металлорежущих

станков В В Каминская З М Левиеа Д Н Решетов ndash М Машгиз 1960 ndash

362 с

13 Курсовое проектирование деталей машин справочное пособие часть I

и II А В Кузьмин И Н Макейчик Ф В Калачѐв и др ndash Минск Высш шк

1982 ndash 584 с

14 Анурьев В И Справочник конструктора ndash машиностроителя Т2

В И Анурьев ndash М Машиностроение 1982 ndash 584 с

15 Чернин И М Расчѐты деталей машин справочник И М Чернин

А В Кузьмин Г М Ицкевич ndash Минск Высш шк 1978 ndash 592 с

16 Детали и механизмы металлорежущих станков Т2 под общ ред

Д Н Решетова ndash М Машиностроение 1972 ndash 405 с

49

17 Серенсен С В Валы и оси Конструирование и расчет С В Серенсен

и др ndash М Машиностроение 1970 ndash 312 с

18 СТ СЭВ 185 ndash 75 Геометрические характеристики шлицевых

прямозубых соединений ndash М Изд ndash во стандартов 1975

19 СТ СЭВ 189 ndash 76 и СТ СЭВ 189 ndash 77 Размеры призматических

шпонок ndash М Изд ndash во стандартов 1976

20 Зубенко В Л Методические разработки к курсовому проектированию

по металлорежущим станкам В Л Зубенко М Я Цлаф ndash Куйбышев КПтИ

1978 ndash 32 с

21 Справочник металлиста В 5 т Т1 под общ ред С А Чернавского и

В Ф Рещикова ndash М Машиностроение 1976 ndash 768 с

22 Сена Л А Единицы физических величин и их размерности учебно-

справочное руководство ЛА Сена ndash 3-е изд перераб и доп ndash М Наука

Гл ред физ-мат лит 1988 ndash 432 с

23 Кочергин А И Конструирование и расчет металлорежущих станков и

станочных комплексов Курсовое проектирование учебное пособие для вузов

А И Кочергин ndash Минск Высш шк 1991 ndash 382 с

Учебное издание

РАСЧЕТ ПРИВОДОВ ПОДАЧ

МЕТАЛЛОРЕЖУЩИХ СТАНКОВ

Методические указания по курсовому

и дипломному проектированию

Составители Шестернинов Александр Владимирович

Горшков Геннадий Михайлович

Редактор НАЕвдокимова

Подписано в печать 30082007 Формат 60times8416 Услпечл302

Тираж 150 экз Заказ

Ульяновский государственный технический университет

432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Типография УлГТУ 432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Page 42: Расчет приводов подач металлорежущих станков. Методичка

43

ПРИЛОЖЕНИЕ А

Нормальный ряд чисел в станкостроении (нормаль HII - I) со

знаменателем =106

1 ndash 106 ndash 112 ndash 118 ndash 125 ndash 132 ndash 14 ndash 15 ndash 16 ndash 17 ndash 18 ndash 19 ndash 2 ndash 212 ndash

225 ndash 235 ndash 25 ndash 265 ndash 28 ndash 3 ndash 315 ndash 335 ndash 355 ndash 375 ndash 4 ndash 425 ndash 45 ndash 475

ndash 5 ndash 53 ndash 56 ndash 6 ndash 63 ndash 67 ndash 71 ndash 75 ndash 8 ndash 85 ndash 9 ndash 95 ndash 10

Примечания

1 Числа высшего порядка получаются умножением или делением чисел нор-

мального ряда на 10 100 1000hellip

Например

01 ndash 0106 ndash 0112 hellip 10 ndash 106 ndash 112 hellip 100 ndash 106 ndash 112 hellip

2 Числа геометрического ряда с gt 106 образуются из ряда с = 106 по

зависимости вида

U i106

112 1062 141 1066 178 10610

126 1064 158 1068 2 10612

3 Образование нормального ряда чисел с заданным = 106 производится

путем выписывания каждого (i + 1) числа из которых с = 106 начиная с

минимального ndash заданного

Например

126 1064 при minn = 112

hellip112 ndash 14 ndash 18 ndash 225 ndash hellip ndash 9 ndash 95 ndash 10 ndash 106 hellip

6061411 при minn = 132

hellip132 ndash 19 ndash 265 ndash 375 ndash hellipndash 53 ndash 75 ndash 106 ndash 15 hellip

8061581 при minn = 125

hellip125 ndash 2 ndash 315 ndash 5 ndash hellip ndash 8 ndash 125 ndash 20 ndash 315 hellip

44

ПРИЛОЖЕНИЕ Б

Распечатка исходных данных и результатов расчета

шестерен коробки подач

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ1 BSV

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y=037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 20289 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 170

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 164

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 124

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 096

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 143

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 105

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ2 BSV

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 142

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 131

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 104

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 076

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 3389 S = 1130

45

Продолжение приложения Б

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 120

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 084

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ3 BSV

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 123

А= 0102 С = 120 L = 1

R= 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 072

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБ НОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 079

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ4 BSV

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 108

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 063

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

46

Окончание приложения Б

G = 10 F = 225 U = 138

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 069

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ5 BSV

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 175

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 106

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 128

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 061

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U= 4

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 147

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 067

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

47

ПРИЛОЖЕНИЕ В

Распечатка исходных данных и результатов расчета II вала коробки подач

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

С = 2250 Q = 102 В = 775

М (0) = 10000000 L (0) = 0 Fl (0) = 0 F2 (0) = 157

М (1) = 48 L (1) = 24 Fl (1) = 0 F2 (1) = 157

М (2) = 5 L (2) = 135 Fl (2) = 0785 F2 (2) = 2355

М (3) = 10000000 L (3) = 0 Fl (3) = 0 F2 (3) = 157

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЁТА

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

VAL2 BSS

G (0) = 75761 В1 (0) = 122849

L1 (0) = -133882 М1 (0) = 225065

U (0) = -286321 М2 (0) = 81749

G (1) = 58586 В1 (1) = -2023

L1 (1)=0 М1 (1) = 140606

U (1) = 0 М2 (1) = -4855

S (0) = 316076 Р (0) = 37131 А (0) = 168

S (1) = 0 Р (1) = 194855 А(1) = 135

S (2) = 239451 Р (2) = 308716 А (2) = 158

S (3) = 140690 Р (3) = 240338 А (3) = 145

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

48

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1 Киреев Г И Комплексный расчет коробок скоростей металлорежущих

станков на ЕС ndash ЭВМ методические указания по курсовому и дипломному

проектированию для студентов специальности 0501 Часть 1 Г И Киреев ndash

Ульяновск УлПИ 1984 ndash 43 с

2 Металлорежущие станки и автоматы учебник для машинострои ndash

тельных втузов под ред А С Проникова ndash М Машиностроение 1981 ndash

479 с

3 Тарзиманов Г А Проектирование металлорежущих станков ГА

Тарзиманов ndash М Машиностроение 1980 ndash 288 с

4 Тепинкичиев В К Металлорежущие станки В К Тепинкичиев ndash М

Машиностроение 1973 ndash 472 с

5 Металлорежущие станки учебник для машиностроительных вузов

под ред В Э Пуша ndash М Машиностроение 1985 ndash 575 с

6 Металлорежущие системы машиностроительных производств учебное

пособие для студентов техн вузов О В Таратынов Г Г Земсков И М

Таратынова ndash М Высш шк 1988 ndash 464 с

7 Кузнецов М М Проектирование автоматизированного производствен ndash

ного оборудования учебное пособие для вузов М М Кузнецов В А Усов

К С Стародубов ndash М Машиностроение 1987 ndash 288 с

8 Орликов М Л Металлорежущие станки курсовое и дипломное

проектирование М Л Орликов И Г Федоренко В Н Шишкин ndash Киев

Высш шк1987 ndash 152 с

9 ГОСТ 2701 ndash 76 Схемы Виды и типы Общие требования к

выполнению ndash М Изд ndash во стандартов 1976 ndash 12 с

10 ГОСТ 2703 ndash 88 Правила выполнения кинематических схем ndash М

Изд ndash во стандартов 1988 ndash 7 с

11 Пуш В Э Конструирование металлорежущих станков В Э Пуш ndash

М Машиностроение 1977 ndash 380 с

12 Каминская В В Станины и корпусные детали металлорежущих

станков В В Каминская З М Левиеа Д Н Решетов ndash М Машгиз 1960 ndash

362 с

13 Курсовое проектирование деталей машин справочное пособие часть I

и II А В Кузьмин И Н Макейчик Ф В Калачѐв и др ndash Минск Высш шк

1982 ndash 584 с

14 Анурьев В И Справочник конструктора ndash машиностроителя Т2

В И Анурьев ndash М Машиностроение 1982 ndash 584 с

15 Чернин И М Расчѐты деталей машин справочник И М Чернин

А В Кузьмин Г М Ицкевич ndash Минск Высш шк 1978 ndash 592 с

16 Детали и механизмы металлорежущих станков Т2 под общ ред

Д Н Решетова ndash М Машиностроение 1972 ndash 405 с

49

17 Серенсен С В Валы и оси Конструирование и расчет С В Серенсен

и др ndash М Машиностроение 1970 ndash 312 с

18 СТ СЭВ 185 ndash 75 Геометрические характеристики шлицевых

прямозубых соединений ndash М Изд ndash во стандартов 1975

19 СТ СЭВ 189 ndash 76 и СТ СЭВ 189 ndash 77 Размеры призматических

шпонок ndash М Изд ndash во стандартов 1976

20 Зубенко В Л Методические разработки к курсовому проектированию

по металлорежущим станкам В Л Зубенко М Я Цлаф ndash Куйбышев КПтИ

1978 ndash 32 с

21 Справочник металлиста В 5 т Т1 под общ ред С А Чернавского и

В Ф Рещикова ndash М Машиностроение 1976 ndash 768 с

22 Сена Л А Единицы физических величин и их размерности учебно-

справочное руководство ЛА Сена ndash 3-е изд перераб и доп ndash М Наука

Гл ред физ-мат лит 1988 ndash 432 с

23 Кочергин А И Конструирование и расчет металлорежущих станков и

станочных комплексов Курсовое проектирование учебное пособие для вузов

А И Кочергин ndash Минск Высш шк 1991 ndash 382 с

Учебное издание

РАСЧЕТ ПРИВОДОВ ПОДАЧ

МЕТАЛЛОРЕЖУЩИХ СТАНКОВ

Методические указания по курсовому

и дипломному проектированию

Составители Шестернинов Александр Владимирович

Горшков Геннадий Михайлович

Редактор НАЕвдокимова

Подписано в печать 30082007 Формат 60times8416 Услпечл302

Тираж 150 экз Заказ

Ульяновский государственный технический университет

432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Типография УлГТУ 432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Page 43: Расчет приводов подач металлорежущих станков. Методичка

44

ПРИЛОЖЕНИЕ Б

Распечатка исходных данных и результатов расчета

шестерен коробки подач

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ1 BSV

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y=037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 20289 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 170

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 164

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 124

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 096

А = 0105 С = 120 L = 1

R = 170 Y = 037 Z = 18

G = 10 F = 63 U = 139

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 143

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 105

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ2 BSV

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 142

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 131

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 104

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 076

А = 0104 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 042 Z = 24

G = 10 F = 45 U = 138

W = 3389 S = 1130

45

Продолжение приложения Б

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 120

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 084

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ3 BSV

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 123

А= 0102 С = 120 L = 1

R= 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 072

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБ НОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 079

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ4 BSV

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 108

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 063

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

46

Окончание приложения Б

G = 10 F = 225 U = 138

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 069

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ5 BSV

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 175

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 106

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 128

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 061

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U= 4

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 147

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 067

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

47

ПРИЛОЖЕНИЕ В

Распечатка исходных данных и результатов расчета II вала коробки подач

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

С = 2250 Q = 102 В = 775

М (0) = 10000000 L (0) = 0 Fl (0) = 0 F2 (0) = 157

М (1) = 48 L (1) = 24 Fl (1) = 0 F2 (1) = 157

М (2) = 5 L (2) = 135 Fl (2) = 0785 F2 (2) = 2355

М (3) = 10000000 L (3) = 0 Fl (3) = 0 F2 (3) = 157

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЁТА

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

VAL2 BSS

G (0) = 75761 В1 (0) = 122849

L1 (0) = -133882 М1 (0) = 225065

U (0) = -286321 М2 (0) = 81749

G (1) = 58586 В1 (1) = -2023

L1 (1)=0 М1 (1) = 140606

U (1) = 0 М2 (1) = -4855

S (0) = 316076 Р (0) = 37131 А (0) = 168

S (1) = 0 Р (1) = 194855 А(1) = 135

S (2) = 239451 Р (2) = 308716 А (2) = 158

S (3) = 140690 Р (3) = 240338 А (3) = 145

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

48

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1 Киреев Г И Комплексный расчет коробок скоростей металлорежущих

станков на ЕС ndash ЭВМ методические указания по курсовому и дипломному

проектированию для студентов специальности 0501 Часть 1 Г И Киреев ndash

Ульяновск УлПИ 1984 ndash 43 с

2 Металлорежущие станки и автоматы учебник для машинострои ndash

тельных втузов под ред А С Проникова ndash М Машиностроение 1981 ndash

479 с

3 Тарзиманов Г А Проектирование металлорежущих станков ГА

Тарзиманов ndash М Машиностроение 1980 ndash 288 с

4 Тепинкичиев В К Металлорежущие станки В К Тепинкичиев ndash М

Машиностроение 1973 ndash 472 с

5 Металлорежущие станки учебник для машиностроительных вузов

под ред В Э Пуша ndash М Машиностроение 1985 ndash 575 с

6 Металлорежущие системы машиностроительных производств учебное

пособие для студентов техн вузов О В Таратынов Г Г Земсков И М

Таратынова ndash М Высш шк 1988 ndash 464 с

7 Кузнецов М М Проектирование автоматизированного производствен ndash

ного оборудования учебное пособие для вузов М М Кузнецов В А Усов

К С Стародубов ndash М Машиностроение 1987 ndash 288 с

8 Орликов М Л Металлорежущие станки курсовое и дипломное

проектирование М Л Орликов И Г Федоренко В Н Шишкин ndash Киев

Высш шк1987 ndash 152 с

9 ГОСТ 2701 ndash 76 Схемы Виды и типы Общие требования к

выполнению ndash М Изд ndash во стандартов 1976 ndash 12 с

10 ГОСТ 2703 ndash 88 Правила выполнения кинематических схем ndash М

Изд ndash во стандартов 1988 ndash 7 с

11 Пуш В Э Конструирование металлорежущих станков В Э Пуш ndash

М Машиностроение 1977 ndash 380 с

12 Каминская В В Станины и корпусные детали металлорежущих

станков В В Каминская З М Левиеа Д Н Решетов ndash М Машгиз 1960 ndash

362 с

13 Курсовое проектирование деталей машин справочное пособие часть I

и II А В Кузьмин И Н Макейчик Ф В Калачѐв и др ndash Минск Высш шк

1982 ndash 584 с

14 Анурьев В И Справочник конструктора ndash машиностроителя Т2

В И Анурьев ndash М Машиностроение 1982 ndash 584 с

15 Чернин И М Расчѐты деталей машин справочник И М Чернин

А В Кузьмин Г М Ицкевич ndash Минск Высш шк 1978 ndash 592 с

16 Детали и механизмы металлорежущих станков Т2 под общ ред

Д Н Решетова ndash М Машиностроение 1972 ndash 405 с

49

17 Серенсен С В Валы и оси Конструирование и расчет С В Серенсен

и др ndash М Машиностроение 1970 ndash 312 с

18 СТ СЭВ 185 ndash 75 Геометрические характеристики шлицевых

прямозубых соединений ndash М Изд ndash во стандартов 1975

19 СТ СЭВ 189 ndash 76 и СТ СЭВ 189 ndash 77 Размеры призматических

шпонок ndash М Изд ndash во стандартов 1976

20 Зубенко В Л Методические разработки к курсовому проектированию

по металлорежущим станкам В Л Зубенко М Я Цлаф ndash Куйбышев КПтИ

1978 ndash 32 с

21 Справочник металлиста В 5 т Т1 под общ ред С А Чернавского и

В Ф Рещикова ndash М Машиностроение 1976 ndash 768 с

22 Сена Л А Единицы физических величин и их размерности учебно-

справочное руководство ЛА Сена ndash 3-е изд перераб и доп ndash М Наука

Гл ред физ-мат лит 1988 ndash 432 с

23 Кочергин А И Конструирование и расчет металлорежущих станков и

станочных комплексов Курсовое проектирование учебное пособие для вузов

А И Кочергин ndash Минск Высш шк 1991 ndash 382 с

Учебное издание

РАСЧЕТ ПРИВОДОВ ПОДАЧ

МЕТАЛЛОРЕЖУЩИХ СТАНКОВ

Методические указания по курсовому

и дипломному проектированию

Составители Шестернинов Александр Владимирович

Горшков Геннадий Михайлович

Редактор НАЕвдокимова

Подписано в печать 30082007 Формат 60times8416 Услпечл302

Тираж 150 экз Заказ

Ульяновский государственный технический университет

432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Типография УлГТУ 432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Page 44: Расчет приводов подач металлорежущих станков. Методичка

45

Продолжение приложения Б

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 120

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 084

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ3 BSV

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 123

А= 0102 С = 120 L = 1

R= 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 072

А = 0102 С = 120 L = 1

R = 105 Y = 05 Z = 30

G = 10 F = 315 U = 14

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБ НОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 079

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ4 BSV

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 137

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 108

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

G = 10 F = 225 U = 138

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 100

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 063

А = 010 С = 120 L = 1

R = 110 Y = 049 Z = 44

46

Окончание приложения Б

G = 10 F = 225 U = 138

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 069

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ5 BSV

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 175

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 106

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 128

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 061

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U= 4

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 147

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 067

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

47

ПРИЛОЖЕНИЕ В

Распечатка исходных данных и результатов расчета II вала коробки подач

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

С = 2250 Q = 102 В = 775

М (0) = 10000000 L (0) = 0 Fl (0) = 0 F2 (0) = 157

М (1) = 48 L (1) = 24 Fl (1) = 0 F2 (1) = 157

М (2) = 5 L (2) = 135 Fl (2) = 0785 F2 (2) = 2355

М (3) = 10000000 L (3) = 0 Fl (3) = 0 F2 (3) = 157

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЁТА

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

VAL2 BSS

G (0) = 75761 В1 (0) = 122849

L1 (0) = -133882 М1 (0) = 225065

U (0) = -286321 М2 (0) = 81749

G (1) = 58586 В1 (1) = -2023

L1 (1)=0 М1 (1) = 140606

U (1) = 0 М2 (1) = -4855

S (0) = 316076 Р (0) = 37131 А (0) = 168

S (1) = 0 Р (1) = 194855 А(1) = 135

S (2) = 239451 Р (2) = 308716 А (2) = 158

S (3) = 140690 Р (3) = 240338 А (3) = 145

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

48

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1 Киреев Г И Комплексный расчет коробок скоростей металлорежущих

станков на ЕС ndash ЭВМ методические указания по курсовому и дипломному

проектированию для студентов специальности 0501 Часть 1 Г И Киреев ndash

Ульяновск УлПИ 1984 ndash 43 с

2 Металлорежущие станки и автоматы учебник для машинострои ndash

тельных втузов под ред А С Проникова ndash М Машиностроение 1981 ndash

479 с

3 Тарзиманов Г А Проектирование металлорежущих станков ГА

Тарзиманов ndash М Машиностроение 1980 ndash 288 с

4 Тепинкичиев В К Металлорежущие станки В К Тепинкичиев ndash М

Машиностроение 1973 ndash 472 с

5 Металлорежущие станки учебник для машиностроительных вузов

под ред В Э Пуша ndash М Машиностроение 1985 ndash 575 с

6 Металлорежущие системы машиностроительных производств учебное

пособие для студентов техн вузов О В Таратынов Г Г Земсков И М

Таратынова ndash М Высш шк 1988 ndash 464 с

7 Кузнецов М М Проектирование автоматизированного производствен ndash

ного оборудования учебное пособие для вузов М М Кузнецов В А Усов

К С Стародубов ndash М Машиностроение 1987 ndash 288 с

8 Орликов М Л Металлорежущие станки курсовое и дипломное

проектирование М Л Орликов И Г Федоренко В Н Шишкин ndash Киев

Высш шк1987 ndash 152 с

9 ГОСТ 2701 ndash 76 Схемы Виды и типы Общие требования к

выполнению ndash М Изд ndash во стандартов 1976 ndash 12 с

10 ГОСТ 2703 ndash 88 Правила выполнения кинематических схем ndash М

Изд ndash во стандартов 1988 ndash 7 с

11 Пуш В Э Конструирование металлорежущих станков В Э Пуш ndash

М Машиностроение 1977 ndash 380 с

12 Каминская В В Станины и корпусные детали металлорежущих

станков В В Каминская З М Левиеа Д Н Решетов ndash М Машгиз 1960 ndash

362 с

13 Курсовое проектирование деталей машин справочное пособие часть I

и II А В Кузьмин И Н Макейчик Ф В Калачѐв и др ndash Минск Высш шк

1982 ndash 584 с

14 Анурьев В И Справочник конструктора ndash машиностроителя Т2

В И Анурьев ndash М Машиностроение 1982 ndash 584 с

15 Чернин И М Расчѐты деталей машин справочник И М Чернин

А В Кузьмин Г М Ицкевич ndash Минск Высш шк 1978 ndash 592 с

16 Детали и механизмы металлорежущих станков Т2 под общ ред

Д Н Решетова ndash М Машиностроение 1972 ndash 405 с

49

17 Серенсен С В Валы и оси Конструирование и расчет С В Серенсен

и др ndash М Машиностроение 1970 ndash 312 с

18 СТ СЭВ 185 ndash 75 Геометрические характеристики шлицевых

прямозубых соединений ndash М Изд ndash во стандартов 1975

19 СТ СЭВ 189 ndash 76 и СТ СЭВ 189 ndash 77 Размеры призматических

шпонок ndash М Изд ndash во стандартов 1976

20 Зубенко В Л Методические разработки к курсовому проектированию

по металлорежущим станкам В Л Зубенко М Я Цлаф ndash Куйбышев КПтИ

1978 ndash 32 с

21 Справочник металлиста В 5 т Т1 под общ ред С А Чернавского и

В Ф Рещикова ndash М Машиностроение 1976 ndash 768 с

22 Сена Л А Единицы физических величин и их размерности учебно-

справочное руководство ЛА Сена ndash 3-е изд перераб и доп ndash М Наука

Гл ред физ-мат лит 1988 ndash 432 с

23 Кочергин А И Конструирование и расчет металлорежущих станков и

станочных комплексов Курсовое проектирование учебное пособие для вузов

А И Кочергин ndash Минск Высш шк 1991 ndash 382 с

Учебное издание

РАСЧЕТ ПРИВОДОВ ПОДАЧ

МЕТАЛЛОРЕЖУЩИХ СТАНКОВ

Методические указания по курсовому

и дипломному проектированию

Составители Шестернинов Александр Владимирович

Горшков Геннадий Михайлович

Редактор НАЕвдокимова

Подписано в печать 30082007 Формат 60times8416 Услпечл302

Тираж 150 экз Заказ

Ульяновский государственный технический университет

432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Типография УлГТУ 432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Page 45: Расчет приводов подач металлорежущих станков. Методичка

46

Окончание приложения Б

G = 10 F = 225 U = 138

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 116

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 069

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

ZUВ5 BSV

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 2029 S = 580

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 175

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 106

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U = 4

W = 520 S = 1300

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 128

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 061

А = 0098 С = 120 L = 1

R = 120 Y = 040 Z = 20

G = 10 F = 315 U= 4

W = 3389 S = 1130

МОДУЛЬ ИЗГИБНОЙ (мм) М1 = 147

МОДУЛЬ КОНТАКТНЫЙ (мм) М2 = 067

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

47

ПРИЛОЖЕНИЕ В

Распечатка исходных данных и результатов расчета II вала коробки подач

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

С = 2250 Q = 102 В = 775

М (0) = 10000000 L (0) = 0 Fl (0) = 0 F2 (0) = 157

М (1) = 48 L (1) = 24 Fl (1) = 0 F2 (1) = 157

М (2) = 5 L (2) = 135 Fl (2) = 0785 F2 (2) = 2355

М (3) = 10000000 L (3) = 0 Fl (3) = 0 F2 (3) = 157

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЁТА

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

VAL2 BSS

G (0) = 75761 В1 (0) = 122849

L1 (0) = -133882 М1 (0) = 225065

U (0) = -286321 М2 (0) = 81749

G (1) = 58586 В1 (1) = -2023

L1 (1)=0 М1 (1) = 140606

U (1) = 0 М2 (1) = -4855

S (0) = 316076 Р (0) = 37131 А (0) = 168

S (1) = 0 Р (1) = 194855 А(1) = 135

S (2) = 239451 Р (2) = 308716 А (2) = 158

S (3) = 140690 Р (3) = 240338 А (3) = 145

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

48

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1 Киреев Г И Комплексный расчет коробок скоростей металлорежущих

станков на ЕС ndash ЭВМ методические указания по курсовому и дипломному

проектированию для студентов специальности 0501 Часть 1 Г И Киреев ndash

Ульяновск УлПИ 1984 ndash 43 с

2 Металлорежущие станки и автоматы учебник для машинострои ndash

тельных втузов под ред А С Проникова ndash М Машиностроение 1981 ndash

479 с

3 Тарзиманов Г А Проектирование металлорежущих станков ГА

Тарзиманов ndash М Машиностроение 1980 ndash 288 с

4 Тепинкичиев В К Металлорежущие станки В К Тепинкичиев ndash М

Машиностроение 1973 ndash 472 с

5 Металлорежущие станки учебник для машиностроительных вузов

под ред В Э Пуша ndash М Машиностроение 1985 ndash 575 с

6 Металлорежущие системы машиностроительных производств учебное

пособие для студентов техн вузов О В Таратынов Г Г Земсков И М

Таратынова ndash М Высш шк 1988 ndash 464 с

7 Кузнецов М М Проектирование автоматизированного производствен ndash

ного оборудования учебное пособие для вузов М М Кузнецов В А Усов

К С Стародубов ndash М Машиностроение 1987 ndash 288 с

8 Орликов М Л Металлорежущие станки курсовое и дипломное

проектирование М Л Орликов И Г Федоренко В Н Шишкин ndash Киев

Высш шк1987 ndash 152 с

9 ГОСТ 2701 ndash 76 Схемы Виды и типы Общие требования к

выполнению ndash М Изд ndash во стандартов 1976 ndash 12 с

10 ГОСТ 2703 ndash 88 Правила выполнения кинематических схем ndash М

Изд ndash во стандартов 1988 ndash 7 с

11 Пуш В Э Конструирование металлорежущих станков В Э Пуш ndash

М Машиностроение 1977 ndash 380 с

12 Каминская В В Станины и корпусные детали металлорежущих

станков В В Каминская З М Левиеа Д Н Решетов ndash М Машгиз 1960 ndash

362 с

13 Курсовое проектирование деталей машин справочное пособие часть I

и II А В Кузьмин И Н Макейчик Ф В Калачѐв и др ndash Минск Высш шк

1982 ndash 584 с

14 Анурьев В И Справочник конструктора ndash машиностроителя Т2

В И Анурьев ndash М Машиностроение 1982 ndash 584 с

15 Чернин И М Расчѐты деталей машин справочник И М Чернин

А В Кузьмин Г М Ицкевич ndash Минск Высш шк 1978 ndash 592 с

16 Детали и механизмы металлорежущих станков Т2 под общ ред

Д Н Решетова ndash М Машиностроение 1972 ndash 405 с

49

17 Серенсен С В Валы и оси Конструирование и расчет С В Серенсен

и др ndash М Машиностроение 1970 ndash 312 с

18 СТ СЭВ 185 ndash 75 Геометрические характеристики шлицевых

прямозубых соединений ndash М Изд ndash во стандартов 1975

19 СТ СЭВ 189 ndash 76 и СТ СЭВ 189 ndash 77 Размеры призматических

шпонок ndash М Изд ndash во стандартов 1976

20 Зубенко В Л Методические разработки к курсовому проектированию

по металлорежущим станкам В Л Зубенко М Я Цлаф ndash Куйбышев КПтИ

1978 ndash 32 с

21 Справочник металлиста В 5 т Т1 под общ ред С А Чернавского и

В Ф Рещикова ndash М Машиностроение 1976 ndash 768 с

22 Сена Л А Единицы физических величин и их размерности учебно-

справочное руководство ЛА Сена ndash 3-е изд перераб и доп ndash М Наука

Гл ред физ-мат лит 1988 ndash 432 с

23 Кочергин А И Конструирование и расчет металлорежущих станков и

станочных комплексов Курсовое проектирование учебное пособие для вузов

А И Кочергин ndash Минск Высш шк 1991 ndash 382 с

Учебное издание

РАСЧЕТ ПРИВОДОВ ПОДАЧ

МЕТАЛЛОРЕЖУЩИХ СТАНКОВ

Методические указания по курсовому

и дипломному проектированию

Составители Шестернинов Александр Владимирович

Горшков Геннадий Михайлович

Редактор НАЕвдокимова

Подписано в печать 30082007 Формат 60times8416 Услпечл302

Тираж 150 экз Заказ

Ульяновский государственный технический университет

432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Типография УлГТУ 432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Page 46: Расчет приводов подач металлорежущих станков. Методичка

47

ПРИЛОЖЕНИЕ В

Распечатка исходных данных и результатов расчета II вала коробки подач

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

С = 2250 Q = 102 В = 775

М (0) = 10000000 L (0) = 0 Fl (0) = 0 F2 (0) = 157

М (1) = 48 L (1) = 24 Fl (1) = 0 F2 (1) = 157

М (2) = 5 L (2) = 135 Fl (2) = 0785 F2 (2) = 2355

М (3) = 10000000 L (3) = 0 Fl (3) = 0 F2 (3) = 157

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЁТА

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

VAL2 BSS

G (0) = 75761 В1 (0) = 122849

L1 (0) = -133882 М1 (0) = 225065

U (0) = -286321 М2 (0) = 81749

G (1) = 58586 В1 (1) = -2023

L1 (1)=0 М1 (1) = 140606

U (1) = 0 М2 (1) = -4855

S (0) = 316076 Р (0) = 37131 А (0) = 168

S (1) = 0 Р (1) = 194855 А(1) = 135

S (2) = 239451 Р (2) = 308716 А (2) = 158

S (3) = 140690 Р (3) = 240338 А (3) = 145

- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

48

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1 Киреев Г И Комплексный расчет коробок скоростей металлорежущих

станков на ЕС ndash ЭВМ методические указания по курсовому и дипломному

проектированию для студентов специальности 0501 Часть 1 Г И Киреев ndash

Ульяновск УлПИ 1984 ndash 43 с

2 Металлорежущие станки и автоматы учебник для машинострои ndash

тельных втузов под ред А С Проникова ndash М Машиностроение 1981 ndash

479 с

3 Тарзиманов Г А Проектирование металлорежущих станков ГА

Тарзиманов ndash М Машиностроение 1980 ndash 288 с

4 Тепинкичиев В К Металлорежущие станки В К Тепинкичиев ndash М

Машиностроение 1973 ndash 472 с

5 Металлорежущие станки учебник для машиностроительных вузов

под ред В Э Пуша ndash М Машиностроение 1985 ndash 575 с

6 Металлорежущие системы машиностроительных производств учебное

пособие для студентов техн вузов О В Таратынов Г Г Земсков И М

Таратынова ndash М Высш шк 1988 ndash 464 с

7 Кузнецов М М Проектирование автоматизированного производствен ndash

ного оборудования учебное пособие для вузов М М Кузнецов В А Усов

К С Стародубов ndash М Машиностроение 1987 ndash 288 с

8 Орликов М Л Металлорежущие станки курсовое и дипломное

проектирование М Л Орликов И Г Федоренко В Н Шишкин ndash Киев

Высш шк1987 ndash 152 с

9 ГОСТ 2701 ndash 76 Схемы Виды и типы Общие требования к

выполнению ndash М Изд ndash во стандартов 1976 ndash 12 с

10 ГОСТ 2703 ndash 88 Правила выполнения кинематических схем ndash М

Изд ndash во стандартов 1988 ndash 7 с

11 Пуш В Э Конструирование металлорежущих станков В Э Пуш ndash

М Машиностроение 1977 ndash 380 с

12 Каминская В В Станины и корпусные детали металлорежущих

станков В В Каминская З М Левиеа Д Н Решетов ndash М Машгиз 1960 ndash

362 с

13 Курсовое проектирование деталей машин справочное пособие часть I

и II А В Кузьмин И Н Макейчик Ф В Калачѐв и др ndash Минск Высш шк

1982 ndash 584 с

14 Анурьев В И Справочник конструктора ndash машиностроителя Т2

В И Анурьев ndash М Машиностроение 1982 ndash 584 с

15 Чернин И М Расчѐты деталей машин справочник И М Чернин

А В Кузьмин Г М Ицкевич ndash Минск Высш шк 1978 ndash 592 с

16 Детали и механизмы металлорежущих станков Т2 под общ ред

Д Н Решетова ndash М Машиностроение 1972 ndash 405 с

49

17 Серенсен С В Валы и оси Конструирование и расчет С В Серенсен

и др ndash М Машиностроение 1970 ndash 312 с

18 СТ СЭВ 185 ndash 75 Геометрические характеристики шлицевых

прямозубых соединений ndash М Изд ndash во стандартов 1975

19 СТ СЭВ 189 ndash 76 и СТ СЭВ 189 ndash 77 Размеры призматических

шпонок ndash М Изд ndash во стандартов 1976

20 Зубенко В Л Методические разработки к курсовому проектированию

по металлорежущим станкам В Л Зубенко М Я Цлаф ndash Куйбышев КПтИ

1978 ndash 32 с

21 Справочник металлиста В 5 т Т1 под общ ред С А Чернавского и

В Ф Рещикова ndash М Машиностроение 1976 ndash 768 с

22 Сена Л А Единицы физических величин и их размерности учебно-

справочное руководство ЛА Сена ndash 3-е изд перераб и доп ndash М Наука

Гл ред физ-мат лит 1988 ndash 432 с

23 Кочергин А И Конструирование и расчет металлорежущих станков и

станочных комплексов Курсовое проектирование учебное пособие для вузов

А И Кочергин ndash Минск Высш шк 1991 ndash 382 с

Учебное издание

РАСЧЕТ ПРИВОДОВ ПОДАЧ

МЕТАЛЛОРЕЖУЩИХ СТАНКОВ

Методические указания по курсовому

и дипломному проектированию

Составители Шестернинов Александр Владимирович

Горшков Геннадий Михайлович

Редактор НАЕвдокимова

Подписано в печать 30082007 Формат 60times8416 Услпечл302

Тираж 150 экз Заказ

Ульяновский государственный технический университет

432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Типография УлГТУ 432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Page 47: Расчет приводов подач металлорежущих станков. Методичка

48

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1 Киреев Г И Комплексный расчет коробок скоростей металлорежущих

станков на ЕС ndash ЭВМ методические указания по курсовому и дипломному

проектированию для студентов специальности 0501 Часть 1 Г И Киреев ndash

Ульяновск УлПИ 1984 ndash 43 с

2 Металлорежущие станки и автоматы учебник для машинострои ndash

тельных втузов под ред А С Проникова ndash М Машиностроение 1981 ndash

479 с

3 Тарзиманов Г А Проектирование металлорежущих станков ГА

Тарзиманов ndash М Машиностроение 1980 ndash 288 с

4 Тепинкичиев В К Металлорежущие станки В К Тепинкичиев ndash М

Машиностроение 1973 ndash 472 с

5 Металлорежущие станки учебник для машиностроительных вузов

под ред В Э Пуша ndash М Машиностроение 1985 ndash 575 с

6 Металлорежущие системы машиностроительных производств учебное

пособие для студентов техн вузов О В Таратынов Г Г Земсков И М

Таратынова ndash М Высш шк 1988 ndash 464 с

7 Кузнецов М М Проектирование автоматизированного производствен ndash

ного оборудования учебное пособие для вузов М М Кузнецов В А Усов

К С Стародубов ndash М Машиностроение 1987 ndash 288 с

8 Орликов М Л Металлорежущие станки курсовое и дипломное

проектирование М Л Орликов И Г Федоренко В Н Шишкин ndash Киев

Высш шк1987 ndash 152 с

9 ГОСТ 2701 ndash 76 Схемы Виды и типы Общие требования к

выполнению ndash М Изд ndash во стандартов 1976 ndash 12 с

10 ГОСТ 2703 ndash 88 Правила выполнения кинематических схем ndash М

Изд ndash во стандартов 1988 ndash 7 с

11 Пуш В Э Конструирование металлорежущих станков В Э Пуш ndash

М Машиностроение 1977 ndash 380 с

12 Каминская В В Станины и корпусные детали металлорежущих

станков В В Каминская З М Левиеа Д Н Решетов ndash М Машгиз 1960 ndash

362 с

13 Курсовое проектирование деталей машин справочное пособие часть I

и II А В Кузьмин И Н Макейчик Ф В Калачѐв и др ndash Минск Высш шк

1982 ndash 584 с

14 Анурьев В И Справочник конструктора ndash машиностроителя Т2

В И Анурьев ndash М Машиностроение 1982 ndash 584 с

15 Чернин И М Расчѐты деталей машин справочник И М Чернин

А В Кузьмин Г М Ицкевич ndash Минск Высш шк 1978 ndash 592 с

16 Детали и механизмы металлорежущих станков Т2 под общ ред

Д Н Решетова ndash М Машиностроение 1972 ndash 405 с

49

17 Серенсен С В Валы и оси Конструирование и расчет С В Серенсен

и др ndash М Машиностроение 1970 ndash 312 с

18 СТ СЭВ 185 ndash 75 Геометрические характеристики шлицевых

прямозубых соединений ndash М Изд ndash во стандартов 1975

19 СТ СЭВ 189 ndash 76 и СТ СЭВ 189 ndash 77 Размеры призматических

шпонок ndash М Изд ndash во стандартов 1976

20 Зубенко В Л Методические разработки к курсовому проектированию

по металлорежущим станкам В Л Зубенко М Я Цлаф ndash Куйбышев КПтИ

1978 ndash 32 с

21 Справочник металлиста В 5 т Т1 под общ ред С А Чернавского и

В Ф Рещикова ndash М Машиностроение 1976 ndash 768 с

22 Сена Л А Единицы физических величин и их размерности учебно-

справочное руководство ЛА Сена ndash 3-е изд перераб и доп ndash М Наука

Гл ред физ-мат лит 1988 ndash 432 с

23 Кочергин А И Конструирование и расчет металлорежущих станков и

станочных комплексов Курсовое проектирование учебное пособие для вузов

А И Кочергин ndash Минск Высш шк 1991 ndash 382 с

Учебное издание

РАСЧЕТ ПРИВОДОВ ПОДАЧ

МЕТАЛЛОРЕЖУЩИХ СТАНКОВ

Методические указания по курсовому

и дипломному проектированию

Составители Шестернинов Александр Владимирович

Горшков Геннадий Михайлович

Редактор НАЕвдокимова

Подписано в печать 30082007 Формат 60times8416 Услпечл302

Тираж 150 экз Заказ

Ульяновский государственный технический университет

432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Типография УлГТУ 432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Page 48: Расчет приводов подач металлорежущих станков. Методичка

49

17 Серенсен С В Валы и оси Конструирование и расчет С В Серенсен

и др ndash М Машиностроение 1970 ndash 312 с

18 СТ СЭВ 185 ndash 75 Геометрические характеристики шлицевых

прямозубых соединений ndash М Изд ndash во стандартов 1975

19 СТ СЭВ 189 ndash 76 и СТ СЭВ 189 ndash 77 Размеры призматических

шпонок ndash М Изд ndash во стандартов 1976

20 Зубенко В Л Методические разработки к курсовому проектированию

по металлорежущим станкам В Л Зубенко М Я Цлаф ndash Куйбышев КПтИ

1978 ndash 32 с

21 Справочник металлиста В 5 т Т1 под общ ред С А Чернавского и

В Ф Рещикова ndash М Машиностроение 1976 ndash 768 с

22 Сена Л А Единицы физических величин и их размерности учебно-

справочное руководство ЛА Сена ndash 3-е изд перераб и доп ndash М Наука

Гл ред физ-мат лит 1988 ndash 432 с

23 Кочергин А И Конструирование и расчет металлорежущих станков и

станочных комплексов Курсовое проектирование учебное пособие для вузов

А И Кочергин ndash Минск Высш шк 1991 ndash 382 с

Учебное издание

РАСЧЕТ ПРИВОДОВ ПОДАЧ

МЕТАЛЛОРЕЖУЩИХ СТАНКОВ

Методические указания по курсовому

и дипломному проектированию

Составители Шестернинов Александр Владимирович

Горшков Геннадий Михайлович

Редактор НАЕвдокимова

Подписано в печать 30082007 Формат 60times8416 Услпечл302

Тираж 150 экз Заказ

Ульяновский государственный технический университет

432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32

Типография УлГТУ 432027 г Ульяновск ул Сев Венец д 32