Расчет приводов подач металлорежущих станков....
DESCRIPTION
Расчет приводов подач металлорежущих станков. МетодичкаTRANSCRIPT
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
ZУ
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
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
ZУ
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
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
ZУ
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
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
ZУ
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
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
ZУ
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
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
ZУ
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
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
ZУ
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
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
ZУ
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
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
ZУ
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
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
ZУ
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
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
ZУ
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
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
ZУ
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
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
ZУ
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
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
ZУ
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
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
ZУ
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
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
ZУ
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
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
ZУ
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
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
ZУ
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
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
ZУ
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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