123358 (689445), страница 8

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 8)

Число зубьев шестерни z₁=24, колеса z₂=96.

Эквивалентное число циклов перемены напряжений:

=60*492,5*10000=29,55*10⁷

Коэффициент режима нагружения:

0,488.

Допускаемое напряжение на изгиб:

=0,4*1350*0,488=205 Мпа.

Исходный расчетный крутящий момент: М_1F =832,8 Нм.

Отношение ширины колеса к модулю:

=60/4=15.

Коэффициент нагрузки: К_F =1,3.

Коэффициент, учитывающий форму зуба:

Y_F=3,3 при z=24 [4, рис. 3.10а]

Начальный диаметр шестерни:

d_w1=m*z₁=4*24=96 мм.

Отношение ширины венца к начальному диаметру:

=60/96=0,625.

Коэффициент безопасности: S_н=1,2 [4, табл. 3.13]

Допускаемое контактное напряжение:

Мпа.

Передаточное отношение U=96/24=4.

Модуль передачи:

=3.87.

Модуль m=4 зубчатой передачи удовлетворяет условию выносливости зубьев при изгибе.

Начальный диаметр шестерни:

=102,79 мм.

Так как 105>102,79, то начальный диаметр шестерни удовлетворяет условию контактной выносливости зубьев.

Расчет передачи II-III (60:60)

Число зубьев шестерни z₁=60, колеса z₂=60.

Эквивалентное число циклов перемены напряжений:

=60*154,4*10000=9,3*10⁷

Коэффициент режима нагружения:

0,59.

Допускаемое напряжение на изгиб:

=0,4*1350*0,488=248,6 Мпа.

Исходный расчетный крутящий момент: М_1F =2564,5 Нм.

Отношение ширины колеса к модулю:

=30/4=7,5.

Коэффициент нагрузки: К_F =1,3.

Коэффициент, учитывающий форму зуба:

Y_F=3,6 при z=60 [4, рис. 3.10а]

Начальный диаметр шестерни:

d_w1=m*z₁=4*60=240 мм.

Отношение ширины венца к начальному диаметру:

=30/240=0,125.

Коэффициент безопасности: S_н=1,2 [4, табл. 3.13]

Допускаемое контактное напряжение:

Мпа.

Передаточное отношение U=60/60=1.

Модуль передачи:

=3.87.

Модуль m=4 зубчатой передачи удовлетворяет условию выносливости зубьев при изгибе.

Начальный диаметр шестерни:

=213 мм.

Так как 240>213, то начальный диаметр шестерни удовлетворяет условию контактной выносливости зубьев.

2.12 Расчет реакций в опорах шпинделя

Исходные данные:

• Вес патрона G_П=1270 Н;

• Вес детали G_Д=800Н;

• Режимы резания Р_z=5569,78 Н; Р_х=1670,93 Н; Р_у=2784,89 Н.

Рис.4. Схема нагружения шпинделя (вертикальная плоскость).

Рис.5. Схема нагружения шпинделя (горизонтальная плоскость).

Рис.6. Расчетная схема (вертикальная плоскость).

Сила зацепления Q определяется по формуле:

,

где - окружная составляющая силы в зацеплении, Н;

- угол зацепления зубчатых колёс, .

Окружная составляющая равна:

,

где - тангенциальная составляющая силы резания, Н;

- диаметр начальной окружности приводного колеса шпинделя, мм;

- расчётный диаметр в мм, который равен:

,

где - наибольший диаметр обрабатываемой заготовки в мм.

Определяем сумму моментов относительно точки В

Определяем сумму моментов относительно точки А

Знак «-» говорит о том, что реакция опоре В Z_B направлена в противоположную сторону.

Рис.7. Расчетная схема (горизонтальная плоскость).

Определяем сумму моментов относительно точки В

Определяем сумму моментов относительно точки А

Знак «-» говорит о том, что реакция опоре В Y_B направлена в противоположную сторону.

Определяем сумму сил по оси ОХ

Полученные результаты сведены в табл. 9.

Таблица 9

2.13 Проектирование гидростатических подшипников

Гидростатические подшипники применяют в станки строении, приборостроении, турбостроении и других отраслях промышленности. Вследствие того, что вращающаяся поверхность всегда отделена от невращающейся слоем смазочной жидкости, они обеспечивают высокую точность вращения, практически неограниченную долговечность, весьма высокую нагрузочную способность при любой скорости, в металлорежущих станках позволяют получить высокое качество поверхности обрабатываемого изделия. Высокая демпфирующая способность гидростатических подшипников значительно повышает виброустойчивость станка и его производительность. Гидростатические подшипники используют в качестве датчиков, в приводах микроперемещений, в системах адаптивного управления. Все это определяет перспективность их дальнейшего использования в машиностроении.

2.13.1 Принцип работы гидростатических подшипников

Гидростатический подшипник — это подшипник скольжения, давление в рабочем слое смазочной жидкости которого создается источниками питания, расположенными вне подшипника и работающими независимо от него.

Из всех типов гидростатических подшипников можно выделить два основных: цилиндрические (радиальные) и упорные подшипники (подпятники).

Цилиндрические подшипники выполняют с равномерно расположенными по окружности карманами, в каждый из которых от источника питания через дросселирующее устройство подается смазочная жидкость под давлением, за счет чего образуется подъемная сила, и вал всплывает.

Под действием внешней нагрузки F вал занимает эксцентричное положение относительно втулки. Образуется разница в величинах рабочих зазоров, через которые вытекает смазочная жидкость из различных карманов, изменяются и гидравлические сопротивления на выходе. Это приводит при наличии гидравлических сопротивлений (дросселей) на входе к изменению давления в каждом кармане; результирующая давлений воспринимает внешнюю нагрузку и возвращает вал в центральное исходное положение.

В гидростатические подшипники без дросселирующих устройств смазочная жидкость в каждый карман подводится от собственного источника питания (система «насос-карман»). Такую систему применяют в крупногабаритных подшипниках,

Для разгрузки валов применяют незамкнутые гидростатические подшипники, в которых втулка с несущими карманами не охватывает вал со всех сторон.

Рис.8. Распределение давлений в радиальном гидростатическом подшипнике.

В гидростатических подшипниках отсутствует контакт вала и втулки, так как в режимах пуска и останова вал всплывает до начала вращения, а опускается после останова.

2.13.2Расчет гидростатических подшипников

Задняя опора представляет собой замкнутый радиальный гидростатический подшипник.

Рис.9. Гидростатический подшипник.

Расчет подшипников задней опоры.

Диаметр шейки шпинделя D=120 мм.

Длина подшипника L=100 мм.

Размер перемычек, ограничивающих карман в осевом наплавлении l₀=10 мм.

Размер перемычек между карманами l_к=14 мм.

Число карманов z=4.

Жесткость подшипника j=500*10³ н/мм.

Смазочная жидкость-масло И-5А с µ=7 МПа*с при температуре 30˚С.

Максимально допустимое значение смещения шпинделя е=0,01 мм.

Максимальная скорость колебаний шпинделя V=0.2 мм/с

Частота вращения шпинделя n=1600 об/мин.

1. Найдем эффективную площадь подшипника:

1. Найдем первоначальное значение диаметрального зазора:

мм.

1. Давление источника питания:

1. Энергетические потери в подшипнике:

1. Оптимальное значение диаметрального зазора по минимуму энергетических затрат:

Поскольку полученное значение Δ_опт не значительно отличается от Δ₀, то можно не корректировать значения р_н и Р_Е. Окончательно принимаем

Δ=0.091±0,005 мм.

6.Проверяем максимальное значение относительно эксцентриситета:

ε=2е/Δ=2*0,01/0,091=0,22<0,35

1. Максимальная нагрузочная способность:

Н.

1. Расход смазочной жидкости :

1. Максимальная сила демпфирования в подшипнике:

9. Проводим расчет параметров дросселя. Длину канала (мм) капиллярного дросселя, имеющего круглое сечение, при d_др=0.6мм определяем как:

q_др=86*10³/4=21.5*10³ мм³/с.

2.13.3 Расчет подшипников передней опоры

Диаметр шейки шпинделя D=160 мм.

Длина подшипника L=120 мм.

Размер перемычек, ограничивающих карман в осевом наплавлении l₀=12 мм.

Размер перемычек между карманами l_к=15 мм.

Число карманов z=4.

Жесткость подшипника j=500*10³ н/мм.

Смазочная жидкость-масло И-5А с µ=7 МПа*с при температуре 30˚С.

Максимально допустимое значение смещения шпинделя е=0,01 мм.

Максимальная скорость колебаний шпинделя V=0.2 мм/с

Частота вращения шпинделя n=1600 об/мин.

1. Найдем эффективную площадь подшипника:

1. Найдем первоначальное значение диаметрального зазора:

мм.

1. Давление источника питания:

1. Энергетические потери в подшипнике:

1. Оптимальное значение диаметрального зазора по минимуму энергетических затрат:

Поскольку полученное значение Δ_опт не значительно отличается от Δ₀, то можно не корректировать значения р_н и Р_Е. Окончательно принимаем

Δ=0.123±0,005 мм.

Проверяем максимальное значение относительно эксцентриситета:

ε=2е/Δ=2*0,01/0,123=0,18<0,35

1. Максимальная нагрузочная способность:

Н.

1. Расход смазочной жидкости :

1. Максимальная сила демпфирования в подшипнике:

9. Проводим расчет параметров дросселя. Длину канала (мм) капиллярного дросселя, имеющего круглое сечение, при d_др=0.6мм определяем как:

q_др=204*10³/4=51*10³ мм³/с.

2.14 Проверка подшипников вала в револьверной головке

В опорах вала установим радиальные однорядные шарикоподшипники легкой серии 206 ГОСТ 8338–75.

- Статическая грузоподъемность С₀ = 10кН =10000Н;

- Динамическая грузоподъемность С = 19,5кН =19500Н.

Осевая нагрузка F_а = 0, т. к. осевые нагрузки зубчатой передачи малы.

Приведенная динамическая нагрузка Р_пр:

P_пр = X V F_r K K_T,

где Х – коэффициент радиальной нагрузки; Х = 1, т.к. подшипник радиальный однорядный;

V = 1, т.к. вращается внутреннее кольцо;

К – коэффициент безопасности; принимаем К = 1,25;

К_Т – температурный коэффициент; т.к. рабочая температура меньше 100С, то К_Т = 1.

Р_пр = 1 1 746 1,25 1 =932.5Н.

Приведенная нагрузка соответствует эквивалентной динамической нагрузке Р_пр = Р_экв.

Определим ресурс предварительно выбранного подшипника:

Так как расчетная долговечность подшипника больше требуемой (72230>25000), то подшипник пригоден.

2.15 Проверка подшипников входного вала продольного шпиндельного блока

В опорах вала установим радиальные однорядные шарикоподшипники легкой серии 7000111 ГОСТ 8338–75.

- Статическая грузоподъемность С_о = 11,7кН =11700Н;

- Динамическая грузоподъемность С = 17кН =17000Н.

Осевая нагрузка F_а = 0, т. к. осевые нагрузки от муфты и зубчатой передачи малы.

Приведенная динамическая нагрузка Р_пр:

P_пр = X V F_r K K_T,

где Х – коэффициент радиальной нагрузки; Х = 1, т.к. подшипник радиальный однорядный;

V = 1, т.к. вращается внутреннее кольцо;

К – коэффициент безопасности; принимаем К = 1,25;

К_Т – температурный коэффициент; т.к. рабочая температура меньше 100С, то К_Т = 1.

Р_пр = 1 1 935 1,25 1 =1168Н.

Приведенная нагрузка соответствует эквивалентной динамической нагрузке Р_пр = Р_экв.

Определим ресурс предварительно выбранного подшипника:

Так как расчетная долговечность подшипника больше требуемой (64220>25000), то подшипник пригоден.

2.16 Проектирование гидростатических направляющих

Гидростатические направляющие обладают рядом преимуществ по сравнению с обычными направляющими смешанного трения. Они обеспечивают минимальную, не зависящую от нагрузки, силу трения в широком диапазоне скоростей, практически не изнашиваются, имеют относительно высокую демпфирующую способность. Эти достоинства определяют все более широкое распространение гидростатических направляющих в станкостроении.

2.16.1 Принцип работы

Особенность гидростатических опор состоит в том, что масло, разделяющее скользящие поверхности, подводится к ним извне с помощью насоса. Масло поступает через отверстие в карман, в котором давление одинаково во всех точках, поскольку глубина кармана велика (1—4 мм). Карман окружен перемычками, препятствующими свободному вытеканию масла из кармана. Истечение масла возникает после того как подвижный элемент всплывает на величину h и масло через образовавшуюся щель по периметру кармана вытекает наружу. Величина всплытия определяется количеством масла, подводимым к карману; давление р₁ в кармане устанавливается автоматически и зависит только от нагрузки F, на опору. При увеличении нагрузки (F₂>F₁) давление повышается до р₂.

Толщина масляной пленки уменьшается до h₂, причем источник питания должен обеспечить возможность увеличения давления в карманах в рабочем диапазоне нагрузок.

Характеристики

Список файлов курсовой работы