Анализ показателей точности редуктора цилиндрического двухступенчатого и методов их обеспечения
.pdf
СБГУАП группа 4736 https://new.guap.ru/i03/contacts
M |
x1 |
R |
|
l |
|
342Hм; |
|
||||||
|
|
|
Ax 1 |
|
|
|
|
|
|
||||
M |
x 2 |
P l |
3 |
|
160Нм; |
|
|||||||
|
|
z |
|
|
|
|
|
|
|
||||
M |
y1 |
R |
|
l |
|
60Hм; |
|
||||||
|
|
|
Ay 1 |
|
|
|
|
|
|
||||
M |
|
|
(342) |
2 |
(60) |
2 |
347Hм; |
||||||
1 |
|
|
|||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
M |
|
|
|
(160) |
2 |
0 |
160Hм; |
||||||
2 |
|
|
|||||||||||
T 240Нм. |
|
|
|
|
|
|
|||||||
12.8 Подбор подшипников по точности
Точность вращения шпинделей является важнейшей характеристикой шпиндельного узла, в значительной мере определяющей точность обработки деталей на станке. Она зависит от точности изготовления подшипников и сопряжённых с подшипниками деталей шпиндельного узла, от качества монтажа, от регулировки подшипников и от частоты вращения шпинделя.
Влияние биения переднего и заднего конца шпинделя неодинаково. Из геометрических параметров легко выводится степень влияния каждой опоры.
При учёте биений каждого подшипника выражение преобразуется в виде более удобный для практического использования:
1,5 |
|
18 |
|
65 |
|
18 |
|
|
|
|
|
||
|
3 |
|
1040 |
|
3 |
|
|
|
|
|
|
16 |
|
|
|
|
|
2 |
|
|
|
13.5
; (12.8)
где 1- радиальное биение подшипников передней опоры;
|
|
|
|
2 |
- радиальное биение подшипников задней опоры; |
||
|
|||
m1 - число подшипников в передней опоре; m2 - |
число подшипников в |
||
задней опоре. В целом значение радиального биения |
|
должно не превышать |
|
|
|||
норм точности (табл.12.1). Класс точности подшипников в передней и задней опорах пятый.
12.9 Расчёт долговечности подшипников
СБГУАП группа 4736 https://new.guap.ru/i03/contacts
Долговечность подшипника качения - это продолжительность его работы в часах или в числе совершённых оборотов до тех пор, пока правильно выбранный и обеспеченный необходимым уходом подшипник безупречно выполняет все функции, соответствующие его назначению.
Определение долговечности подшипников шпиндельных узлов в настоящее время возможно лишь приближённо и сводится к оценке долговечности подшипника по усталости и по износу, а также по сроку службы консистентной смазки (при одноразовой смазке подшипника).
Наименьшая из полученных величин является долговечностью опоры шпиндельного узла.
Консистентная смазка в шпиндельных узлах станков применяется крайне редко, причём преимущественно для шпинделей с вертикальной осью вращения. Для таких шпинделей, как правило, наименьшую величину даёт срок службы смазки.
Поэтому целесообразным в этом случае, оказывается по сроку смазки назначить периодичность смены смазки, а не срок службы шпиндельного узла.
С другой стороны, обеспечению качественной смазки шпиндельных опор должно уделяться первостепенное внимание, вследствие чего, как правило, причиной выхода из строя является усталостное разрушение, а не износ.
Поэтому расчёт на долговечность шпиндельных опор обычно заключается в расчёте подшипников на усталость. При этом определяется номинальная долговечность в млн. оборотов подшипника (12.9) или в часах его работы (12.10).
C p |
|
||
L |
|
|
|
|
|
||
|
P |
, млн. оборотов, (12.9) |
|
|
|
|
|
СБГУАП группа 4736 https://new.guap.ru/i03/contacts
|
10 |
6 |
C |
p |
|
10 |
6 |
L |
|
Lh |
|
|
|
|
|||||
60n |
|
|
|
|
60n |
||||
|
P |
|
|
||||||
, часов, (12.10)
где L - номинальная долговечность в млн. оборотов подшипника;
Lh - долговечность подшипника в часах работы;
C - динамическая грузоподъёмность подшипника кГс (приводится в технических характеристиках подшипников);
P - эквивалентная динамическая нагрузка, кГс;
р - степенной показатель для шариковых подшипников p=3, для роликовых - р=10/3;
n - частота вращения подшипника.
Значение эквивалентной динамической нагрузки P определяется по следующему выражению:
=(V.Х.Fr+Y.Fa)K .KT ,
где Fr - радиальная нагрузка на подшипник;
Fa - осевая нагрузка на подшипник;
V - коэффициент вращения относительно вектора нагрузки колец подшипника (табл. 12.11, 12.12, 2.13);
X иY - коэффициенты радиальной и осевой нагрузок (там же);
K - коэффициент безопасности (табл. 12.14);
KT - коэффициент температурного режима (табл.
12.15).=(4479*1*1*0.56*1.25*1.15) = 3605
|
189000 |
|
3 |
|
|||
L |
|
1440ìëí |
/ îá |
||||
|
|
|
|
||||
1 |
|
3605 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
|
145000 |
|
3 |
|
|||
L2 |
|
|
|
640ìëí |
/ îá |
||
3605 |
|||||||
|
|
|
|
|
|||
СБГУАП группа 4736 https://new.guap.ru/i03/contacts
|
10 |
6 |
|
|
|
||
L |
|
1440 |
12000÷ |
||||
|
|
|
|||||
1 |
60 * 2000 |
|
|
|
|||
|
|
|
|
||||
L2 |
|
106 |
|
640 5330÷ |
|||
60 * 2000 |
|||||||
|
|
|
|||||
СБГУАП группа 4736 https://new.guap.ru/i03/contacts
13.СИСТЕМА УПРАВЛЕНИЯ
13.1Выбор системы ручного управления
Для данной коробки скоростей применяется переключение скоростей с помощью зубчатых секторов. При повороте зубчатых секторов приводятся в действие вилки, которые передвигают блоки зубчатых колес.
Переключение осуществляется тремя рычагами. С помощью первого рычага передвигается блок, состоящий из трех зубчатых колес, сидящих на первом вале. Угол, на который поворачивается первый рычаг, составляет 90º.
Второй и третий рычаг расположены совместно и при повороте на 60º
перемещают 2-ой и 3-ий блоки соответственно. Фиксация производится с помощью подпружиненного шарика.
13.2 Определение радиуса, числа зубьев и модуля зубчатого сектора
1-й блок Исходя из длины окружности и угла поворота зубчатого сектора,
найдем его радиус по формуле:
r=L×4/2π, (32)
где r -радиус сектора;
α-часть окружности для сектора, α=4;
L-длина окружности зубчатого сектора, мм. r =125×4/6,28=80 мм.
Далее подберем число зубьев зубчатого сектора и найдем его модуль по формуле:
m= 2×r/z, (33)
СБГУАП группа 4736 https://new.guap.ru/i03/contacts
где r -радиус сектора;
z- число зубьев. Примем z= 32, тогда m=2×80/32=5.
На рисунке 4 показан механизм переключения скоростей для первого блока.
хо д вилки 125 м м
|
|
|
|
|
|
|
0Å |
|
|
|
|
|
|
9 |
|
|
|
|
|
|
|
à |
|
|
|
|
|
|
ð |
|
|
|
|
|
|
î |
|
|
|
|
|
|
ò |
|
|
|
|
|
|
ê |
|
|
|
|
|
|
|
å |
|
|
|
|
|
|
ñ |
|
|
|
|
|
|
ä |
|
|
|
|
|
|
|
î |
|
|
|
|
|
|
|
õ |
|
|
|
|
|
|
|
вилка
î ñü
секто р
Рисунок 4- Механизм переключения скоростей для первого блока.
2-й блок
L=90, α=6. r =90×6/6,28=86мм.
Примем z=34, тогда m=2×86/34=5 мм.
На рисунке 5 показан механизм переключения скоростей для второго блока.
хо д вилки 90 м м
|
|
|
0Å |
|
|
6 |
|
|
à |
|
|
|
ð |
|
|
|
î |
|
|
|
ò |
|
|
|
ê |
|
|
|
å |
|
|
ñ |
|
|
|
ä |
|
|
|
î |
|
|
|
õ |
|
|
|
вилка
î ñü
ñåêò î ð
Рисунок 5- Механизм переключения скоростей для второго блока.
СБГУАП группа 4736 https://new.guap.ru/i03/contacts
3-й блок
L=115, α=6.
r =115×6/6,28=110 мм.
Примем z= 40, тогда m=2×110/40=5,5 мм.
На рисунке 6 показан механизм переключения скоростей для третьего блока.
хо д вилки 115 м м
|
|
0Å |
|
|
6 |
|
à |
|
|
ð |
|
|
î |
|
|
ò |
|
|
ê |
|
|
å |
|
ñ |
|
|
ä |
|
|
î |
|
|
õ |
|
|
вилка
î ñü
секто р
Рисунок 6- Механизм переключения скоростей для третьего блока
СБГУАП группа 4736 https://new.guap.ru/i03/contacts
14. СИСТЕМА СМАЗКИ
Зубчатые колёса смазываются вследствие разбрызгивания масла под действием центробежных сил.
Для смазки принимаем масло индустриальное ИС-40А с вязкостью
40×10-6м2/с (контактные напряжения 400…1000 МПа, окружная скорость
2…5 м/с).
Требуемую производительность насоса определим по формуле
Q 35 K |
N |
ТР |
|
|
|
||
t |
|
||
|
; (34) |
||
|
|
|
|
где NТР - мощность трения, находится по формуле
NТР=NДВ×(1-η); (35)
NТР=7,5×(1-0,83)=1,275 (кВт).
∆t - перепад температуры на выходе и входе зоны трущихся поверхностей, ∆t=45…500С,
К - коэффициент запаса масла, К=2.
Q 35 2 |
1,275 |
|
50 |
||
|
1,8 (л / мин)
.
Диаметр трубопровода определим по формуле
d 46 |
Q |
|
V |
||
|
; (36)
где V - средняя скорость протекания масла, V=2…4 м/с.
СБГУАП группа 4736 https://new.guap.ru/i03/contacts
d 46 |
1,8 |
|
4 |
||
|
31 (мм)
.
Для данной системы смазки примем насос 11-18МН3031-61.
Техническая характеристика насоса:
Номинальная подача Q-1,8 л/мин;
Давление нагнетания Рном-0,25 МПа;
Диапазон частот вращения n-500-1000 об/мин;
Объемный КПД |
|
-0,8. |
|
СБГУАП группа 4736 https://new.guap.ru/i03/contacts
15.СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1.Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя в 3-х томах. -
M.: Машиностроение , 1977, 1978, 1979.
. Бейзельман Р.Д., Цыпкин Б.В., Перель Л.Я. Подшипники качения.
Справочник. - М.: Машиностроение, 1975. - 576 с.
. Детали и механизмы металлорежущих станков, т.2. Под ред. Д.Н. Решетова.
- М.: Машиностроение, 1972. -250 с ,- 520 с.
. Ерёмин А.Н. Методические основы курсового проектирования металлорежущих станков. Томск. Издательство Томского университета,
1973.
. ГОСТ 16868-71. Концы шпинделей резьбовые; размеры.
. ГОСТ 12593-72. Концы шпинделей фланцевые; размеры.
. ГОСТ 12595-72. Концы шпинделей фланцевые под поворотную шайбу;
размеры.
. ГОСТ 836-72. Концы шпинделей фрезерных станков; размеры.
. ГОСТ 2701-72. Концы шпинделей сверлильных и расточных станков.
Основные размеры.
. Лизогуб В.А. Конструирование и расчёт шпиндельных узлов,
направляющих и механизмов металлорежущих станков. - М.: Издательство ВЗМИ., 1985. -85 с.
. Методическое руководство по курсу проектирование металлорежущих станков. Часть 1. Сост. к.т.н. Токобаев С.Т. Фрунзе, 1983.
. Методическое руководство по курсу проектирование металлорежущих станков. Часть 2. Сост. к.т.н. Ким Ф.Б. Фрунзе, 1983.
. Фигатнер А.М. Прецизионные подшипники качения современных металлорежущих станков. - М.: НИИМАШ., 1980. 72 с.