Полный текст:
Оглавление
Исходные
данные. 3
Определение
расчетных параметров. 4
1. Назначение
станка и его компоновка с указанием основных узлов и их назначением, рабочими и
установочными движениями. 7
2. Выбор
структуры формулы и ее обоснование. 9
3. Расчет
характеристик групповой передачи и их корректировка. 10
4. Построение
структурной сетки. 11
5. Проверка
диапазонов регулирования групповых передач. 12
6. Построение
графика частот вращения шпинделя, и его обоснование. 13
7. Разработка
кинематической схемы.. 14
8. Определение
передаточных отношений передач. 16
9. Определение
минимально допустимых чисел зубьев зубчатых колёс. 16
10. Определение
числа зубьев зубчатых колёс. 18
Z4+ Z5 = Z6+ Z7 ; (
1 ) 18
11. Расчёт
фактических частот вращения шпинделя и их отклонений от стандартных 19
12. Определение
минимально допустимых межцентровых расстояний валов 21
13. Проверочный
расчёт выбранного модуля зубчатых колёс. 21
14. Расчёт
размеров колёс. 23
Определим
делительные диаметры зубчатых колес: 24
15. Расчёт
скорости вращения колёс и выбор степени точности их изготовления 24
16. Определение
мощности и крутящего момента на шпинделе в зависимости от заданных параметров
режимов резания. 25
17. Выбор
материала колёс и их термообработки. 26
18. Компоновка
привода в поперечном сечении (свёртка) 26
19. Расчёт
наиболее нагруженного вала на жёсткость. 28
20. Схема
шпиндельного узла (вылет, пролёт между опорами, усилия резания и усилия на
ведомом колесе) 35
21. Расчёт
реакций опор. 36
22. Расчёт
шпинделя на жёсткость. 38
23. Выбор
подшипников шпинделя. 39
24. Выбор
способа и механизма переключения одного из блоков колёс. 40
25. Расчёт
усилия переключения блока. 42
26. Выбор
способа фиксации положения блока. 45
27. Расчёт
фиксирующего устройства на прочность. 45
Литература. 46
Исходные данные
Тип станка - станок прототип 6М82;
Вид обработки: чистовая;
Способ регулирования: ступенчатый;
Основной параметр станка: число ступеней z = 8;
Обрабатываемый материал: Сталь 45 HB 240 ?в = 75 кГ/мм2;
Предельные частоты вращения шпинделя: nmax =
2000 об/мин, nmin = ?;
Мощность приводного электродвигателя: Nэл. = 10 кВт;
Частота вращения приводного электродвигателя: nэл. = 1460 об/мин
Знаменатель геометрического ряда: ? = 1,4 (1,41).
Определение расчетных параметров
Материал инструмента: фреза диаметром 160 мм из быстрорежущей
стали марки Р6М5.
Определяем размеры
обрабатываемой заготовки Bmax
и Bmin для
фрезерных станков: по базовой модели размеры рабочей поверхности стола 1250х320
мм. Определим наибольший (Dб)
и наименьший (Dм)
диаметр фрез:
где Вс – ширина стола станка.
по заданию
Рассчитываем наибольшую (Вб) и (Вм)
ширину фрезерования:
Определяем наибольшую и
наименьшую глубину фрезерования, которую принимаем равной величине припуска на
обработку: для стального литья максимальной длины 250 мм, максимальной шириной
до 70 мм:
для черновой tб = 4,5 мм; для чистовой берем припуск 1,0 мм.
По таблице 34 [5, стр. 283] находим наименьшую
и наибольшую подачи на зуб для конструкционной стали Сталь 45: для торцовых и
дисковых фрез подача sz = 0,08-0,15 мм, для цилиндрических sz = 0,12-0,20 мм.
Рассчитываем наибольшую скорость резания:
Формула для расчёта скорости
резания [5, стр. 282]:
где t – глубина резания,
B – ширина резания,
D – диаметр фрезы,
z – количество зубьев,
T – период стойкости,
SZ – подача на зуб,
CV – коэффициент,
q, m, x, y, u, p – показатели
степени,
KV – поправочный коэффициент,
где:
–
коэффициент,
учитывающий качество материала, [5, табл. 1, стр. 261];
Для
Стали 45 – ?в = 750 МПа;
nv =1,0 [5, табл. 2, стр. 262];
Kr = 1,0.
–
коэффициент,
учитывающий состояние поверхности, [5, табл. 5, стр. 263] – 1,0 без корки;
–
коэффициент,
учитывающий материал инструмента, [5, табл. 6, стр. 263] – 1,0.
и показатели степеней определяются по [5,
табл. 39, стр. 288].
определяется по [5, табл. 40, стр. 290].
=75,5
=0,25
=0,2
=0,3
=0,2
=0,1
=0,1
=150 мин.
=12
=0,3
=0,26
=0,3
=0,25
=0
=0
=120 мин.
.
Тогда:
Рассчитываем наибольшее и
наименьшее число оборотов в минуту шпинделя:
.
Эффективная мощность
резания:
Частота вращения электродвигателя: nэл.
= 1460
об/мин. Выбираем двигатель типа АО2-52-4 мощностью Nэл =10 кВт.
1. Назначение
станка и его компоновка с указанием основных узлов и их назначением, рабочими и
установочными движениями
Консольно-фрезерный станок
модели 6М82 предназначен для фрезерования всевозможных деталей цилиндрическими,
дисковыми, угловыми, фасонными, торцовыми и концевыми фрезами.
На данном станке можно
обрабатывать вертикальные и горизонтальные плоскости, пазы, углы, рамки,
зубчатые колеса и т.д. Также возможно фрезеровать всевозможные спирали, для
чего стол его поворачивается вокруг своей вертикальной оси.
Шпиндель получает вращение от
фланцевого электродвигателя через упругую соединительную муфту и зубчатые
колеса механизма коробки скоростей. Числа оборотов шпинделя изменяются путем
передвижения трех зубчатых блоков по шлицевым валам.
Станина является базовым узлом,
на котором монтируются все остальные узлы и механизмы станка. Нижние ниши
станины, закрытые дверками использованы для размещения четырех панелей
электрооборудования. Станина в верхней части имеет направляющие профиля
«ласточкина хвоста», в которых установлен хобот. Хобот можно перемещать по
направляющим. При сдвинутом хоботе и снятой крышке открывается доступ в коробку
скоростей для регулирования подшипников шпинделя и просмотра смазки коробки
скоростей.
Коробка скоростей смонтирована
непосредственно в корпусе станины, в верхней ее части и управляется с помощью
вставной коробки переключения.
Коробка переключения скоростей
выполнена в виде самостоятельного узла, смонтированного на левой стенке
станины. Коробка представляет собой чугунный открытый корпус с двумя
внутренними поперечными стенками.
Рис. 1. Коробка переключения скоростей: а – переключатель
освещения «Включено-выключено»; б – кнопка «Пуск шпинделя»; в – кнопка «Стоп
шпинделя»; г – кнопка «Толчок шпинделя»; д – кнопка «Быстро стол»; 1 –
стрелка-указатель; 2 – кнопочная станция переключения; 3 – лимб; 4 – рукоятка.
Коробка подач предназначена для
изменения величины рабочих подач стола, салазок, консоли и сообщения этим узлам
быстрых перемещений.
Консоль является базовым узлом,
объединяющим все остальные узлы цепи подач и распределяющим движения на
продольную, поперечную и вертикальную подачи.
Стол является последним
элементом в цепи подач и имеет возможность перемещаться в трех направлениях: по
направлениям салазок в продольном, вместе с салазками по направляющим консоли в
поперечном и вместе с салазками и консолью по направляющим станины в
вертикальном направлениях.
Смазка механизмов узлов станка
производится от индивидуальных насосов, расположенных в станине, консоле и
салазках.
2. Выбор
структуры формулы и ее обоснование
Число ступеней задано z = 8.
Также задан знаменатель геометрического ряда ? = 1,4. Структура привода,
состоящая из одной кинематической цепи, в которой число скоростей определяется
как произведение чисел скоростей последовательно соединенных групп передач,
называется нормальной множительной структурой, а ее структурная формула:
,
где Р1, Р2,
Р3…Pi
– числа скоростей первой, второй, третьей i – той группы передач (число
сомножителей представляет собой количество групп передач в механизме). Группа
«1» называется основной, группа «2» первая переборная и т.д.
В нашем случае структурная
формула примет вид:
.
Из формулы:
, найдем значение nmin.
Принимаем в коробке скоростей
два двойных блока на втором и третьем валах.
3. Расчет
характеристик групповой передачи и их корректировка
Основная группа образует
начальный ряд частот вращения со знаменателем
. Для основной группы передач Р1 показатель
степени х1=1.
Для первой переборной группы Р2
показатель степени х2 равен числу передач в основной группе, т.е. х2
= Р1. Для второй переборной группы Р3 показатель степени
х3 равен произведению чисел передач в основной и первой переборной
группах.
Z = 2(1) · 2(2)
· 2(4) = 8.
В связи с тем, что передаточные
отношения прямозубых зубчатых передач могут колебаться в пределах от ? до 2,
появляется необходимость определить максимально допустимую характеристику
группы регулирования:
.
Характеристики групп 1, 2 и 4 меньше 6,18, следовательно,
привод возможно реализовать, используя двухваловые группы регулирования.
4. Построение
структурной сетки
Различным вариантам структурной
формулы соответствует определенный вид структурной сетки.
Рис. 2. Структурная сетка.
I, II, III, IV – последовательно расположенные валы. Количество групп передач
в приводе равно трем.
Основная группа состоит из двух передач, располагается между
I и II валами: ?1.
Между II и III
валами расположена первая переборная группа, имеющая две передачи. На третьем
валу ?2.
Расстояние между соседними
лучами на IV валу ?4.
5. Проверка
диапазонов регулирования групповых передач
Определяем диапазон регулирования чисел оборотов
шпинделя по формуле:
.
Проверяем количество чисел оборотов шпинделя по
формуле:
Из структурной сетки получаем следующие
соотношения для передаточных чисел:
Наименьшая величина
передаточного отношения понижающей передачи:
,
,
.
Наибольшая величина передаточного отношения
повышающей передачи:
,
- применяется, если в
передачах используются косозубые колеса.
,
. Условия выполнены.
;
.
.
6. Построение
графика частот вращения шпинделя, и его обоснование
Для построения графика (рис. 3) выполняем следующее:
1) наносим все валы привода;
2) из стандартного ряда со знаменателем 1,4 выбираем
числа оборотов шпинделя:180; 250; 355; 500; 710; 1000; 1400 и 2000 об/мин;
3) на графике приводим горизонтальные линии в количестве,
достаточном для нанесения всех чисел оборотов шпинделя и числа оборотов
электродвигателя;
4) наносим на графике числа оборотов шпинделя
(справа) и числа оборотов
электродвигателя;
5) разбиваем графически между группами наименьшее
передаточное отношение привода, равное
,
где: n1 – наименьшее число оборотов
шпинделя;
nэл – число оборотов
электродвигателя.
.
Наименьшее передаточное отношение разбиваем таким
образом, чтобы передаточные отношения групп уменьшались тем сильнее, чем ближе
передача к шпинделю; такая разбивка обеспечивает относительно высокие
наименьшие числа оборотов промежуточных валов и малые моменты на валах.
После нанесения лучей, соответствующих наименьшим
передаточным отношениям i1 , i2 , i4 и i6 строим остальную часть
графика, выдерживая между смежными лучами интервалы в соответствии со
структурной сеткой.
Рис. 3. График частот вращения шпинделя.
7. Разработка
кинематической схемы
При составлении кинематической схемы необходимо
учитывать следующее:
1) число валов должно соответствовать графику чисел
оборотов;
2) расположение валов должно соответствовать
конструкции станка, в частности конструктивной форме корпуса привода, валы
могут располагаться горизонтально или вертикально в соответствии с
расположением шпинделя в станке;
3) передвижные зубчатые колеса собирают в блоки
различной конструкции. Блоки обычно состоят из двух или трех колес. Вместо
блока из четырех колес применяют для уменьшения осевых габаритов группы два
двойных блока. Меньшие осевые размеры имеют группы колес, подвижные блоки
которых имеют узкое исполнение, то есть блоки, составленные из рядом
расположенных колес;
4) расположение групп колес должно быть таким, чтобы
общая длина валов и длина участков валов, передающих крутящий момент, в
особенности тяжело нагруженных (у шпинделя) была возможно малой;
5) в металлорежущих станках обычно наиболее
нагруженные передачи группы (с малым ведущим колесом) располагают у подшипника
вала. Для обеспечения распределения передаваемой нагрузки по всей длине зубьев
колес, валы долины быть достаточно жесткими, а зубчатые венцы иметь ширину не
более, чем это требуется по расчету на прочность.
Рис. 4. Кинематическая схема привода главного движения
8. Определение
передаточных отношений передач
Для определения чисел зубьев шестерен
отыскиваем такое значение
для каждой
элементарной передачи, которое обеспечивает требуемые значения и имеет
.
;
;
;
;
;
;
.
9. Определение
минимально допустимых чисел зубьев зубчатых колёс
Так как межцентровое расстояние
aw для всех
зубчатых колес группы является величиной постоянной, то при одинаковом модуле
зубчатых колес должно быть справедливо соотношение:
. (1)
Передаточное отношение пары
зубчатых колес:
(2)
Из уравнений (1) и (2) следует:
;
. (3)
Пусть
, где
и
- простые числа.
Тогда формулы для расчета чисел зубьев
примут вид:
;
(4)
Сумма чисел зубьев Sz должна быть кратна
, то есть:
(5)
где К – наименьшее общее кратное всех сумм
рассчитываемой группы
передач;
Е – целое число; Е = 1,2, 3, …
;
;
;
;
;
;
.
10.
Определение числа зубьев зубчатых колёс
Для первой переборной группы составляем следующие
уравнения:
Z4+ Z5 = Z6+ Z7 ; ( 1 )
Для решения этой неопределенной системы уравнений и
для получения наименьших размеров колес задаемся числом зубьев наименьшего колеса
группы Z4 = Zmin = 18?22.
Принимаем Z4=20.
Из уравнения (2) получаем: Z5= 1,4 ? Z4= 1,4?20 = 28
Из уравнений (1) и (3) получаем:
20+28 = Z6+1?Z6 и Z6= 48/2 = 24
Из уравнения (3) имеем: Z7=1?Z6=24.
;
;
;
;
;
.
Результаты сводим в таблицу 1.
Таблица 1
Числа зубьев
шестерен
i
i1=0,6875
i2=1/1,4
i3=1
i4=1/2
i5=1
i6=1/2
i7=2
zi?zi+1
22?32
20:28
24?24
18?36
27?27
18:36
36?18
?z
54
48
54
54
11.
Расчёт фактических частот вращения шпинделя и их отклонений от
стандартных
Определяем фактические числа оборотов шпинделя исходя
из определенных выше чисел зубьев колес. Выбирая включенные передачи по графику
чисел оборотов, получаем следующие фактические числа оборотов шпинделя:
Числа оборотов шпинделя могут отклоняться от табличных
значений не более чем на ±10·(?-1)%, т.е. ± 10·(1,41-1)% = ± 4,1% = [?n].
Все отклонения фактических чисел оборотов меньше
допустимых отклонений.
В дальнейших расчетах будем принимать во внимание
только стандартные заданные числа оборотов шпинделя.
12.
Определение минимально допустимых межцентровых расстояний валов
Межцентровые расстояния валов
определяются по формуле:
;
;
.
13.
Проверочный расчёт выбранного модуля зубчатых колёс
В качестве материала для
зубчатых колес выбираем материал: Сталь 40Х закаленную. Предел прочности
1470-1620 МПа, предел текучести
1275-1379 МПа, HRCЭ = 45-50. Допускаемые
напряжения на изгиб Rb = 373 МПа, Rк = 1324 МПа.
Определим мощности и крутящие моменты на валах.
Скорости вращения валов включенной
передачи:
;
;
;
;
.
;
;
;
;
;
.
Для стальных прямозубых колес модуль определяется:
1.
По напряжениям изгиба модуль определяется:
;
2.
По контактным напряжениям по формуле:
;
Z 12= 18;
y – коэффициент формы зуба, у = 0,12;
Кизг. и Кк –
коэффициенты долговечности, учитывающие заданный срок службы и переменность
режима работы:
;
;
КN – коэффициент, характеризующий
предполагаемое изменение мощности передаваемой рассчитываемой шестерни; КN = 0,84; КN = 0,78;
Кn - коэффициент, учитывающий
характер работы рассчитываемой передачи на разных частотах при использовании
полной мощности механизма; Кn = 0,4-3;
Т = 10000-12000 ч.
;
.
, принимаем m = 4.
Выбираем большее
значение модуля по контактным напряжениям до ближайшего стандартного значения m
= 4.
14.
Расчёт размеров колёс
Ширина b зубчатого венца
цилиндрического колеса обычно выбирается из соотношения:
;
;
;
Определим делительные диаметры зубчатых колес:
15.
Расчёт скорости вращения колёс и выбор степени точности их
изготовления
Скорость вращения колес определяются по следующей
формуле:
В станкостроении в главных приводах используются
преимущественно зубчатые колеса 7 и реже 6 степеней точности. Наибольшая
допустимая окружная скорость для колес 7 степени точности 6 м/сек, для колес 6
степени точности - 10?12м/сек. При выборе степени
точности колес учитывают величину приведенных вращающихся масс и величину
передаваемой нагрузки.
Принимаем степень точности всех
колес – 7.
16.
Определение мощности и крутящего момента на шпинделе в
зависимости от заданных параметров режимов резания
Так как скорость резания
(фрезерования) фрезой O160 мм из быстрорежущей стали Р6М5:
.
Эффективная мощность
резания:
;
Сила резания:
- была рассчитана ранее.
Примем с запасом 8,8 кВт.
Крутящий
момент на шпинделе при фрезеровании:
.
Максимальный момент,
развиваемый на шпинделе:
.
17.
Выбор материала колёс и их термообработки
Применяем для всех шестерен и
колес легированную сталь 40Х ГОСТ 4543-71. В качестве термообработки для
зубчатых колес используем закалку с нагревом токами высокой частоты ТВЧ. После
закалки ТВЧ зубья получают 8-ю степень точности. А нам требуется 7-я,
следовательно, зубья подвергнем
шлифовке.
Наиболее стойкими являются
цементированные зубчатые колеса, но этот процесс наиболее трудоемок, чем ТВЧ.
Желательно с целью создания
равнопрочной зубчатой пары для зубчатого колеса выбирается менее прочный
материал, чем для шестерни. Но это редко применяется.
Предел прочности Стали 40Х:
1470-1620 МПа, предел текучести
1275-1379 МПа.
Твердость: HRCЭ = 45-50.
Допускаемые напряжения на изгиб Rb = 373 МПа, Rк = 1324 МПа.
18.
Компоновка привода в поперечном сечении (свёртка)
Определим предварительно
диаметры валов:
,
где d – в м,
N
–передаваемая мощность,
n -частота
вращения вала, об/мин или мин-1.
C – коэффициент,
С = 150-120.
, принимаем 28 мм;
, принимаем 30 мм;
, принимаем 33 мм;
, принимаем 42 мм;
, принимаем 52 мм.
Так как мы применяем шлицевые посадочные места на валах II, III и
IV для передвижения блоков шестерен, то рассчитанные диаметры валов это
внутренние диаметры шлицов.
Вал II –
прямобочное соединение средняя серия 8х32х38.
Вал III –
прямобочное соединение средняя серия 8х36х42.
Вал IV –
прямобочное соединение средняя серия 8х42х48.
Рис. 5. Компоновка привода в поперечном сечении (свертка).
19.
Расчёт наиболее нагруженного вала на жёсткость
Наиболее нагруженным валом
является третий вал, т.к. на нем расположено четыре зубчатых колеса. Четвертый
вал длиннее и тоже несет на себе четыре колеса, соединенные в блоки, но имеет
третью промежуточную опору.
Рис.6. Графическое определение сил, действующих на вал и
подшипники.
Силы в зацеплении делятся на окружную силу P и
радиальную силу R, которые определяют суммарную силу Q
,действующую на вал и подшипники.
Определим угол наклона силы Q1 и Q2 относительно оси Y,
предварительно найдя численные значения P1, P2, R1, R2, Q1, Q2.
Вращающий момент на третьем валу: Т = 127,71 Н·м, или 12771 Н·см.
,
;
R1 = 1140
H,
R2 = 1774 H.
Q1 = 1,1 · 1140 = 1254 H,
Q2 =
1,1 · 1774 = 1952 H .
Найдём
реакции опор:
;
Тогда:
;
Тогда:
;
Тогда:
;
Тогда:
Найдем изгибающие моменты:
Найдем
максимальный изгибающий момент в опасном сечении:
Определим
диаметр вала d:
Выбираем
по таблице 10 из справочника (Анурьев В.И., II т.) :
Выбираем
округляя в большую сторону, находим d=28 мм.
Приблизительно
d можно найти по формуле:
;
.
Принимаем
d = 36 мм.
Определим
марку материала вала.
Допустимое
напряжение на изгиб:
,
где:
W – момент сопротивления в опасном сечении, м3; М и
Мкр, - Н·м.
Используя
табл. 8 справочника (Анурьев В.И., II т.) и, предварительно
переведя МПа в кгс/см2, получим:
?из= 34,6 ·10,2 = 353,3 кгс/см2; а
допускаемое напряжение [?из] = 850 кгс/см2 для вала d=36мм из стали 40Х
улучшенной. Следовательно, размеры вала взяты с большим запасом прочности.
Расчет на жесткость сводится к
определению прогибов y, углов наклона оси вала ? и к сопоставлению их с
допускаемыми. Допускаемый прогиб вала не должен превышать 0,0001-0,0005
расстояния между опорами или под зубчатыми колесами 0,01-0,03 модуля в см. Углы
наклона оси вала в опорах не должны превышать 0,001 радиана при зубчатых
колесах; то же в радианах, не более: 0,0025 – для цилиндрических
роликоподшипников; 0,0016 –для конических подшипников; 0,005 – для однорядных
шарикоподшипников.
Рис. 7. Схема нагружения вала.
Угол
наклона оси вала ? и прогиб вала y в расчетном сечении для нашей схемы
нагружения определяют по формулам:
;
;
Допускаемый прогиб вала: [y] = 0,011 см, допускаемый угол наклона оси вала: 0,001рад при
зубчатых колесах. Условия выполнены, следовательно, третий вал 8х36х42 в
отношении жесткости допустим.
20.
Схема шпиндельного узла (вылет, пролёт между опорами, усилия
резания и усилия на ведомом колесе)
Шпиндель станка представляет
собой трехопорный вал. Небольшие по длине пролеты и значительный диаметр
сечений обеспечивают необходимую виброустойчивость и жесткость шпинделя. Усилия
резания были определены ранее.
Рис. 8. Схема шпиндельного узла.
21.
Расчёт реакций опор
Рис. 9. Графическое определение сил, действующих на шпиндель
и подшипники.
Вращающий момент на шпинделе: Т = 478,2 Н·м, или 47820 Н·см.
,
;
R1 = 3321 H,
R2 = 1912,5 H.
Q1 = 1,1 · 3321 = 3654 H,
Q2 =
1,1 · 1912,5 = 2104 H .
Рис.10. Графическое определение сил, действующих на вал и
подшипники.
;
;
;
.
;
.
22.
Расчёт шпинделя на жёсткость
Рис. 11. Схема нагружения шпинделя.
Угол наклона оси шпинделя ? и прогиб
вала y
в расчетном сечении для нашей схемы нагружения определяют по формулам:
;
;
Допускаемый прогиб вала: [y] = 0,011 см, допускаемый угол наклона оси вала: 0,001рад при
зубчатых колесах. Условия выполнены, следовательно, шпиндель в отношении
жесткости спроектирован верно.
23.
Выбор подшипников шпинделя
Основными критериями
работоспособности подшипников качения, применяемых в шпиндельных узлах станков,
являются: точность вращения, радиальная и осевая несущая способность,
быстроходность, момент трения, нечувствительность к перекосам.
Основными подшипниками,
определяющими геометрическую точность шпинделя, являются радиальный двухрядный
роликоподшипник № 3182122 класса точности А и радиально-упорные
шарикоподшипники № 46215 класса точности В.
Для предотвращения от осевых
смещений шпиндель зафиксируем двумя шайбами, привернутыми к поперечной стенке
станины и охватывающими радиально-упорные шарикоподшипники. Зазор в этих
подшипниках регулируем подшлифовкой промежуточных колец.
Регулирование зазора в переднем
подшипнике производим подтягиванием гайки, расположенной в средней части
шпинделя.
Хорошая работа подшипников
определяется отсутствием люфта в 0,01 мм и повышенного нагрева при наибольшем
числе оборотов.
Подшипник третьей опоры шпинделя
не оказывает решающего влияния на точность и служит опорой, поддерживающей
хвостовик шпинделя.
Устанавливаем следующие
подшипники: хвостовик поддерживает – радиальный шарикоподшипник № 310
(50х110х27, 2000 об/мин, класс точности Н) , средняя опора - два
радиально-упорных шарикоподшипника № 46215 (75х130х25, 2000 об/мин, класс
точности В), опора на конусе шпинделя – радиальный роликоподшипник № 3182122
(110х170х45, 2000 об/мин, класс точности А).
24.
Выбор способа и механизма переключения одного из блоков колёс
Выбираем однорукояточный
селективный (с избирательным переключением) механизм переключения, который
позволяет установить выбранную скорость, минуя промежуточные, так как он
обеспечивает меньшие потери времени.
Рис. 12. Механизм переключения
скоростей
Для переключения шпинделя на
выбранную скорость вращения рукоятку 3 необходимо повернуть на себя, а лимб 1 —
вправо или влево, установив цифру выбранного числа оборотов шпинделя против
стрелки-указателя, а затем возвратить рукоятку 3 в первоначальное положение.
При этих операциях блоки зубчатых колес коробки скоростей перемещаются и
устанавливаются в положениях, соответствующих выбранному числу оборотов
шпинделя.
Работа механизма заключается в
следующем. На оси 17 рукоятки 3 насажен зубчатый сектор 18 (показан пунктиром),
перемещающий рейку 13. На рейке заштифтована вилка 16, которая охватывает шейку
детали 10, заштифтованной на валике 11г свободно перемещающемся в продольном
направлении. На правом конце валика 11 насажены два диска 14, а левый конец
валика связан шпонкой с коническим зубчатым колесом 5, сцепленным с коническим
зубчатым колесом 9. Хвостовик колеса 9 посредством фиксирующего кольца 19
жестко соединен с лимбом 1.
В дисках 14 просверлены
отверстия, каждое из которых соответствует положению блоков зубчатых колес для
того или иного числа оборотов шпинделя. В эти отверстия входят штифты 7,
которые сидят в отверстиях, просверленных в торцах реек 6 и 5. Рейки свободно
перемещаются в продольном направлении и поворачивают при этом сцепленные с ними
зубчатые колеса 4.
Таким образом, при повороте
рукоятки 3 (на себя) зубчатый сектор 18 перемещает рейку 13 и, следовательно,
диски 14 вправо, при этом величина перемещения дисков рассчитана так, чтобы они
полностью освободились от находящихся в их отверстиях штифтов 7.
При повороте лимба 1
поворачиваются и диски 14. Когда цифра, отвечающая выбранной скорости, займет
положение против стрелки-указателя, соответствующее сочетание отверстий дисков
14 окажется против штифтов 7. При повороте рукоятки 3 в первоначальное положение
диски 14 переместятся влево. При этом те штифты 7, которые заняли положение не
против отверстий, упираясь в торцы дисков, перемещают рейки 6 влево, а рейки 5
вправо или наоборот. Это перемещение передается системе валов, связанных с
блоками зубчатых колес, и устанавливает последние в тех положениях, которые
отвечают выбранной скорости шпинделя.
При обратном движении рукоятки 3
специальный палец, перемещаемый кулачком, приходит в соприкосновение с конечным
выключателем 15, который включает электродвигатель и приводит во вращение
шпиндель станка. Пружины 12, заложенные в торцы реек 5 и 6, облегчают
(смягчают) переключения.
25.
Расчёт усилия переключения блока
Чтобы уяснить, какие силы
действуют на детали механизма переключения, приведем принципиальную схему данного
механизма.
Рис. 13. Принципиальная схема
переключения коробки скоростей.
Поворот рукоятки 3 «на себя» вызывает
перемещение при помощи зубчатого сектора 18 рейки 13, а через нее вилки 16
вправо вместе с дисками 14. Это выводит из контакта (освобождает) пару штифтов
7 (А и Б), взаимно связанных друг с другом через рейки 5 и 6 и зубчатое колесо
4 и входящих в соответствующие отверстия диска 14. При повороте лимба 1 и
установке против стрелки-указателя соответствующей цифры на лимбе диски поворачиваются
так, что против штифтов Л и Е оказываются либо отверстия, либо сплошная
поверхность торца диска. Поворотом рукоятки 3 «от себя» диски установятся на
свое место, а штифты А и Б займут одно из трех положений, показанных на рис. 13
и поставят при помощи вилки передвижной блок зубчатых колес в одно из трех
возможных положений. Так как в коробке скоростей имеются три двойных зубчатых
блока, то для их перемещения необходимы три вилки и, следовательно, три пары
штифтов А и Б.
Рис. 14. Два возможных положения
одной пары штифтов.
Усилие руки человека по
эргономическим требованиям не должно превышать Р = 50-100H.
Все составляющие механизма
свободно ходят по валам, коэффициент трения минимален. У нас две вилки
участвуют в перемещении одного блока, две зубчато-реечные передачи. КПД этих
передач возьмем 0,98-0,99.
Если длина рукоятки l = 300 мм,
а радиус зубчатого сектора R = 100 мм, следовательно по правилу плеча: усилие,
которое передается зубьям рейки:
С этим усилием вилка первая
передвигает диски. Вращение дисков происходит от лимба, передача усилия идет
через коническую передачу.
Чтобы сдвинуть вилку, которая
соединена с блоком зубчатых колес, необходимо вернуть диски в исходное
положение, при этом диск нажимает на один из стержней, но так как стержень
представляет собой зубчатую рейку конец которой выполнен в виде штифта с
пружиной, развивающей усилие в Р=50-100 Н, усилия
в вполне
хватит. При условии, если все детали будут исполнены с достаточной степенью
точности и хорошо смазаны.
26.
Выбор способа фиксации положения блока
В принятом механизме у нас,
можно сказать, двойная фиксация положения блока. Первая – это фиксация
положения стержня в диске. Но диск может сместиться вдоль оси, для этого нужен
механизм фиксации рукоятки. Рассмотри механизм фиксации рукоятки.
Рукоятка во включенном положении удерживается за счет пружины и
шарика, при этом шип рукоятки входит в паз кольца.
Рис. 15. Механизм фиксации рукоятки.
27.
Расчёт фиксирующего устройства на прочность
Рассчитаем шип рукоятки на срез.
Размеры шипа: длина l = 6 мм,
ширина b = 6 мм, высота h = 6 мм.
В машиностроении
при расчете выступов, шипов, штифтов, болтов, шпонок и т. п. принимают:
;
где
- расчетное напряжение среза, возникающее в сечении
рассчитываемой детали;
Q – поперечная сила;
Аср
– площадь среза;
- допускаемое напряжение на срез, зависящее от материала и
условий работы конструкции;
,
где
— предел текучести материала. Для Стали 20
.
Поперечную силу возьмем, если заела вилка, если рабочий дернул рукоятку: Q = 500 Н.
;
.
Шип выдержит нагрузки и более 500 Н.
Литература
1.
Анурьев
В. И. «Справочник конструктора-машиностроителя», т.1, 2. – 5-е издание – М.:
«Машиностроение», 1980.
2.
Кучер И.М. Металлорежущие станки – Л.: Машиностроение,
1969. – 720 с.
3.
Чернов
Н. Н. «Металлорежущие станки» - М.: «Машиностроение», 1965.
4.
Решетов Д.Н. Детали и механизмы металлорежущих станков
– М.: Машиностроение, т. 1 и 2, 1972.
5.
Справочник технолога машиностроителя. В 2-х т. Т1 / Под ред.
А.Г. Косиловой, А.Г. Суслова, А.М. Дальского, Р.К. Мещерякова –
5-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 2001. – 912 с., ил.
6.
Пуш В.Э. Конструирование металлорежущих станков – М.:
Машиностроение,1987. – 390 с.
7.
Перель Л.Я., Фролов А.А. Подшипники качения – М.:
Машиностроение, 1992. – 543 с
8.
«Обработка
металлов резанием: Справочник технолога» - А. А. Панов, В. В. Аникин, Н. Г.
Бойм и др. – М.: «Машиностроение», 1988.
9.
Палей М.А., Романов А.Б., Брагинский В.А. Допуски и
посадки – Л.: Политехника, т. 1и 2, 1991.
10.
П. Ф.
Дунаев «Конструирование узлов и деталей машин» - 2-е издание – М.: «Высшая
школа», 1978.
11.
В. Н.
Кудрявцев «Детали машин» - Л.: «Машиностроение», 198