Расчёты на прочность и жесткость деталей привода

1.3.4.1. Определение расчетных нагрузок.

Для определения расчетных нагрузок следует определить так называемую расчетную цепь.

При проектировании специальных станков, а также приводов различных устройств к ним, все случаи использования тех или иных режимов резания известны заранее. Поэтому обычно не представляет труда выявить режимы работы, для которых передачи оказываются наиболее нагруженными. Именно для таких режимов и следует производить расчет наиболее «опасных» с точки зрения прочности передач.

При проектировании универсальных станков и дефиците исходных данных обычно принимают, что полная мощность электродвигателя используется в приводе главного движения, начиная не с наименьшей частоты вращения, а с некоторого значения, называемого " расчетная частота" и определяемого по зависимости:

n_p=n₁(R_n)^{0, 25}

где n_p — расчетная частота вращения шпинделя;

n₁ — наименьшая частота вращения, принятая при кинематическом расчете;

R_n — диапазон регулирования привода.

Таким образом, самыми нагруженными и, следовательно, подлежащими расчету в первую очередь, являются в приводе главного движения наиболее тихоходные передачи, приводящие либо к расчетной частоте вращения, либо к более высоким частотам, при которых уже может быть использована полная мощность привода (установленного электродвигателя). На рис.1.1 показан пример графика частот вращения, и утолщенными линиями выделена расчетная цепь — передачи, передающие полную мощность при наименьшей частоте вращения.

Выбрав расчетную цепь, следует определить наибольшие нагрузки — крутящие моменты на валах или ведущих зубчатых колесах передач этой цепи. Для привода главного движения это можно сделать по формуле

, Нм

где N —мощность электродвигателя, привода, кВт;

п — частота вращения вала, об/мин;

h— к.п.д. совокупности передач от электродвигателя до рассчитываемого вала.

Р и с.1.1

Расчетная цепь на графике частот вращения привода главного движения

По графику также определяются расчетные и максимальные частоты вращения ведущих зубчатых колес передач расчетной цепи (это необходимо для последующей подготовки исходных данных при расчете зубчатых передач на прочность). Например, из графика видно, что вал IV имеет расчетную частоту 800 об/мин, а максимальная частота составляет 2500об/мин.

Для привода подачи расчетной цепью является последовательность передач, приводящих к такой величине подачи, при которой производится отделение стружки максимального сечения (и, следовательно, нагрузка на привод максимальна).

Поэтому подачи, используемые, например, при развертывании в сверлильных или токарно-револьверных станках, не следует брать в расчет, хотя величина их достаточно велика. Величина расчетной подачи находится при определении технических характеристик. Для токарно-винторезных и токарно-револьверных станков это будет наибольшая подача при продольном точении. Для станков сверлильных - это максимальная подача при сверлении, для фрезерных станков - это максимальная минутная подача при черновом фрезеровании. Один из вариантов выбора расчетной цепи в приводе подачи показан на рис. 1.2.

Определение расчетной и максимальной частоты вращения ведущих зубчатых колес передач расчетной цепи (для подготовки исходных данных при расчете зубчатых передач на прочность) в приводе подачи можно производить следующим образом. Если привод подачи осуществляется от отдельного электродвигателя (как, например, во фрезерных станках), то расчетная и максимальная частота находится так же, как показано выше для привода главного движения. Если привод подачи осуществляется от шпинделя станка, то следует, определить, как показано выше, расчетную частоту на шпинделе, использовав полученные при обосновании технической характеристики значения максимальной и минимальной частоты вращения шпинделя и рассчитав значение R_n. Затем, умножая расчетную и максимальную частоту вращения шпинделя на передаточные отношения расчетной цепи, находят расчетные и максимальные частоты вращения всех валов привода.

Рис. 1.2

Пример графика частот вращения привода подачи

Определение наибольших нагрузок (крутящих моментов) на валах привода подачи производится, начиная с последнего вала привода — тягового. Для этого определяют размеры тягового устройства: ходового винта-гайки или зубчатого колеса-рейки, выполнив ориентировочный расчет этого устройства на прочность. В качестве рабочего усилия принимают определенное ранее наибольшее тяговое усилие подачи. Затем определяют момент на тяговом валу по зависимости

, Нм

где Q — тяговая сила подачи, Н;

р — шаг тягового вала (p = pmzдля реечной шестерни и p = p_х.в. для ходового винта), м.

Тогда крутящий момент на любом другом j -ом валу (при включении передач расчетной цепи) можно получить по зависимости:

где -i₍_j_-т) передаточное отношение расчетной кинематической цепи от j -го вала до тягового;

h₍_j_-т)-к.п.д. расчетной цепи от j -го вала до тягового. Следует иметь в виду, что к.п.д. привода подачи обычно невелик, поскольку привод подачи включает, как правило, одну или более червячные передачи. Кроме того, весьма невелик к.п.д. передачи винт-гайка, часто используемой в качестве тягового устройства в приводах подачи. Поэтому к.п.д. при расчетах передач в приводе подачи следует учитывать обязательно.

1.3.4.2. Расчет передач на прочность

После того, как нагрузки (крутящие моменты на валах привода) определены, производится расчет на прочность всех передач, входящих в расчетную цепь.

Расчет ременных передач выполняется по литературе [3, 11]. Для того, чтобы осуществить предварительное прочерчивание конструкции, достаточно сделать ориентировочный расчет клиноременной передачи, определив мощность, передаваемую одним ремнем и число ремней в передаче. В литературе, например [13], можно найти в разделе " Ременные передачи" таблицу " Мощность передаваемая одним ремнем". Необходимо предварительно задаться размером ремня и, зная из кинематического расчета диаметры шкивов и частоту их вращения, определить окружную скорость ремня. Затем в зависимости от сечения ремня и окружной скорости по таблице находят мощность, передаваемую одним ремнем. Далее, разделив мощность привода на полученную по таблице величину, находят число ремней в передаче. Это число не должно быть более шести. В противном случае шкивы получатся слишком широкими, а ремни не будут нагружены равномерно. Если количество ремней получается более шести, следует задаться большим сечением ремня и повторить расчет.

Расчет зубчатых передач производится на компьютере в соответствии с указаниями, приведенными в главе 3. Рассчитываются все передачи по расчетной цепи.

Если в приводе есть червячные передачи, и их расчет необходим для определения размеров привода, то может быть осуществлен их ориентировочный расчет [3, 11].

После определения основных параметров зубчатых передач следует рассчитать размеры зубчатых колес и межосевые расстояния.

1.3.4.3. Предварительный расчет валов привода

Диаметры всех валов привода следует определить ориентировочным расчетом, учитывая только крутящий момент на валу [3, 11, 13]. Полученную таким образом величину принимают как размер конца вала (обычно это диаметр вала под подшипник или выходной конец вала для установки шкива, муфты и т.п.), т. е. как размер наименьшей по диаметру шейки вала. Остальные диаметры вала назначаются предварительно из конструктивных соображений.

Компоновка привода

По результатам проведенных расчетов выполняется компоновка развертки привода.

Предварительный чертеж компоновки развертки привода (рис.1.3) целесообразно выполнять на миллиметровой бумаге.

Развертка — чертеж, на котором оси всех валов привода условно показаны расположенными в одной плоскости (развернутыми). Желательно выполнять чертеж в масштабе М1: 1.

Вначале на чертеж наносят осевые линии — оси валов, располагая их на расстоянии, соответствующем межосевому. Межосевое расстояние рассчитывается в зависимости от параметров зубчатых колес — модуля и числа зубьев, определенных в прочностном расчете передач. Затем изображаются контуры зубчатых колес. Осевые зазоры между венцами переключаемых вдоль оси блоков следует выбирать не меньшими, чем ширину венца b — так, чтобы блок можно было поставить в нейтральное положение. Таким образом, осевой габарит привода есть сумма осевых размеров венцов, зазоров, необходимой ширины ступиц и подшипниковых узлов. Размеры подшипников в первом приближении можно взять без расчета. Выбираются подшипники средней серии с внутренним диаметром, соответствующим размерам вала, полученным при ориентировочном расчете (рис. 1.3).

Рис.1.3

Пример компоновочного чертежа привода главного движения

Проект компоновки необходимо согласовать с руководителем, и затем на ее базе можно выполнять подробный чертеж.

Компоновка поперечного разреза привода выполняется с учетом требуемых поперечных габаритов. Следует учитывать необходимость расположения строго в определенном месте осей некоторых валов. Например, ось шпинделя токарного станка должна быть расположена на расстоянии высоты центров от подошвы корпуса шпиндельной бабки, т. е. на высоте, равной 1/2 наибольшего диаметра изделия, устанавливаемого над станиной (рис. 1.4, а).

В вертикально-сверлильных станках ось шпинделя располагается возможно дальше от плоскости стойки, но симметрично ее оси (рис. 1.4, б), и т.д.

Расположение осей валов в пространстве должно быть таким, чтобы привод был компактным, вписывался в заданные или принятые габариты. Кроме того, следует обеспечить возможность свободного расположения между валами и шестернями деталей и механизмов системы управления переключением передач: рычагов, тяг, валиков, вилок, реек и т.п.

Компоновку поперечного разреза заканчивают, наметив контуры корпусной детали, в которой размещается привод. При этом учитывают необходимость установки и закрепления привода в определенном месте на станке. В зависимости от общей компоновки станка способ установки и крепления привода будет влиять на конструкцию корпусной детали привода и некоторых других элементов (рис. 1.5 – 1.7).

Рис. 1.4

Компоновка поперечного разреза

12 3 4 5 6 7 8 9 10 Следующая ⇒