- •Оборудование автоматизированного машиностроительного производства
- •Введение
- •1. Организация курсового проектирования
- •1.1. Тематика и содержание курсового проекта
- •1.2. Последовательность выполнения курсового проекта
- •1.3. Содержание и оформление расчетно-пояснительной записки
- •1.4. Содержание и оформление графической части
- •2. Определение основных технических характеристик привода
- •2.1. Выбор базовой модели станка
- •2.2. Определение частот вращения шпиндельного вала
- •2.3. Предварительный выбор электродвигателя
- •3. Кинематический расчет привода
- •3.1. Типы передач приводов вращательного движения
- •3.2. Приводы с последовательно соединёнными передачами
- •3.3. Приводы с частичным перекрытием ступеней частот вращения
- •3.4. Приводы с выпадением ступеней частот вращения
- •3.5. Приводы сложенной структуры
- •3.6. Последовательность кинематического расчета привода
- •4. Проектные расчеты
- •4.1. Ориентировочный расчет валов
- •4.2. Расчет ременной передачи
- •4.3. Пример расчета клиноременной передачи
- •4.4. Проектный расчёт зубчатых передач
- •4.5. Пример расчета зубчатой передачи
- •4.6. Особенности конструкций элементов зубчатых передач
- •4.7. Предварительный выбор подшипников
- •4.8. Расчет и выбор шпоночных и шлицевых соединений
- •4.8.1. Расчет шпоночных соединений
- •4.8.2. Расчет шлицевых соединений
- •5. Разработка компоновочной схемы привода
- •6. Проверочные расчеты
- •6.1. Уточненный расчет валов
- •6.2. Пример расчета вала на усталостную прочность
- •6.3. Проверочный расчет зубчатых передач на усталость при изгибе
- •6.4. Проверка подшипников качения на долговечность
- •6.5. Пример определения долговечности подшипников
- •6.6. Расчет жесткости шпиндельного узла
- •7. Проектирование системы переключения передач
- •8. Выбор и расчет системы смазки
- •8.1. Классификация смазочных систем
- •8.2.Способы смазывания подшипников качения жидким материалом
- •8.3. Способы смазывания подшипников качения пластичным материалом
- •Список литературы
- •Приложение
6. Проверочные расчеты
Предварительная проработка конструкции валов и подшипниковых узлов выполняется на стадии эскизного проекта привода. Окончательное конструктивное исполнение этих узлов определяется по результатам уточненного расчета валов, проверочного расчета зубчатых передач, проверке подшипников по критериям работоспособности и расчета жесткости шпиндельного узла.
6.1. Уточненный расчет валов
Валы и шпиндели металлорежущих станков, как правило, имеют значительную длину из-за наличия в механизмах большого количества подвижных в осевом направлении зубчатых колес (блоков зубчатых колес). Поэтому необходимо выполнить проверочные расчеты валов на прочность с учетом действующих на валы изгибающих моментов, вызванных силами в зубчатых передачах, а также расчеты валов на выносливость с учетом концентраторов напряжений. Методы таких расчетов подробно излагаются в курсах «Основы конструирования машин» и «Детали машин». Поэтому в данном учебном пособии приведены только особенности расчетов применительно к приводам металлорежущих станков.
При известных нагрузках на валы эти расчеты можно произвести, составив расчетную схему каждого вала.
В силу конструктивных особенностей валов напряжения, возникающие в каждой точке вала, меняются как по величине, так и по знаку. Это обстоятельство является главной причиной усталостного разрушения валов, поэтому расчет их усталостной прочности (выносливости) является основным.
Расчет на выносливость базируется на статическом расчете напряженно-деформированного состояния.
Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса усталостной прочности s для опасных сечений и сравнении их с допускаемыми значениями [s].
На рис.6.1. показаны наиболее часто встречающиеся примеры сечений:
-
сечение 1—1, в котором имеется концентратор напряжений в виде галтели;
-
сечение 2—2, ослабленное шпоночным пазом в месте приложения внешних сил Ft1, Fr1, Fa1 и моментов Мa1, T1;
-
сечение 3—3 с канавкой А;
-
сечение 4—4, имеющее шпоночный паз в месте приложения внешних сил Ft2, Fr2, Fa2 и моментов Мa2, T2.
Для каждого из этих сечений необходимо провести расчет усталостной прочности при совместном действии напряжений кручения и изгиба:
, (6.1)
где — коэффициент запаса сопротивления усталости по изгибу;
-
— коэффициент запаса сопротивления усталости по кручению;
-
am и am — амплитуды переменных напряжений;
-
m и m — средние напряжения цикла;
-
и — коэффициенты асимметрии цикла, учитывающие влияние средних напряжений на величину усталостной прочности; величины этих коэффициентов, согласно ГОСТ 25.504-82, рекомендуется выбирать следующим образом:
-
=0,02+210-4b =0,02+210-4700=0,16;
-
=0,5 =0,08;
-
KD и KD — коэффициенты концентрации напряжений в опасном сечении при изгибе и кручении соответственно:
-
KD=[(K/ Kd)+1/ KF -1]/K;
-
KD=[(K/ Kd)+1/ KF -1]/K.
Рис.6.1. Примеры опасных сечений вала
Для получения числовых значений KD и KD необходимо рассчитать ряд параметров:
-
K и K — эффективные коэффициенты концентрации напряжений, учитывающие влияние местных напряжений на величину запаса по усталостной прочности;
-
Kd и Kd — масштабные факторы, характеризующие повышение вероятности появления усталостных трещин при возрастании линейных размеров детали, вычисляющиеся по формулам:
, ,
где d — выраженный в миллиметрах диаметр вала,
= 0,19-1,25·10-4·b = 0,19-1,25·10-4·700 = 0,103;
=l,5 = 0,155;
-
KF и KF — коэффициенты влияния качества (шероховатости) поверхности, для тонкого шлифования равные KF = KF = 1;
-
K — коэффициент, учитывающий наличие поверхностного упрочнения, равный для заданного вала K = 1, поскольку последний изготовлен без поверхностного упрочнения.
В этом случае расчетные формулы для вычисления коэффициентов концентрации напряжений в опасном сечении значительно упрощаются:
KD=K/ Kd ; KD=K/ Kd .
Учитывая характер работы вала, можно, если противное не оговорено особо, закон изменения вызванных изгибом нормальных напряжений считать симметричным, а сжатием и растяжением по отношению к изгибу пренебречь.
При таких допущениях:
m = 0, am =M103/W, МПа (6.2)
где М = — результирующий изгибающий момент, ;
– W — осевой момент сопротивления, мм3.
Касательные напряжения, в свою очередь, всегда положительны и могут изменяться пульсационно от нуля до номинального значения, поэтому:
m = am 0,5 = T103/2Wp , МПа (6.3)
где Wp – полярный момент сопротивления, мм3.