Расчетно-конструкторская часть
В этом разделе проекта выполняется расчет тягового усилия механизма подачи, обосновывается выбор привода, разрабатывается кинематическая схема станка, выполняется кинематический расчет, проектируется один из узлов станка и рассчитываются основные детали на механическую прочность.
3.1. Расчет тягового усилия
Расчет тягового усилия начинают с вычерчивания расчетной технологической схемы. На схеме показывают сопротивление подаче F1, нормальную к подаче составляющую сил резания F2, силы прижима, силы трения и сцепления. Затем составляется уравнение тягового усилия. Решая это уравнение, определяют давление прижимных элементов и усилия тяги.
На рис. 6 приведены расчетные схемы механизмов подачи с фрикционной связью.
Для обеспечения подачи заготовки необходимо, чтобы тяговое усилие Fт было выше расчетного значения усилия сопротивления подаче Fс [2],
Fт = a Fс , (34)
где a - коэффициент запаса (a = 1,3...1,5).
В общем виде тяговое усилие при участии одного вальца будет
Fт = Q×j ,(35)
где j - коэффициент сцепления вальца с древесиной (для гладкого вальца j » 0,4, рифленого j = 0,45, обрезиненного j = 0,7);
Q - усилие прижима подающего вальца, Н.
Пример 1.
На фуговальном станке (рис. 6, а) обрабатывается заготовка весом
G = 50 Н, сопротивление к подаче F1 = 80 H, сила F2 = 40 H, скорость подачи Vs = 12 м/мин. Вальцы обрезиненные j = 0,7. Коэффициент трения заготовки по столу f = 0,3. Определить величину тягового усилия Fти мощность на подачу Pп.
Решение. Тяговое усилие Fт = Q·φ. Усилие сопротивления подаче
.
Подставим найденные Fт и Fc в уравнение (34)
.
Определим из полученного уравнения Q, приняв α = 1,3
Рис.6. Схемы сил при подаче:
а - на фуговальном станке; б - на круглопильном станке типа ЦА;
в - на круглопильном станке типа ЦДК
Н.
Тяговое усилие Fт = Q j = 348 × 0,7 = 243,6 Н.
Мощность на подачу без учета КПД передачи
кВт.
Пример 2.
На круглопильном станке типа ЦА (рис. 6, б) распиливается заготовка весом Gд=150 Н, составляющие сил резания F1 = 180 H; F2 = 50 H. Нижние вальцы приводные гладкие, φ1 = 0,4, верхние вальцы приводные рифленые, j2 = 0,45. Коэффициент трения заготовки по столу f = 0,3. Скорость подачи Vs = 40 м/мин. Определить Fт и Рп.
Решение. Примем условие, что наибольшее давление вальцов будет тогда, когда силы сопротивления преодолеваются только передней или только задней парой вальцов.
В этом случае условие равновесия между тяговыми силами и силами сопротивления подаче можно представить в следующем виде:
(Q + 
φ1 + Q φ2 = a [F1 +(Gд + F2) f],
отсюда давление со стороны вальцов
Н,
тяговое усилие Fт = (Q + φ1 + Q φ2 = (332 + 
)0,45+332·0,45 = 333 Н.
Мощность на подачу без учета КПД передачи
кВт.
Пример 3.
На круглопильном станке с верхним расположением пильного вала типа ЦДК (рис. 6, в) обрабатывается заготовка весом Gд = 150 H, составляющие сил резания F1 = 180 H, F2 = 50 Н. Верхние вальцы не приводные, играют роль прижима. Подача осуществляется цепным конвейером с весом рабочей ветви Gк= 350 H. Коэффициент трения чугун-текстолит f1 = 0,12 . Скорость подачи Vs = 24 м/мин, коэффициент сцепления конвейера с древесиной j = 0,45.
Решение. Условие равновесия между тяговыми силами и силами сопротивления подаче при Q1 = Q2 = Q
(Q + 
)j = a [ F1 +( 
+ Gк - F2 + Q) f1 + Q m],
где µ – приведенный коэффициент сопротивления вальца (качения по древесине и скольжения в подшипнике), м, 
;
k - коэффициент трения качения, k » 0,002 м;
f = 0,05 для подшипника качения;
dо= (1/5 ...1/6)Dв – диаметр оси вальца;
Dв- диаметр вальца, примем Dв = 0,12 м.
.
После решения уравнения относительно Q получим
Н.
Тяговое усилие Fт = (Q + )j = (1209+75-50)× 0,45 = 555 Н.
Мощность на подачу без учета КПД
кВт.
Фактическая установленная мощность в механизмах подачи рассматриваемых станков почти на порядок выше. Это объясняется тем, что в приведенных расчетах учитывались статические силы сопротивлений без учета динамики пусковых моментов и реальных значений КПД всего передаточного механизма.
3.2. Разработка кинематической схемы и выбор привода
Кинематические схемы выполняются по ГОСТ 2.703-68 с помощью условных графических обозначений по ГОСТ 2.770-68 и показывают способ передачи движения от двигательных механизмов к исполнительным механизмам. При передаче движения может изменяться скорость, траектория и направление движения, а также регулироваться скорость в заданном диапазоне.
Каждому кинематическому элементу, изображенному на схеме, как правило, присваивают порядковый номер, начиная от источника движения. Валы нумеруют римскими цифрами, остальные элементы нумеруют только арабскими цифрами. Порядковый номер элемента проставляют на полке линии-выноски. Под полкой линии-выноски указывают основные характеристики и параметры кинематического элемента.
Разработка варианта кинематической схемы проектируемого станка выполняется с учетом конкретного задания на курсовой проект и выполненных технологических расчетов. Мощности двигателей механизмов резания и подачи принимаются согласно обзору конструкций аналогичных станков для подобных параметров заготовок.
После вычерчивания принципиальной кинематической схемы, выполняется кинематический расчет [9]. Определяется общее передаточное число кинематической цепи
, (36)
где nдв, nро – частота вращения, соответственно, двигательного механизма и рабочего органа, мин-1;
u1, u2, un – передаточные числа первой, второй и последней кинематической пары.
Передаточное число кинематической пары может быть определено как отношение диаметра ведомого d2 к диаметру ведущего d1 шкива ременной передачи или отношение числа зубьев ведомой z2 шестерни (звездочки) к числу ведущей z1 шестерни (звездочки) для зубчатой (цепной) передачи и т.д.
Частота вращения инструмента определяется по формуле
, (37)
а частота вращения подающего вальца по формуле
, (38)
где Vг – скорость резания, м/с; Vs – скорость подачи, м/мин;
D – диаметр инструмента, мм; d – диаметр вальца, мм.
С учетом полученных значений частоты вращения рабочего органа выбирается частота приводного электродвигателя. При этом в порядке предпочтения рекомендуется применять асинхронные трехфазные электродвигатели единой серии 4А с частотами вращения магнитного поля 3000, 1500, 1000, 750 мин -1. Фактическая частота вращения электродвигателя несколько меньше и определяется по справочнику, например [10].
Если для привода механизма резания требуется частота вращения, отличающаяся от частоты вращения электродвигателя, следует между валом двигателя и рабочим органом механизма резания установить ременную передачу.
Частоту вращения рабочего органа механизма подачи (валец, звездочка гусеницы и т.д.) в сравнении с частотой вращения приводного электродвигателя, как правило, приходится снижать. Для этого применяются ременные передачи, редукторы, а непосредственно перед рабочим органом – цепные и зубчатые передачи [11].
Для ступенчатого регулирования скорости подачи используются многоскоростные асинхронные электродвигатели, коробки скоростей, ступенчатые шкивы.
Для бесступенчатого регулирования скорости подачи применяются асинхронные электродвигатели с преобразователями частоты, механические вариаторы, гидродвигатели.
Определив общее передаточное число, его разбивают на передаточные числа участвующих в передаче движения кинематических пар. Затем определяются параметры каждой кинематической пары, назначаются и рассчитываются диаметры шкивов, числа зубьев звездочек и шестерен, число заходов червяка, число зубьев червячного колеса и т.д.
Рассмотрим примеры выполнения кинематических схем.
Фуговальный станок типа СФА с роликовым автоподатчиком состоит из механизма резания, механизма подачи и настроечных устройств, которые закрепляются на единой станине станка (рис. 7).
Механизм резания включает в себя электродвигатель 1, который приводит в движение через клиноременную передачу со шкивами 2 и 3 ножевой вал 4.
Механизм подачи состоит из электродвигателя 5, который через конический фрикционный вариатор 6, 7, регулируемый парой винт-гайка 8, червячную пару 9, 10 и цепные передачи со звёздочками 11, 12; 13, 14; 15, 16 и 17, 18 приводит в движение исполнительные элементы в виде двух обрезиненных подающих роликов 19 и 20.
Один из подающих роликов располагается над передним столом 21, а другой - над задним столом 22. Столы, в свою очередь, базируются на эксцентриковых опорах, которые позволяют регулировать положение столов по высоте. Передний стол поднимается и опускается рукояткой 23, что приводит к установке требуемой величины срезаемого слоя с обрабатываемой заготовки. Задний стол устанавливается по касательной к окружности резания, за счет регулировки парой винт-гайка 24.
Настройка автоподатчика на высоту обрабатываемой детали осуществляется за счет одновременного поворота роликов 19 и 20 относительно верхних шарнирных опор с помощью двух тросиков 25, которые одним концом крепятся к поворотным рамкам 26 с роликами, а другим концом присоединены к ползуну 27 пинольного механизма, управляемого винтом 28. Тросики в месте перегиба опираются на ролики 29.
Подающие ролики прижимаются к заготовке собственным весом и пружинами 31. Рассмотренная схема регулирования роликов обычно рассчитывается на высоту деталей от 8 до 100 мм и позволяет исключить необходимость подъема всего механизма автоподатчика. Для удобства регулирования положения роликов на толщину доски имеется шкала 30 и стрелка, прикрепленная к поворотной рамке.
В процессе работы над кинематической схемой необходимо её изменить, дополнить недостающими позициями кинематических элементов и указать характеристики всех элементов. Например, для червячного редуктора указать число зубьев червячного колеса, число заходов червяка, модуль профиля зубьев; для звездочек – число зубьев и шаг; для винта – шаг винта и число заходов; для вариатора – диапазон регулирования; для двигателя – мощность и частоту вращения ротора двигателя.
Рис. 7. Кинематическая схема фуговального станка типа СФА
С учетом передаваемой мощности модуль червячного колеса редуктора для автоподатчиков фрезерных и фуговальных станков обычно не превышает m = 2, шаг цепи t = 12,7 мм.
Работу автоподатчика описать самостоятельно. Затем привести кинематический расчет.
Круглопильный станок типа ЦАснижним расположениемпилы состоит из механизма резания, механизма подачи и настроечных устройств, которые закрепляются на единой станине станка (рис. 8).
Описание работы кинематической схемы аналогично приведенному выше описанию для фуговального станка. Отличием является наличие пильного вала вместо ножевого вала, конический вариатор заменен на клиноременный вариатор 6, обрезиненные подающие ролики заменены на подающую звездочку 16 и рифленый подающий валец с расклинивающим диском 13. Заготовка подается по столу с гладкими опорными роликами 17. Валы II и IV (рис. 7) заменены на оси II и IV (рис. 8).
3.3. Проектирование узла станка
В соответствии с принятой кинематической схемой вычерчивают расчетную схему узла, на которой проставляют размеры и действующие на узел нагрузки. Обычно в задании требуется спроектировать узел пильного вала, ножевого вала, шпинделя или подающего вальца.
Если проектируется узел резания, то на расчетной схеме проставляются силы резания Fx и Fz или их проекции F1 и F2, крутящие моменты Мк и отмечаются места установки подшипниковых опор. При проектировании узла подающего вальца вместо сил резания проставляются сила прижима вальца Q и сила тяги вальца Fт.
Для определения длин консолей и расстояния между подшипниковыми опорами, выполняют эскизную компоновку узла с вычерчиванием деталей узла в масштабе. Расстояние между подшипниковыми опорами должно превышать длину консоли с рабочим органом не менее чем в 2 раза.
Затем определяются опорные реакции, строятся эпюры изгибающих и крутящих моментов и рассчитываются диаметры валов. Валы рассчитываются на прочность и на жесткость. Диаметр вала, полученный при расчете на прочность, по величине бывает меньше, чем при расчете на жесткость. Поэтому расчет валов на прочность рекомендуется вести приближенно [12].
Приближенным называют проектный расчет на стадии конструктивной разработки узла. Для его выполнения необходимо построение эпюры вращающих и изгибающих моментов. По характеру эпюр устанавливают местоположение опасного сечения вала и находят его диаметр, мм:
, (39)
где Mэкв – эквивалентный момент, Нм;
[s] -1u – допускаемое напряжение на изгиб, МПа, берется по справочнику, например для стали 45 [s]-1u = 50...60 МПа.
Рис. 8. Кинематическая схема круглопильного станка типа ЦА
Эквивалентный момент по энергетической теории прочности
, (40)
где Мк – изгибающий момент в опасном сечении, взятый из эпюр изгибающих моментов, Нм;
Мк – момент кручения (внутренний силовой фактор) равен вращающему моменту, Нм
, (41)
где Р – потребляемая мощность, кВт;
ω – угловая скорость вала, рад/с;
n – частота вращения вала, мин -1.
В качестве примера определим диаметр вала для условий когда
Мэкв = 200 Нм, [s]-1u = 50 МПа
мм.
После расчета диаметра вала, вычерчивается узловой чертеж. Окончательно диаметр вала устанавливается после подбора подшипников и проверки вала на жесткость.
При расчете на жесткость рассчитывается прогиб вала y и этот прогиб не должен превышать 1/3 части допустимой величины радиального биения вала Rв доп:
для станков среднего класса точности Rв доп=0,04 мм;
для станков повышенного класса точности Rв доп=0,02 мм.
Следовательно, допустимый прогиб вала yдоп равен
мм;
0,0066 мм – для станков среднего класса точности;
0,0133 мм – для станков повышенного класса точности.
Стрелу прогиба вала, как правило, определяют от каждой действующей силы отдельно с последующим суммированием прогибов для одной и той же координаты вала. Для каждой координаты вала по длине прогибы от сил, действующих в одной плоскости, складывают арифметически, а прогибы от сил, действующих в разных плоскостях, складывают геометрически.
Формулы для определения прогибов вала (шпинделя) от действующих сил приведены в табл. 7 [13]. Если в опоре установлены сдвоенные подшипники или роликовый подшипник, то расчетную схему можно рассматривать как защемленную балку.
В формулах табл. 7 использованы следующие обозначения: F – сила, действующая на вал, Н; E – модуль продольной упругости, МПа, для стали Е = 2·105 МПа; J – момент инерции поперечного сечения вала, мм4
. (42)
Таблица 7
Формулы для расчета деформации валов
Пример. На консоль пильного вала диаметром d = 50 мм действуют силы резания Fx=200 Н и Fz=80 Н, длинаконсоли c = 140 мм, расстояние между шарикоподшипниками l = 300 мм. Определить прогиб вала.
Решение. Определим силу, действующую на вал, геометрически сложив силы Fx и Fz:
= 
Н.
Момент инерции поперечного сечения вала
мм4.
Прогиб консоли вала
мм.
Прогиб вала между подшипниками
мм.
Можно сделать вывод, что рассчитанный пильный вал удовлетворяет по жесткости требованиям к станкам среднего класса точности.
Расчетные схемы валов для фуговальных и круглопильных станков, а также примеры конструкции пильного и ножевого валов представлены на рис. 9 и 10.
При рассмотрении вала круглопильного станка видно, что для максимальной жесткости и виброустойчивости подшипники левой и правой опоры расположены в едином цилиндрическом корпусе, посадочные поверхности которого растачиваются с одной установки на размер Ø 85 Н7.
Левая часть вала имеет фиксированное крепление относительно двух радиально-упорных шариковых подшипников типа 36209К6 с динамической грузоподъемностью С = 32000 Н, предельной частотой вращения n = 9000 мин-1 (ГОСТ 831-75) [14].
Правая часть вала базируется на одном радиальном сферическом двухрядном шарикоподшипнике типа 1209 с динамической грузоподъемностью С = 216000 Н, предельной частотой вращения n = 7500 мин –1 (ГОСТ 28428-90).
Выбор радиально-упорных шариковых подшипников в данном случае обусловлен повышенными требованиями к точности осевого положения пильного диска и жесткости консольного участка вала, на котором закреплен этот диск. Подшипники данного типа устанавливают парными комплектами, причем одноименные торцы наружных колец обращены друг к другу. Это дает возможность фиксировать вал в обоих осевых направлениях. Осевой зазор в подшипниках предполагается регулировать набором тонких прокладок, устанавливаемых под фланец крышки подшипника.
Как видно из рис. 9, правая опора вала базируется на подшипнике, наружное кольцо которого оставлено не закрепленным, "плавающим" в осевом направлении. Это позволяет компенсировать возможные удлинения или укорочения вала при изменении температуры.
Выбор в качестве плавающей опоры двухрядного сферического подшипника в данном случае позволяет облегчить монтаж вала, так как подшипник данного типа допускает перекос его колец до 20. Для сравнения радиальный шариковый однорядный подшипник имеет ограничение по перекосу внутреннего кольца в пределах 0,250.
На разрезе А-А видно, что крышки подшипников имеют радиусный вырез для возможности установки пресс-масленки, через которую по цилиндрическим каналам пластичная смазка попадает в полости подшипников. В данном случае рекомендуется к применению прямая резьбовая масленка типа 1 по ГОСТ 19853-74 [10].
В рассматриваемой конструкции вала в качестве упорного буртика в корпусе используется пружинное упорное кольцо (ГОСТ 13941-80) [15]. Крышки подшипников при изготовлении единичных образцов нестандартного оборудования следует изготавливать из стали (Ст. 3 ГОСТ 380-80).
Рис. 9. Пример изображения пильного вала и расчетные схемы:
а - расчетная схема станка ЦА; б - расчетная схема станка СФА;
в - пильный вал
Рис. 10. Пример изображения ножевого вала:
а - конструкция ножевого вала; б - корпус подшипника
В конструкциях шпинделей чаще всего используются пластичные смазки, они проще в эксплуатации, чем жидкие, так как могут работать длительное время без замены или добавления. В последние годы наблюдается тенденция установки закрытых подшипников, не требующих замены и пополнения смазки в течение всего срока службы подшипника.
В качестве уплотнителей использованы манжетные армированные уплотнения из синтетической резины.
Требования к валу (втулке) под манжету: твердость поверхности не ниже НRС 50; допустимое отклонение не более h8, шероховатость не ниже 0,8 мкм с последующим полированием.
Требования к посадочным гнездам в крышке: допускаемое отклонение по H8, шероховатость поверхности не ниже 1,6 мкм.
Для предотвращения растекания смазки по всей длине вала предусмотрены специальные ограничительные кольца.
При составлении спецификации на данные валы необходимо обратить внимание на то, что корпуса подшипников идут под заголовком "сборочные единицы" и в обозначении соответственно записываются:
ЦА.01.01.00.СБ и СФА.01.01.00.СБ.
Корпуса подшипников выполнены сварными из двух деталей:
а - основание; б - стакан (цилиндр).
Для изготовления основания может быть использована прокатная сталь толщиной 10; 11; 12; 14; 16 мм. Пример обозначения широкополосной стали толщиной 12 мм и шириной 500 мм:
Полоса А12 х 500 ГОСТ82-70 .
Ст3сп ГОСТ 14637-89
Для изготовления детали в виде цилиндра в качестве заготовки удобно использовать толстостенную трубу. При использовании подшипников с наружным диаметром D = 80 мм можно использовать стальную бесшовную трубу (ГОСТ 8734-75) с наружным диаметром Dтр = 110 мм при толщине стенки трубы d = 16 мм. Соответственно для подшипника
D = 85 мм подойдет труба, у которой Dтр = 120 мм, d = 18 мм.
При вычерчивании ножевого вала, кроме основных видов, необходимо привести местные разрезы и виды в соответствии с рис.4.
Силу давления ременной передачи на вал можно определить по следующей формуле:
Т = 3sо F z sin a/2, (43)
где sо = 1,8 МПа при угле наклона передачи к горизонту не более 600;
F - площадь поперечного сечения ремня, мм (табл.8);
z - количество ремней в передаче;
a - угол обхвата меньшего шкива, a > 1100
, (44)
где А - межосевое расстояние, мм;
d1 и d2 - соответственно расчетные диаметры меньшего и большего шкивов, мм.
Таблица 8
Площадь поперечного сечения клиновых ремней
| Обозначение сечения | Z (О) | А | B (Б) | C (B) |
| Площадь сечения, мм 2 |
Расчетные диаметры шкивов следует брать из следующего ряда: 63; 71; 80; 90; 100; 112; 125; 140; 160; 180; 200; 224; 250 и т.д.
Номинальная мощность, передаваемая одним ремнем данного сечения, может быть найдена по таблицам [14].
Эскизы некоторых узлов деревообрабатывающих станков, которые могут быть использованы при выполнении сборочного чертежа, приведены в приложении 2.