Модернизация привода коробки скоростей токарно-револьверного станка мод. 1Б125

Бесконтактные электромагнитные муфты  избавлены от таких недостатков  контактных муфт, как искрение в щетках, потери энергии на трение, износ щеток и контактного кольца. Применяются в тех случаях, когда можно обеспечить надежное закрепление и центрование статора в корпусе, а также точную регулировку зазора между статором и вращающимся магнитопроводом.

В связи с тем что коэффициент  трения в пoкoe значительно больше, чем при скольжении, муфта при полном сцеплении дисков передает значительно больший момент, чем при их пробуксовке. Поэтому если нагрузка превысит момент, соответствующий полному сцеплению дисков, и  начинается их относительное скольжение с обильным выделением тепла, муфта самостоятельно (без снятия нагрузки) не  сможет вернуться в первоначальное состояние и выйдет из строя из-за перегрева. Поэтому при силовом расчете привода необходимо предусматривать защиту муфт от перегрузки путем введения элемента, передающего момент, заведомо меньший, чем муфта при скольжении между дисками. Лучше, если предохранение муфт от перегрузки будет осуществляться не разрушающимися или хорошо защищенным элементом (ременная передача, электродвигатель) Основными особенностями коробок передач на электромагнитных муфтах являются:      

- повышенный уровень шума, обусловленный  тем, что все зубчатые колеса  в зацеплении находятся постоянно;

- увеличенные межосевые расстояния, определяемые не силовыми  возможностями зубчатых колес, а габаритными размерами используемых муфт. Поэтому особое внимание при проектировании  должно уделяться:

- правильному расположению  электромагнитных муфт на валах  (главное, чтобы муфты на соседних валах не располагались друг против друга); уменьшению количества зубчатых передач за счет использования многоскоростных электродвигателей, сменных элементов замены зубчатых передач ременными; уменьшению шума за счет снижения окружных скоростей зубчатых колес (до значений 3-5 м/с) и замены обычных переборов планетарными.

Основное отличие силового расчета  коробок передач с электромагнитными  муфтами от обычных (с переключаемыми блоками) заключается в том, что после определения крутящих моментов на валах, по ним выбираются тип и габарит муфт, место их установки и с учетом этого - межосевые расстояние. Модули зубчатых колес ориентировочно определяются по известному межосевому расстоянию и сумме  чисел зубьев колес, принимается по стандарту и проверяются силовым расчетом (на допустимость действующих напряжений).

Конструкция электромагнитных муфт показаны на рисунке, а основные параметры и геометрические размеры  в таблице.                                                                                

 

Выбираем муфты электромагнитные бесконтактные по моменту на валу.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2.6 Расчет числа зубьев

 

В связи с тем, что  ряд не является стандартным, и по технологическим показателям (необходимостью иметь больший диапазон скоростей) изменим структурную схему   на

Эта замена позволит правильнее подбирать режимы резания для  обработки различных материалов. Удорожание конструкции окупится ростом производительности труда за счет оптимизации режимов резания.

 

 Структурная схема имеет  следующий вид: 

 

Рассчитаем число зубьев шестерен и зубчатых колес по формуле: 

;  ; 

 

                3                                          

        5                         

            9                     

        3                     

        3                      

          2                 

         3                   

 

Рассчитаем действительные значения чисел оборотов и отклонения от стандартных значений по формулам:  

             

 

2.7 Анализ модернизированного  станка. (1Б125)

 

 Составление уравнений  кинематического баланса и определение  погрешности фактического ряда.

 об/мин

 об/мин

 об/мин

 об/мин

 об/мин

 об/мин

 об/мин

 об/мин

 об/мин

 об/мин

 об/мин

 об/мин

 об/мин

 об/мин

 об/мин

 об/мин

 об/мин

 об/мин

 об/мин

 об/мин

 об/мин

 Структурная схема имеет  следующий вид 

 

j _расч=1.278

j_ном=1.26

     Определим отклонение  каждого рассчитанного числа  оборотов шпинделя от принятого  и сравним с данным Нормальные ряды чисел в станкостроении для знаменателя ряда j =1.26

Выбираем из стандартного ряда со знаменателем φ=1,26 следующие  значения n:

31.5;40; 50; 63; 80; 100; 125; 160; 200; 250; 315; 400; 500; 630; 800; 1000; 1250;  1600;  2000;2500;3150. 

      Максимально  допустимое отклонение чисел оборотов шпинделя

-(j -1)*10%<=W<=(j -1)*10%

-2,6<=W<=2,6

    поле рассеивания  5,2%

 

W₁=-0,9 %; W₂=-1,75%;    W₃=0,68%;     W₄= 0,56%;     W₅=-1,75%;     W₆=-1,75%;

W₇=-1,75%;    W₈=-0,15%; W₉=-1,75%;  W₁₀=-1,75%;  W₁₁=-0,3%;    W₁₂=-1,76%;

W₁₃=-1,75%;  W₁₄=-1,56%; W₁₅=-1,76%;   W₁₆=-1,75%;     W₁₇=-1,75%;    W₁₈=-2,5%;

W₁₉=-1,75; W₂₀=-1,75; W₂₁=-2,5.

 

            Анализ погрешности ряда показывает, что все значений попадают  в допуски. Поле рассеивания погрешностей также попадет в допустимое поле рассеивания (1,9 %<5,2%).

Заключение

Анализ фактического ряда, обеспечиваемого приводом главного движения горизонтально-фрезерного станка показывает:

• фактический ряд близок к геометрическому, в нём отсутствуют  наложения и пропуски;
• предельные отклонения погрешности ряда укладываются в норматив отраслевого стандарта: положительное отклонение равно 0,6 отрицательное равно 2,5% , допускаемого 2,6% ;
• по полю рассеивания погрешностной норматив также выполняется (допустимо 5,2%)
• в системе передач имеется «связанная» шестерня.
• сокращено количество сменных шестерён.

 

3. Силовой расчет

3.1Расчет зубчатых колес

Выбор материала и термообработки:

 

Деталь	Марка стали	Твердость, HRC	Предел прочности, МПа	Предел текучести, МПа	Термо- обработка
Шестерня	40ХН	60	920	750	ТВЧ
Колесо	40ХН	58	920	750	ТВЧ

Допускаемые контактные напряжения при расчете

                    по выражению

,

где - предел контактной выносливости, соответствующий эквивалентному числу циклов перемен напряжений, - коэффициент безопасности ( =1,2),  - коэффициент, учитывающий шероховатость рабочих поверхностей ( =1),  - коэффициент, учитывающий влияние окружающей среды ( =1).

 

Для колёс закалённых коэффициент долговечности КHL  находится в пределах

1<K_HL£1.8

принимаем К_HL равным 1

-предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу  циклов перемен напряжений, МПа.

 

Допускаемое контактное напряжение:

Принимаем

         Проверочный расчет зубчатых  передач на изгиб 

                определяются по выражению

,

где - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемен напряжений, =1,85 - коэффициент безопасности (поковка), - коэффициент, учитывающий шероховатость рабочих поверхностей зубьев, - коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений.

Предел выносливости зубьев

к_FL–коэффициент долговечности примем равным 1,8 где - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов переменного напряжения, МПа.

                Допускаемые напряжения на изгиб  колеса и шестерни:

Конструирование зубчатых передач

Конструирование закрытой цилиндрической передачи .

Общие положения 

Основной причиной выхода из строя зубчатых колес является повреждение зубчатых венцов. Целью  проводимых расчетов является предотвращение выходов из строя из-за поломок  зубьев и выкрашивания их активных поверхностей в результате развития усталостных трещин.

Определение основных коэффициентов для расчета передачи

Вспомогательный коэффициент  определяется по вспомогательному параметру , который отражает зависимость рабочей ширины зацепления относительно диаметра шестерни   тогда                       

Вспомогательный параметр

;       

  

        

Вспомогательный коэффициент  определяется в зависимости от вида передачи. Для прямозубой передачи .

Коэффициент распределения  нагрузки между зубьями при прямозубой передаче .

Коэффициент неравномерности нагрузки по ширине венца

Коэффициент динамической нагрузки. Для передач 8 степени точности рекомендуется принимать для  прямозубой передачи

Определение основных параметров передачи.

Межосевое расстояние первой пары:

       Принимаем  90 мм

Межосевое расстояние второй пары:

 

Принимаем 101,25мм

Межосевое расстояние третей пары:

Принимаем 112,5

 Определим контактные  напряжения при действии максимальной нагрузки по формуле:                    

где – максимальный пусковой момент из графика нагрузки .

Допускаемое контактное напряжение при действии максимальной нагрузки

 

Проверим выполнение условия: – условие выполняется.

Принимаем угол наклона  зубьев .

Модуль первой  передачи

.

Принимаем по ГОСТ 9563-60 m=2,25;

Модуль второй  передачи                                                                                                                                                                               

Принимаем по ГОСТ 9563-60 m=2,25;

Модуль третей передачи

Принимаем по ГОСТ 9563-60 m=2,5;

 

Рабочая ширина зацепления:

                         

                                                                            

Проверим зубья для  предотвращения усталостного излома. Определим коэффициент формы  зуба .

 

Выбираем коэффициенты формы зуба:                               .        

 

Коэффициент, учитывающий  угол наклона зубьев

Определяем наиболее слабый элемент передачи по минимальному соотношению:

 

Наиболее слабым элементом  передачи является шестерня № 3.

Для наиболее слабого  звена определяем напряжения изгиба, действующего в ножке зуба:

Проведем сравнение  - условие выполняется.

Проведем проверочный  расчет для предотвращения остаточной деформации или хрупкого излома при  действии максимальной нагрузки. Определим максимальное допускаемое напряжение по изгибу:

 

 

где - предельное напряжение, не вызывающее остаточных деформаций и хрупкого излома, МПа. = при закалке. - коэффициент безопасности при закалке.