Пректировнаие коробки скоростей вертикально сверлильного станка

 

Принимаем в соответствии с нормальными рядами чисел в станкостроении следующие значения чисел оборотов шпинделя:

n1 = nmin = 125  об\мин                       

n2 = nmin × j1 = 160 об\мин                 n5 = nmin × j4 =  315 об\мин

n3 = nmin × j2 =  200 об\мин               n6 = nmin × j5 = 400 об\мин

n4 = nmin × j3 = 250 об\мин               n7 = nmin × j6 = 500 об\мин

                                                              n8 = nmin × j7 = 630об\мин   Выполним анализ по отклонению D n % £ ± 10 (j-1)

D n % £ ± 10 (1,26-1) = 2,6 %

Сравнивая расчетные и стандартные значения частот вращения шпинделя, можно увидеть, что наибольшая разность соответствующих частот вращения имеет место для n6 и составляет 0, 77 % что меньше допускаемого отклонения.

 

 

 

 

 

6. Анализ графика частот вращения производится по показателям

Частоту вращения первичного вала выбираем наибольшей.

n = n мах = 630 об\мин

Так как электродвигатель имеют большую частоту вращения nэд=750 об\мин, то предполагается использовать зубчатую или ременную передачу между валами 0 и 1.

Передаточные отношения должны удовлетворять двум условиям:

1) Передаточное отношение в группах  должно постепенно уменьшаться по мере приближения к шпинделю.

2) Для ограничения размеров зубчатых  колес и радиальных габаритов коробок скоростей нормалями станкостроения установлены пределы передаточных отношений:

I min ³ 1/4, I max £ 2

Для Z=7 = 21 ´ 24´ 22 и j = 1,26

iнаиб = j0 = 1,260 = 1    iнаим = j-3 = 1,26-3 = 1\2,

В рассматриваемом случае соблюдаются оба условия, следовательно, данная структура может быть применена.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

          0                              I                               II                              III                             IV

Рисунок 3- Структурный график или график частот вращения для коробок

Z = 8 = 21 × 24 × 22

 

 

7. Определение  передаточных отношений

 

Частные передаточные отношения определяют по графику частот вращения. Их выражают через знаменатель геометрического ряда j:

i = j ±k

  где к  - число интервалов между смежными валами, которые пересекает данный луч на графике частот вращения.

  Знак «плюс» принимается  для ускоряющей передачи, «минус» - для замедляющей передачи, для горизонтальных лучей к = 0, i = 1    

Используя график частот вращения (рис. 3) определяем передаточные отношения:

 

i1=j-1 = 1, 26 -1 = 4: 5   

i2=j0 = 1, 26 0 = 1 

i3=j-2 = 1, 26-4 = 2: 5

i4=j0 = 1, 26 0 = 1   

i5=j3 =1, 26-2 = 7: 11

  i6=j0 = 1,26 0 =  1                                       

 

 

                               

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

8. Расчет чисел зубьев

Числа зубьев рассчитываем отдельно для каждой группы передач, используя частные передаточные отношения, найденные по графику частот вращения.

При расчете необходимо соблюдать следующие условия:

- минимальные числа зубьев ведущего  колеса 18-20, максимальные для ведомого  колеса - 100.

- для обеспечения постоянства межосевого расстояния суммы чисел зубьев сопряженных колес должны быть равными, т.е.

 

Z1 + Z2 = Z3 + Z4 = Z5 + Z6 = … = const

 

  где  Z1, Z3, Z5, …- числа зубьев ведущих зубчатых колес элементарной двухваловой передачи; Z2, Z4, Z6, …- соответствующие им числа зубьев ведомых зубчатых колес.

Определим фиктивные числа зубьев для колес коробки методом наименьшего общего кратного (НОК).

Для основной группы они определяются исходя из равенства:

 

 

Для первой переборной группы исходя из равенства:

 

 

Для второй переборной группы исходя из равенства:

 

 

 

Определим наименьшее общее кратное Zc.

Для определения  Zc используем правило: «Zc равно наименьшему общему кратному сумм простых целых чисел для данной группы передач»

Для основной группы передач.

,

 следовательно, Zc =18

Для первой переборной группы передач.

,

 следовательно, Zc = 14

Для второй переборной группы передач.

,

 следовательно, Zc = 18

Вычислим расчетные числа зубьев колес по формуле:

 

 

Для основной группы передач.

 

 

 

 

Для первой переборной группы передач рассчитываются

 

 

 

 

Для второй переборной группы передач.

 

 

 

 

Определим  действительные числа зубьев колес коробки скоростей.

   Так как минимальное число зубьев колес должно быть не меньше 18, то увеличим количество рассчитанных чисел зубьев для основной группы в 3 раза,для первой переборной группы в 8 раз, для второй переборной группы в 4 раза. Таким образом,  после умножения получаем:

Z1=24

Z2=30

Z3=27

Z4=27

Z5=32

Z6=80

Z7=56

Z8=56

Z9=28

Z10=44

Z11=36

Z12=36

Произведем проверку на равенство сумм чисел зубьев,  с целью обеспечения одинакового межосевого расстояния для всех передач в   одной группе.

Для основной группы передач:

Z1+Z2=Z3+Z4=24+30=27+27=54

Для первой переборной группы передач:

Z5+Z6=Z7+Z8=32+80=56+56=112

Для второй переборной группы передач:

Z9+Z10=Z11+Z12=28+44=36+36=72

Условие постоянства суммы Zc соблюдается.

                             

 

 

 

 

9. Выбор электродвигателя и расчет энергосиловых параметров валов

 Выбор электродвигателя.

Электродвигатель принимаем по ближайшей частоте вращения

nдв = 750 об/мин

Примем ременную передачу от электродвигателя на первичный вал коробки скоростей.

При наличии ременной общий КПД коробки скоростей для рассматриваемого примера определяется по формуле:

hо = hрп × hкпк × hnзк

где к – количество пар подшипников качения в коробке скоростей,

n – количество пар зубчатых колес, находящихся в зацеплении.

Значения КПД для каждой кинематической пары представлены в таблице 3.

Таблица 3 - Значения КПД

Кинематичес- кая пара	Пара подшипников качения hпк	Зубчатая передача hзк	Муфта hрп
КПД	0,99	0,97	0,96

Тогда:

ηО = 0,96 ·0,994 ∙0,973 = 0,83.

Потребляемая мощность на электродвигателе

Принимаем электродвигатель серии 4А160М8 мощностью Рдв=11кВт и асинхронной частотой вращения ротора nа = 730 об/мин.

 

 

 

 

 

Расчёт ременной передачи.

Определим передаточное отношение ременной передачи:

Определим диаметр ведущего шкива:

Для клиноременной передачи примем К = 40.

Тогда:

По ГОСТ 17383 – 73 примем d1 = 200 мм.

Определим диаметр ведомого шкива:

Примем по ГОСТ 17383-73 d2 = 224 мм.

 Определим фактическое передаточное отношение ременной передачи:

Погрешность составляет менее 1%, следовательно, d1=200 мм, d2=224 мм.

Определим мощность на валах коробки скоростей

Рi = Рэд п ´ h,  кВт

где Рэд п -  мощность электродвигателя, кВт;h - общий КПД, учитывающий потери мощности от двигателя до рассчитываемого вала.

 Расчетные значения передаваемой  мощности приведены в табл.

Р1 = Рэд п = 8, 1кВт

 

 

Р2 = Рэд. п ´ hпк = 8, 1 ×0,99 = 8 кВт

Р3 = Р2 ´ hзп ´ hпк = 8,1×0, 99×0,97 = 7, 7 кВт

Р4 = Р3 ´ hо = 8, 1×0,83 = 6,7 кВт

Рассчитаем  крутящие моменты на валах коробки скоростей   по формуле:

Тi =  9550 ´ Р i / n i min , Н´мм

  где n i min - - минимальная частота вращения вала, об\мин.

Т1 =  9550 ´8, 1 / 630 = 122, 7 Н´мм

Т2 =  9550  ´ 8 / 500 = 152, 8 Н´мм

Т3 =  9550 ´ 7,7 / 200 = 367, 6 Н´мм

Т4 =  9550  ´ 6, 7 / 125 = 511, 88 Н´мм

Произведем предварительный (ориентировочный)  расчет валов коробки скоростей.

   Предварительный  расчет диаметров валов выполняют  из расчета на кручение, так  как нет данных о расстоянии  между опорами, необходимых для  учета изгибных напряжений.

  Предварительных  расчет диаметров валов производится  по формуле:

                             di =      5´          Тi / [t]

  где Тi – максимальный крутящий момент для рассчитываемого вала, Н*мм; d - диаметр рассчитываемого вала, мм;

[t] - допускаемое значение напряжений кручения, МПа.

  Для валов из конструкционных  среднеуглеродистых марок сталей 45, 50 принимают [t] = 20 МПа

=36, 13мм,  принимаем d1=36мм

=38, 8мм,  принимаем d2 =39мм

=45, 12мм,  принимаем d3=45мм

 

Предварительный расчет диаметра шлицевой части шпинделя сверлильного станка выполняется по формуле:

, мм

где Dmin – диаметр шлицевой части шпинделя, мм;

Т – вращающий момент на шпинделе, Н×м.

=42, 39мм  принимаем Dmin= 43мм

Таблица 4-Результаты расчетов оформляем в таблице

Валы	Р, кВт	n, об/мин	Т, Н×м
ǀ	8, 1	630	122, 7
ǁ	8	500	152, 8
ǀǀǀ	7, 7	200	367,6
ǀ˅	6, 7	125	511, 88

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

10. Расчет зубчатых передач

Выбор материала зубчатых колес.

Материал колес примем сталь 18ХГТ. Термообработка – цементация легированных сталей, твердость зубьев:

• На поверхности 57…63HRC
• В сердцевине 32…45 HRC

Предел выносливости при изгибе σFlimb=800МПа

Расчет допускаемого напряжения изгиба.

,

где σF·limb – предел выносливости зубьев при изгибе соответствующий базовому числу циклов напряжений N;

SF – коэффициент безопасности равен 1,7…2,2(большее значение для литых заготовок);

KFL  – коэффициент долговечности, при постоянном режиме работы; в проектном расчете КFL принимаем по таблице:

При n=630об/мин принимаем  КFL=1, 05

При n=500об/мин принимаем  КFL=1, 08

При n=200об/мин принимаем  КFL=1, 22

[2. c.15, табл. 6]

KFC – коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки на зубьях, при двустороннем приложении примем

КFc =1.

 

 

 

Проектный расчет зубчатых передач

Определяем модуль mi зубчатого колеса каждой элементарной коробки.