КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА ГЛАВНОГО ДВИЖЕНИЯ МНОЖИТЕЛЬНОЙ СТРУКТУРЫ

1.Задание на курсовой проект.
2.Краткая характеристика станка.
3. Кинематический расчет.
4.ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАСЧЕТНЫХ ЧИСЕЛ ОБОРОТОВ ШПИНДЕЛЯ
И ПРОМЕЖУТОЧНЫХ ВАЛОВ ПРИВОДА ГЛАВНОГО ДВИЖЕНИЯ
5.РАСЧЕТ КПД НА ПРОМЕЖУТОЧНЫХ ВАЛАХ И ШПИНДЕЛЕ
Заключение.
Литература.

КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА ГЛАВНОГО ДВИЖЕНИЯ МНОЖИТЕЛЬНОЙ СТРУКТУРЫ

=1,263(3-1)=
= 4
Д2п=φР0 Р1п (Р2п-1)=
=1,263·3(2-1)=
=1,269 = 8
Учитывая изложенное, стоим график чисел оборотов с включением в график одиночной передачи. При необходимости значительного уменьшения скорости шпинделя при помощи одиночной передачи ее располагают последней в кинематической цепи.
Для построения графика (рис. 2) выполняем следующее:
1) наносим все валы привода;
2) из стандартного ряда со знаменателем 1,25 выбираем числа оборотов шпинделя: 25; 31,5; 40; 50; 63; 80; 100; 125; 160; 200; 250; 315; 400; 500; 630; 800; 1000; 1250 об/мин;
3) на графике приводим горизонтальные линии в количестве, достаточном для нанесения всех чисел оборотов шпинделя и числа оборотов электродвигателя;
4) наносим на графике числа оборотов шпинделя (справа) и числа оборотов электродвигателя;
5) разбиваем графически между группами наименьшее передаточное отношение привода, равное ,
где:
n1 – наименьшее число оборотов шпинделя;
nэл – число оборотов электродвигателя.
Наименьшее передаточное отношение разбиваем таким образом, чтобы передаточные отношения групп уменьшались тем сильнее, чем ближе передача к шпинделю; такая разбивка обеспечивает относительно высокие наименьшие числа оборотов промежуточных валов и малые моменты на валах.
При назначении (выборе) передаточных отношений должно быть выдержано условие: 2 ≥ iнаим  1/4. Так как диапазон регулирования 2-ой переборной группы равен 8, т.е. предельному значению, то эта группа должна состоять из двух передач с передаточным отношением ¼ и 2.
После нанесения лучей, соответствующих наименьшим передаточным отношениям i1 , i2 , i5 и i7 строим остальную часть графика, выдерживая между смежными лучами интервалы в соответствии со структурной сеткой.
Рис. 2. График чисел оборотов.
6) Определяем по графику величины передаточных отношений и сводим их в таблицу 1. Для определения передаточного отношения подсчитываем число интервалов между горизонтальными линиями, перекрываемых каждым лучом. Первое передаточное отношение определяем как отношение числа оборотов вала II к числу оборотов вала электродвигателя.
Таблица 1
Передаточные отношения
Числа зубьев х)
Z2 = 40 ; Z3 = 73
Z4 = 25 ; Z5 = 61
Z6 = 25 ; Z7 = 50
Z8 = 50 ; Z9 = 79
Z10 = 25 ; Z11 = 79
Z12 = 50 ; Z13 = 79
Z14 = 20 ; Z15 = 25
Z16 = 25 ; Z17 = 61
Z18 = 50 ; Z19 = 25
7. Рассчитываем числа зубьев зубчатых колес всех передач.
Основная группа (рис. 3)
Для данной группы составляем следующие уравнения:
Z4+ Z5 = Z6+ Z7 ; ( 1 )
Z8+ Z9 = Z6+ Z7 ; ( 2 )
Для решения этой неопределенной системы уравнений и для получения наименьших размеров колес задаемся числом зубьев наименьшего колеса группы Z4 = Zmin = 1822.
Принимаем Z4=21.
Из уравнения (3) получаем: Z5= 2,52 · Z4= 2,52·21 = 52,9  53
Из уравнений (1) и (4) получаем:
21+53 = Z6+2·Z6 и Z6= 74/3 = 24,67  25
Из уравнения (4) имеем: Z7=2·Z6=2·24,67 = 49,33  49
Однако определенные значения Z6 и Z7 вызовут большое отклонение в передаточном отношении i3 (25/49= 0,51 вместо требуемого 0,50). Поэтому сумму зубьев этих колес примем равной Z6 + Z7= 75. Тогда
Z6= 75/3 = 25 и Z7= 2·Z6=2·25 = 50.
Сумму зубьев колес Z8 и Z9 принимаем также равной 75. Из уравнений (2) и (5) получаем
Z8+1,58·Z8= 75 и Z8=75/2,58=29,1  29.
Из уравнения (5) получаем Z9=1,58·Z8=1,58·29,1=45,9 46.
Проверка: Z4+ Z5= Z6+ Z7= Z8+ Z9
21+53=74 25+50=29+46=75.
Передачу Z4- Z5 корригируем с положительными коэффициентами коррекции, что особенно целесообразно для колеса Z4= 21.
Для получения достаточно точных требуемых передаточных отношений передач можно использовать подбор величины или корригирование передач.
Для получения точных общих передаточных отношений привода целесообразно так округлять полученные значения чисел зубьев колес, чтобы в одной группе передач фактические передаточные отношения были равны или больше требуемых, во второй группе – равны или меньше требуемых и т. д.
8) Определяем фактические числа оборотов шпинделя исходя из определенных выше чисел зубьев колес. Выбирая включенные передачи по графику чисел оборотов, получаем следующие фактические числа оборотов шпинделя:
Определяем отклонения фактических чисел оборотов от стандартных и сравниваем с допускаемым отклонением, равным
[Δn] = ± 10 (φ-1)% = 10(1.26-1)% = ± 2.6% .
Отклонения равны:
Все отклонения фактических чисел оборотов меньше допустимых отклонений.
В дальнейших расчетах будем принимать во внимание только стандартные заданные числа оборотов шпинделя.
9. Составляем кинематическую схему привода.
При составлении кинематической схемы необходимо учитывать следующее:
1) число валов должно соответствовать графику чисел оборотов;
2) расположение валов должно соответствовать конструкции станка, в частности конструктивной форме корпуса привода, валы могут располагаться горизонтально или вертикально в соответствии с расположением шпинделя в станке;
3) передвижные зубчатые колеса собирают в блоки различной конструкции. Блоки обычно состоят из двух или трех колес. Вместо блока из четырех колес применяют для уменьшения осевых габаритов группы два двойных блока. Меньшие осевые размеры имеют группы колес, подвижные блоки которых имеют узкое исполнение, то есть блоки, составленные из рядом расположенных колес;
4) расположение групп колес должно быть таким, чтобы общая длина валов и длина участков валов, передающих крутящий момент, в особенности тяжело нагруженных (у шпинделя) была возможно малой;
5) в металлорежущих станках обычно наиболее нагруженные передачи группы (с малым ведущим колесом) располагают у подшипника вала. Для обеспечения распределения передаваемой нагрузки по всей длине зубьев колес, валы долины быть достаточно жесткими, а зубчатые венцы иметь ширину не более, чем это требуется по расчету на прочность.
На рис. 4 приведен 1-й вариант кинематической схемы привода. Этот вариант характеризуется тем, что все блоки колес являются ведущими, их размеры и вес поэтому относительно небольшие. Группы колес не имеют общих связанных колес. Но конструкция валов III и IV при выполнении привода по этой схеме будет сложной, так как на этих валах будут располагаться подвижные блоки колес и неподвижно закрепленные колеса, что требует применения разных посадок. Блоки колес по этому варианту имею узкое исполнение, что уменьшает осевые габариты групп и величины перемещений блоков.
На рис. 5 приведен 2-ой вариант кинематической схемы. Этот вариант характеризуется тем, что на валу III расположены только неподвижные колеса, а на валу IV расположены только подвижные блоки колес. Учитывая, что колеса 9 и 14 имеют одно и то же число зубьев и могут иметь один модуль, они объединены в одно связанное колесо. Таким образом число колес в приводе уменьшается на одно колесо. Конструкции валов III и IV проще конструкций этих же валов при использовании 1-го варианта схемы. Однако конструкция блока колес 4-6-8 стала более сложной, а блок колес 11-13-15 будет иметь больший вес, чем вес блошка колес 10-12-14 (см. 1-й вариант). Несмотря на применение связанного колеса осевые размеры групп передач, расположенных между валами III и IV, несколько увеличились. Из-за применения одного и того же модуля в группах могут возрасти и диаметральные размеры основной группы.
Практически варианты конструктивно равноценны. Оба варианта используются в различных металлорежущих станках.
Для дальнейшего рассмотрения остановимся на 1-ом варианте, как более простом.
10. Определяем делительные диаметры зубчатых колес по формуле
dә = mz , мм
Величиной модуля задаемся на основании чертежей узла- прототипа. В дальнейшем выбранные значения модулей необходимо проверить расчетом.
Делительные диаметры равны:
Рис. 4. Кинематическая схема (вариант 1)
Рис. 5. Кинематическая схема (вариант 2)
dә2 = m1 ·Z2 = 3·40= 120 , мм;
dә3 = m1 ·Z3 = 3·73= 196 , мм;
dә4 = m2 ·Z4 = 4·25= 100 , мм;
dә5 = m2 ·Z5 = 4·61= 244 , мм;
dә6 = m2 ·Z6 = 4·25= 100 , мм;
dә7 = m2 ·Z7 = 4·50= 200 , мм;
dә8 = m2 ·Z8 = 4·50= 200 , мм;
dә9 = m2 ·Z9 = 4·79= 316 , мм;
dә10 = m2 ·Z10 = 4·25= 100 , мм;
dә11 = m2 ·Z11 = 4·79= 316 , мм;
dә12 = m2 ·Z12 = 4·25= 100 , мм;
dә13 = m2 ·Z13 = 4·79= 316 , мм;
dә14 = m2 ·Z14 = 4·20= 80 , мм;
dә15 = m2 ·Z15 = 4·25= 100 , мм;
dә16 = m3 ·Z16 = 5·25= 125 , мм;
dә17 = m3 ·Z17 = 5·61= 305 , мм;
dә18 = m3 ·Z18 = 5·50= 250 , мм;
dә19 = m3 ·Z19 = 5·25= 125 , мм.
11. Определяем наибольшие окружные скорости зубчатых колес по формуле
Скорости сопряженных колес одни и те же.
В станкостроении в главных приводах используются преимущественно зубчатые колеса 7 и реже 6 степеней точности. Наибольшая допустимая окружная скорость для колес 7 степени точности 6 м/сек, для колес 6 степени точности - 1012м/сек. При выборе степени точности колес учитывают величину приведенных вращающихся масс и величину передаваемой нагрузки.
Принимаем степень точности колес 4-17- 7 ст., а колес 2, 3,18 и 19 - 6 ст,
Если необходимо уменьшить окружные скорости колес, то следует уменьшить диаметры колес или наибольшие числа оборотов промежуточных валов, изменяя график чисел оборотов. Умеренные наибольшие окружные скорости колес служат критерием правильности выбора графика чисел оборотов (его верхней части).
12. Составляем спецификацию к кинематической схеме (табл. 2)
Но-мер по схе-ме
Число зубь-ев
Мо-дуль, мм
Шири-на обода, мм
Мате-риал
Термообра-ботка зубьев
Твер-дость
Наиб. окруж-ная ско-рость, м/сек
Сте-пень точ-ности
1
2
3
4
5
6
7
8
9
2
35х)
3
25
Сталь 40Х
Закалка с нагревом ТВЧ
HRC 48…52
8
6 ст.
3
64 х)
3
25
"
"
"
8
6 ст.
4
21 х)
4
35
"
"
"
3.5
7 ст.
5
58 х)
4
20
"
"
"
3.5
7 ст.
6
25
4
35
"
"
"
4.2
7 ст.
7
50
4
30