Расчет параметров вертикально-сверлильного станка

Размещено на http://www.allbest.ru/

Вертикально-сверлильный станок.

структурная формула Z=4*3*2=24

знаменатель ряда ц=1,26

диапазон регулирования R_n=80

условный диаметр сверления d=50 мм

R_n=n_max/n_min

3 группы передач

Z=4*3*2=24

Определяем действительное число ступеней коробки скоростей:

Z=lg R_n/lg ц +1=lg80/lg1,26+1=20.

Z=4₁*3₄*2₈-4=20.

Определим станок-прототип:

модель 2Н150

n_max=1400 мин^-1

^N_эл=7 кВт.

Определим n_min вращения шпинделя:

n_min=n_max/R_n=1400/80=17,5 мин^-1.

Запишем стандартный ряд частот вращения шпинделя:

18-22,4-28-35,5-45-56-71-90-112-140-180-224-280-355-450-560-710-900-1120-1400 мин^-1.

Из каталогов электродвигателей:

4А132S4У3

N_эл=7,5 кВт

n_эл=1500 мин^-1.

Определим общее минимальное передаточное отношение коробки скоростей:

J_min=1/ц¹⁶=(1/ц⁵)*(1/ц⁵)*(1/ц⁶).

Определим численные отношения передаточных отношений:

i₁=Z₁/Z₂=1/ц⁵=1/1,26⁵=7/22;

i₂=Z₃/Z₄=1/ц⁴=1/1,26⁴=2/5;

i₃=Z₅/Z₆=1/ц³=1/1,26³=1/2;

i₄=Z₇/Z₈=1/ц²=1/1,26²=7/11;

i₅=Z₉/Z₁₀=1/ц⁵=1/1,26⁵=7/22;

i₆=Z₁₁/Z₁₂=1/ц¹=1/1,26=4/5;

i₇=Z₁₃/Z₁₄=ц³=1,26³=2;

i₈=Z₁₅/Z₁₆= 1/ц⁶=1/1,26⁶=1/4;

i₉=Z₁₇/Z₁₈= ц²=1,26²=11/7.

Определение расчетных крутящих моментов на валах коробки скоростей.

Определим крутящий момент на последнем валу при n_расч.

n_расч=Z/3=20/3=6,67.

Примем n_расч=n₇=71 мин^-1.

N_эл=7,5 кВт.

N_e=N_эл*з_к.с.=7,5*0,85=6,4кВт.

з_к.с.=0,85-КПД коробки скоростей.

М_р=9760*(N_e/n_расч).

На четвертом валу:

М_крIV71=9760*6.4/71=879,8 Н*м.

Расчетные моменты на промежуточных валах от последнего вала к первому валу определяются при минимальных частотах вращения этих валов при условии передачи полной мощности.

М_крIII180=(М_крIV71*Z₁₅/Z₁₆)/(з_под*з_з.п.),

з_под=0,99-КПД одной пары подшипников;

з_з.п=0,98-КПД зубчатой передачи.

М_крIII180=879,8/4/0,99/0,98=226,7 Н*м;

М_крII224=(М_крIII180*Z₁₁/Z₁₂)/(з_под*з_з.п)=226,7*4/5/0,98/0,99=186,9 Н*м;

М_крI710= (М_крII224*Z₁/Z₂)/(з_под*з_з.п)=186,9*7/22/0,99/0,98=61,3 Н*м.

Расчет диаметров валов.

Ориентировочно диаметры всех промежуточных валов можно определить по формуле:

d_i=(M_imax/(0,2*[ф]))^1/3, м,

где [ф]=30*10⁶ Па - допустимое напряжение на кручение принимается заниженным, так как неизвестно еще пространственное положение валов.

d₁=(61,3/0,2/30/10⁶)^1.3=0,022 м.

Принимаем d₁=22 мм.

d₂=(186,9/6/10⁶)^1/3=0,031 м.

Принимаем d₂=31 мм.

d₃=(226,7/6/10⁶)^1/3=0,034 м.

Принимаем d₃=34 мм.

d₄=(879,8/6/10⁶)^1/3=0,053 м.

Принимаем d₄=53 мм.

Диаметр последнего, четвертого, вала окончательно уточняется из расчета его на жесткость.

Расчет модулей зубчатых передач.

Ориентировочно модуль зубчатой передачи m можно определить, исходя из окружного усилия на минимальной по размеру шестерне в группе передач и усилия, допускаемого прочностью зуба на изгиб:

M=[(2*M_кр/(Z*ш*р*y*[у_изг]))*(K_изг/K_V)]^1/3, м,

где М_кр - расчетный крутящий момент, передаваемый рассматриваемой группой передач, Н*м;

m - модуль, м;

Z - число зубьев самой малой шестерни в этой же группе передач.

Без большой погрешности можно принять Z=20.

y - коэффициент формы зуба, y=0,1;

ш - относительная ширина венца зубчатого колеса.

Для подвижных шестерен привода главного движения ш=8.

[у_изг] - допускаемое напряжение на изгиб. Для легированных сталей [у_изг]=370…400 МПа.

К_у=К_изг=1, тогда

m=(М_кр/10)^1/3, мм.

Для группы i₁, i₂, i₃, i₄ m=1,83 мм (принимаем 2 мм).

Для группы i₅, i₆, i₇ m=2,65 мм (принимаем 3 мм).

Для группы i-₈, i₉ m=2,83 мм (принимаем 3 мм).

Расчет числа зубьев зубчатых передач.

Для того, чтобы получить группы передач минимального радиального размера, необходимо найти в каждой группе шестерню с минимальным числом зубьев, а затем, уже, ориентируясь на это число зубьев, можно подобрать числа зубьев всех остальных шестерен по передаточным отношениям.

Так как m*Z_min?d+7m+2,5m, то Z_min?(d/m)+9,5,

где d и m-диаметр вала и модуль посаженной на него шестерни, мм.

Для группы i₁-i₂-i₃-i₄ Z_min?(22/2)+9.5=20,5. Принимаем Z_min=21.

Для группы i₅-i₆-i₇ Z_min?(31/3)+9.5=19,8. Принимаем Z_min=20.

Для группы i₈-i₉ Z_min?(34/3)+9.5=20,9. Принимаем Z_min=21.

После этого можно приступить к расчету чисел зубьев всех шестерен привода, пользуясь методом наименьшего кратного для получения наименьших радиальных размеров привода.

Для ведущих шестерен

Z=(a_i*S_zi)/(a_i+b_i),

для ведомых шестерен

Z=(b_i*S_zi)/(a_i+b_i),

где S_zi-наименьшее кратное a_i+b_i для каждой группы передач;

a_i, b_i - целые числа, выражающие передаточные отношения.

Для группы передач i₁-i₂-i₃-i₄:

i₁=Z₁/Z₂=7/22, a_i+b_i=7+22=29;

i₂=Z₃/Z₄=2/5, a_i+b_i=2+5=7;

i₃=Z₅/Z₆=1/2, a_i+b_i=1+2=3;

i₄=Z₇/Z₈=7/11, a_i+b_i=7+11=18;

S_zi=3654.

Z₁=882; Z₂=2772; Z₃=1044; Z₄=2610; Z₅=1218; Z₆=2436; Z₇=1421; Z₈=2233.

Так как Z_min=21, то, принимая общий делитель 41,9, получаем:

Z₁=21,1;

Z₂=66,2;

Z₃=24,9;

Z₄=62,3;

Z₅=29,1;

Z₆=58,1;

Z₇=33,9;

Z₈=53,3.

Числа зубьев шестерен получились дробными, поэтому для уменьшения погрешности передаточного отношения отбрасываем дробную часть и получаем:

Z₁=21;

Z₂=66;

Z₃=24;

Z₄=62;

Z₅=29;

Z₆=58;

Z₇=33;

Z₈=53.

Для группы передач i₅-i₆-i₇:

i₅=Z₉/Z₁₀=7/22, a_i+b_i=7+22=29;

i₆=Z₁₁/Z₁₂=4/5, a_i+b_i=4+5=9;

i₇=Z₁₃/Z₁₄=2/1, a_i+b_i=2+1=3;

S_zi=261.

Z₉=63; Z₁₀=198; Z₁₁=116; Z₁₂=145; Z₁₃=174; Z₁₄=87.

Так как Z_min=20, то принимаем общий делитель 3.1:

Z₉=20.3; Z₁₀=63.9; Z₁₁=37.4; Z₁₂=46.8; Z₁₃=56.1; Z₁₄=28.1.

Числа зубьев шестерен получились дробными, поэтому для уменьшения погрешности передаточного отношения отбрасываем дробную часть и получаем:

Z₉=20;

Z₁₀=63;

Z₁₁=37;

Z₁₂=46;

Z₁₃=56;

Z₁₄=28.

Для группы передач i₈-i₉:

i₈=Z₁₅/Z₁₆=1/4, a_i+b_i=1+4=5;

i₉=Z₁₇/Z₁₈=11/7, a_i+b_i=11+7=18;

S_zi=90.

Z₁₅=18; Z₁₆=72; Z₁₇=55; Z₁₈=35.

Так как Z_min=21, то, принимая общий множитель 2, получаем:

Z₁₅=36;

Z₁₆=144;

Z₁₇=110;

Z₁₈=70.

После подбора чисел зубьев всех шестерен проверяем отклонение расчетных частот вращения шпинделя от теоретических.

Так как передаточное отношение i_з.п. зубчатой передачи можно подобрать точно, то считаем для нее Дi_з.п.=0.

Расчет относительных погрешностей частных передаточных отношений сводим в таблицу 1.

Таблица 1

Передаточное отношение	Табличное	Расчетное	Относительная погрешность, %
iз.п.	1.2	1.2	0
i1	0,318	0,318	0
i2	0.4	0,387	3,25
i3	0.5	0.5	0
i4	0.636	0.623	2,04
i5	0.318	0.317	0.31
i6	0.8	0.8	0
i7	2	2	0
i8	0.25	0.25	0
i9	1,571	1,571	0

Общая относительная погрешность передаточного отношения для каждой частоты вращения шпинделя:

ДJ₁=0,31;

ДJ₂=3,25;

ДJ₃=0;

ДJ₄=2,04;

ДJ₅=0;

ДJ₆=3,25;

ДJ₇=0;

ДJ₈=2,04;

ДJ₉=0;

ДJ₁₀=3,25;

ДJ₁₁=0;

ДJ₁₂=2,04;

ДJ₁₃=0;

ДJ₁₄=3,25;

ДJ₁₅=0;

ДJ₁₆=2,04;

ДJ₁₇=0;

ДJ₁₈=3,25;

ДJ₁₉=0;

ДJ₂₀=2,04.

Как следует из проведенных расчетов, числа зубьев колес подобраны правильно, так как фактические частоты вращения шпинделя не выходят за пределы допустимых.

Конструктивное оформление коробки скоростей вертикально-сверлильного станка. Определение диаметров валов и зубчатых колес. Определение межосевых расстояний между смежными валами.

Основные параметры шестерни и колеса определяются из следующих отношений:

диаметр делительный: d=m*Z;

диаметр наружный: d_e=d+2*m;

ширина венца: b=(6…8)*m;

межцентровое расстояние между смежными валами: A_i=(m*УZ_i)/2;

где m - модуль зубчатого колеса, мм;

Z - число зубьев колеса;

УZ_i - суммарное число зубьев между смежными валами какой-либо передачи группы.

Расчет представим в виде таблицы 2.

Таблица 2

№ п/п	Zi	mi, мм	di, мм	dei, мм	bi, мм	Ai, мм
1	21	2	42	46	14	87
2	66	2	132	136	14
3	24	2	48	52	14	87
4	62	2	124	128	14
5	29	2	58	62	14	87
6	58	2	116	120	14
7	33	2	66	70	14	87
8	53	2	106	110	14
9	20	3	60	66	22	124,5
10	63	3	189	195	22
11	37	3	111	117	22	124,5
12	46	3	138	144	22
13	56	3	168	174	22	124,5
14	28	3	84	90	22
15	36	3	108	114	22	270
16	144	3	432	438	22
17	110	3	330	336	22	270
18	70	3	210	216	22

коробка скорость вал привод

Размещено на Allbest.ru