Размещено на http://www.Allbest.ru/

Исходные данные

Основные исходные данные взяты из задания и приведены в таблице 1

Таблица 1

Наименование	Данные
Тип станка	Продольно-фрезерный (аналог А662)
Тип привода	электрический, с односкоростным электродвигателем фланцевого исполнения и сменными колесами.
Количество ступеней регулирования	z, шт.	18
Максимальный диаметр фрезы	D, мм	240
Обрабатываемый материал	??т , Н/мм2	750

Анализ аналога станка:

Продольно-фрезерный станок модели А662

Назначение станка:

Станок предназначен для фрезерования одновременно с двух сторон плоских поверхностей тяжелых деталей торцовыми, цилиндрическими и концевыми фрезами в условиях серийного и массового производства. На станке можно одновременно обрабатывать группу деталей средних размеров.

Техническая характеристика станка А662:

Наименование параметров	Ед.изм.	Величины
Рабочая поверхность стола	мм	450Ч1600
Наибольший продольный ход стола	мм	1500
Расстояние от оси шпинделя до поверхности стола:
- наибольшее	мм	400
- наименьшее	мм	115
Расстояние между головками шпинделя:
- наибольшее	мм	650
- наименьшее	мм	300
Расстояние от оси шпинделя до хобота	мм	195
Число скоростей вращения каждого шпинделя	шт	12
Число оборотов шпинделя (пределы)	об/мин	30-375
Количество скоростей подач стола	шт	12
Скорость подач стола (пределы)	мм/мин	36.5-475
Скорость быстрого перемещения стола	мм/мин	3750
Мощность:
- главного электродвигателя	кВт	6
- привода быстрых перемещений стола	кВт	2.3
- привода подач	кВт	1.7

Рис. 1. Общий вид продольно-фрезерного станка модели А662

Основные узлы станка (рис. 1): Станок А662 смонтирован из отдельных агрегатных узлов:

А, Ж - стойки;

Б, Е - шпиндельные бабки;

В, Д - хоботы;

Г - поперечная балка;

З - стол;

И - станина.

Органы управления:

На станке имеются квадраты 2 и 3 для ручного перемещения шпиндельных бабок по высоте и квадраты 1 и 4 для перемещения шпиндельных гильз вдоль своей оси, а также рукоятка для переключения величин подач стола. В представленной проекции общего вида эта рукоятка не видна.

Движение в станке:

Движение резания - вращение каждого из двух шпинделей с фрезами.

Движение подачи - продольное поступательное перемещение стола с заготовкой.

Вспомогательное движение - быстрое перемещение стола, ручные установочные вертикальные перемещения шпиндельных бабок и ручные поступательные перемещения гильз со шпинделями вдоль оси.

Принцип работы:

Обрабатываемые детали закрепляют на столе, которому сообщается поступательное движение только в продольном направлении.

В двух горизонтальных шпинделях, смонтированных в выдвижных гильзах, расположенных в шпиндельных бабках, могут быть закреплены различные типы фрез.

Настройка станка в соответствии с конфигурацией и размерами обрабатываемой детали производится перемещением шпиндельных бабок в вертикальных направлениях и шпиндельных гильз в горизонтальных направлениях вдоль оси. Станок позволяет работать по полуавтоматическом циклу:

Быстрый подвод - рабочая подача - быстрый отвод в исходное положение и остановка; для этой цели предусмотрен командоаппарат и переставные кулачки, расположенные в боковом пазу стола.



1. Расчет режимов резания и расчетных усилий

Цель расчета режимов резания:

- установление оптимальных режимов обработки заготовки;

- определение предельных частот вращения шпинделя станка и мощности ЭДВ.

Вначале выбираем виды фрезерования в зависимости от того, какие фрезы можно использовать на станке. При выборе пользуемся данными станка-аналога, а также исходные данные.

Расчет:

Максимальный размер заготовки согласно таблице 1 [1] вычисляется по формуле:

0.7LЧ0.7B = 0.7Ч1600Ч0.7Ч450, где

L = 1600 мм - длина стола станка - аналога;

B = 450 мм - ширина стола станка - аналога.

Тогда наибольший размер обрабатываемой заготовки будет 1120Ч315 мм.

Произведем расчеты режимов резания для чернового и чистового фрезерования торцовой, концевой и цилиндрической фрезами.

В качестве примера проведем расчет чернового фрезерования торцовой фрезой максимального диаметра и чистовой обработки концевой.

Максимальный диаметр торцевой фрезы по заданию и по ГОСТ 24359-80 D = 250 мм;

диаметр концевой фрезы определяем согласно таблице 1 [1]:

d_к = 0.15Ч D = 0.15Ч250 = 37.5 мм

Примем ближайшую по диаметру стандартную концевую фрезу по ГОСТ 17026 - 71*. Тогда d_к = 36 мм;

Диаметр цилиндрической фрезы по ГОСТ 29092 - 91 равен 160мм.

Черновое фрезерование торцевой фрезой:

B = D/1.25 = 250/1.25 = 200 мм - ширина фрезерования (назначается для достижения производительных режимов резания диаметр фрезы D должен быть больше ширины фрезерования B, т.е. D = (1.25 - 1.5) Ч B).

t = 5 мм - глубина фрезерования (назначается при черновом фрезеровании [2])

S_z = 0,15мм/зуб - подача на один зуб фрезы(стр. 283[2]);

z = 24 - число зубьев фрезы;

T = 240 мин - стойкость фрезы(стр. 290[2]);

?? = 45⁰ - угол в плане фрезы;

Торцевая фреза с ножами, оснащенными пластинами из быстрорежущей стали Р6М5(по рекомендации [1]);

Схема установки фрезы - смещенная.

Скорость резания:

м/мин

Но по примечанию стр.290[2] необходимо полученную скорость умножить, на коэффициент равный 1.1 и тогда получаем скорость резания:

V_р = VЧ1.1 = 39.6?40 м/мин.

Где По табл. 39 [2]:

С_V = 41 - коэффициент;

Показатели степени:

x = 0,1; y = 0,4; m = 0,2; u = 0.15; q = 0.25; р = 0.

K_V - поправочный коэффициент на скорость резания, учитывающий влияние:

- коэффициент учитывающий материал заготовки

К_мV = K_rЧ(750/??_в)^-n = 1Ч(750/750)^0.9 = 1

Где ??_в - предел кратковременной прочности, [МПа];

K_r = 1,0 - коэффициент для материала инструмента(стр262[2]);

n_v = 0,9 - показатель степени при обработке(стр262[2]).

К_nV = 0,8 - коэффициент учитывающий состояние поверхности (стр. 263 [2])

К_uV = 1,0 - коэффициент учитывающий материал инструмента (стр. 263 [2])

K_V = К_мV Ч К_nV Ч К_uV = 1 Ч0.8Ч1.0 = 0.8

Частота вращения фрезы, соответствующая найденной скорости резания:

,об/мин

Главная составляющая сил резания при фрезеровании - окружная сила:

P_z = ((10ЧС_рЧt^XЧS_z^YЧB^uЧz)/(D^qЧn^w))ЧK_P =

((10Ч82.5Ч5^0.95Ч0.15^0.8Ч200^1.1Ч24)/(250^1.1Ч51⁰) Ч1 = 15667 Н.

Но по примечанию стр. 291 [2] необходимо полученную окружную силу умножить, на коэффициент равный 1.2:



P_z = P_zЧ1.2 = 15667Ч1.2 = 18800 Н

Где (из стр. 291 [2])

С_р = 82.5 коэффициент;

x = 0.95; y = 0,8; u = 1.1; q = 1.1; w = 0 - показатели степени.

К_Рм - поправочный коэффициент учитывающий влияние качества обрабатываемого материала на силовые зависимости.

К_mP = (??_в /750)ⁿ = (750/750)^0,3 = 1

n = 0.3 - показатель степени (стр.264[2]).

Крутящий момент на шпинделе:

М_кр = (P_zЧD)/(1000Ч2) = ( 18800 Ч250)/2000 = 2350 НЧм

Мощность резания:

N = (P_zЧV)/(1020Ч60) = 18800Ч40/61200 = 12.3 кВт.

Чистовое фрезерование концевой фрезой:

D = 0,15ЧD_{торцев.фрезы} = 0,15Ч250 = 37.5 - диаметр инструмента, табл. 1 [1] и, согласуя с ГОСТ 17026-71, выбираем окончательно диаметр концевой фрезы:

D = 36 мм

B = 26 мм - ширина фрезерования (назначается для достижения производительных режимов резания диаметр фрезы D должен быть больше ширины фрезерования B, т.е. D = (1.25 - 1.5)ЧB) ? B = D/ 1,375.

t = 0.5 мм - глубина фрезерования (назначается при черновом фрезеровании [2])

S_z = S/z = 0.25/6 = 0,042 мм/зуб - подача на один зуб фрезы (стр. 283 [2]и с помощью линейной интерполяции);

z = 6 - число зубьев фрезы;

Концевая фреза с напаянными пластинами из твердого сплава марки ВК8(по рекомендации [1]);

T = 112 мин - стойкость фрезы(стр. 290[2] и с помощью линейной интерполяции).

Скорость резания:

м/мин

Где По табл. 39 [2]:

С_V = 234 - коэффициент;

Показатели степени:

x = 0,24; y = 0,26; m = 0,37; u = 0.1; q = 0.44; р = 0.13

K_V - поправочный коэффициент на скорость резания, учитывающий влияние:

К_мV = K_rЧ(750/??_в)^-n = 1Ч(750/750)^-1 = 1 - коэффициент учитывающий материал заготовки, где

??_в - Предел кратковременной прочности, [МПа];

K_r = 1,0 - коэффициент для материала инструмента (стр. 262 [2]);

n_v = 1,0 - показатель степени при обработке (стр. 262 [2]).

К_nV = 0,8 - коэффициент учитывающий состояние поверхности (стр. 263 [2])

К_uV = 0.4 - коэффициент учитывающий материал инструмента (стр. 263 [2])

K_V = К_мV Ч К_nV Ч К_uV = 1 Ч0.8Ч0.4 = 0.32



Частота вращения фрезы, соответствующая найденной скорости резания:

, об/мин

Главная составляющая сил резания при фрезеровании - окружная сила:

P_z = ((10ЧС_рЧt^XЧS_z^YЧB^uЧz)/(D^qЧn^w))ЧK_P =

= (10Ч12.5Ч0.5^0.85Ч0.042^0.75Ч36¹Ч6)/(36^0.73Ч858^0.13) Ч1 = 211 Н.

Но по примечанию стр. 291 [2] необходимо полученную окружную силу умножить, на коэффициент равный 1.2:

P_z = P_zЧ1.2 = 176Ч1.2 = 211 Н

Где (из стр.291[2])

С_р = 12.5 коэффициент;

x = 0.85; y = 0,75; u = 1.0; q = 0.73; w = - 0.13 - показатели степени.

К_Рм - поправочный коэффициент учитывающий влияние качества обрабатываемого материала на силовые зависимости.

К_mP = (??_в /750)ⁿ = (750/750)^0,3 = 1

n = 0.3 - показатель степени (стр. 264 [2]).

Крутящий момент на шпинделе:

М_кр = (P_zЧD)/(1000Ч2) = (211Ч36)/2000 = 7.758?8 НЧм

Мощность резания:

N = ( P_zЧV)/(1020Ч60) = 211Ч97/61200 = 0.33 кВт.

Для оставшихся переходов занесем данные в таблицу 3.

Вывод:

На проектируемом станке применение чернового фрезерования максимальной по диаметру цилиндрической фрезой и с приведенными данными режимами резания (табл.3) нецелесообразно. Это связанно с возникновением больших сил резания, потреблением высокой мощности и т.д. Таким образом, исключая данный тип фрезерования из расчета, приходим к следующим предельным значениям, которые берем за основу проектирования.

Исходя из таблицы 3, находим:

Предельные значения:

1. n _min = 51 об/мин и n _max = 858 об/мин;

2. Максимальная мощность резания составляет N = 12.3 кВт;

3. Максимальный крутящий момент M_кр = 2350 НЧм.



Таблица 3

Режимы резания

№ пп	Вид обработки	Размеры обработки (LЧ B)	Материал заготовки	Режущий инструмент	Элементы режима резания
					Ширина фрезерования	Глубина	Подача	Стойкость	Скорость резания	Частота вращения	Сила резания	Мощность резания	Крутящий момент
					B	t	Sz	T	V	n	Pz	N	Mкр
					мм	мм	мм/зуб	мин	м/мин	об/мин	Н	кВт	НЧм
1	Торцевое фрезерование плоскости	Черновое	1120Ч315 мм	Конструкционная сталь ??т = 750 Н/мм2	Торцевая фреза Р6М5 ГОСТ 9473-80 ?250мм	200	5	0.15	240	40	51	18800	12.3	2350
		Чистовое			Торцевая фреза ВК8, ГОСТ 9473-80 ?250мм	200	0.5	0.015	240	235	300	422	1.62	52.75
2	Концевое фрезерование плоскости	Черновое			Концевая фреза Р6М5, ГОСТ17026-71 ?36мм	26	5	0.1	112	34	301	4454	2.47	80
		Чистовое			Концевая фреза ВК8, ГОСТ17026-71 ?36мм	26	0.5	0.042	112	97	858	211	0.33	3.80
3	Цилиндрическое фрезерование плоскости	Черновое			Цилиндрическая фреза Р6М5, ГОСТ 29092-91 ?160мм	250	5	0.15	192	27	54	63602	28	5088
		Чистовое			Цилиндрическая фреза ВК8, ГОСТ 29092-91 ?160мм	250	0.5	0.06	192	125	249	4826	9.86	386

2. Кинематический расчет привода главного движения

Целью кинематического расчета является разработка кинематической схемы (КС) привода. Расчет выполняется на основе графоаналитического метода. Исходными данными для кинематического расчета являются:

1. Количество ступеней регулирования частот вращения .

2. Предельные значения частот вращения на выходе ПГД:

n _min = 51 об/мин и n _max = 858 об/мин;

2.1 Определение знаменателя ряда частот вращения

Найдем диапазон регулирования скоростей:

При ступенчатом регулировании ряда частот вращения привода строится по геометрическому закону, поэтому диапазон регулирования R, число степеней регулирования z и знаменатель ?? связанны между собой:

По рекомендации [1] в соответствие с рядом стандартных значений, выбирается ближайшее значение знаменателя ряда:

, и выписывается для него ряд частот вращения: 57; 64; 72; 81; 91; 102; 114; 128; 143; 160; 179; 200; 224; 251; 281; 315; 353; 395 об/мин.

, тогда ряд частот вращения имеет вид: 64; 81; 102; 129; 163; 205; 259; 326; 411; 518; 653; 823; 1037; 1307; 1647; 2075; 2615; об/мин.

Стандартный ряд не обеспечивает необходимое число ступеней регулирования, поэтому знаменатель ряда выбираем расчетный и для него находим ряд частот вращения:

n1 = nmin = 51 [об/мин]	n10 = n9 Ч?? = 193Ч1.181 = 228
n2 = n1 Ч?? = 51Ч1.181 = 60	n11 = n10 Ч?? = 228Ч1.181 = 269
n3 = n2 Ч?? = 60Ч1.181 = 71	n12 = n11 Ч?? = 269Ч1.181 = 318
n4 = n3 Ч?? = 71Ч1.181 = 84	n13 = n12 Ч?? = 318Ч1.181 = 376
n5 = n4 Ч?? = 84Ч1.181 = 99	n14 = n13 Ч?? = 376Ч1.181 = 444
n6 = n5 Ч?? = 99Ч1.181 = 117	n15 = n14 Ч?? = 444Ч1.181 = 524
n7 = n6 Ч?? = 117Ч1.181 = 138	n16 = n15 Ч?? = 524Ч1.181 = 619
n8 = n7 Ч?? = 138Ч1.181 = 163	n17 = n16 Ч?? = 619Ч1.181 = 730
n9 = n8 Ч?? = 163Ч1.181 = 193	n18 = n17 Ч?? = 731Ч1.181 = 861

2.2 Структура и компоновка привода

По рекомендации [1] применяем простую множительную структуру привода. Она характеризуется тем, что коробка скоростей (КС) состоит из ряда параллельных валов, на которых размещаются зубчатые колеса, так что передачи между двумя соседними валами образуют группу передач. Произведение чисел передач равно числу ступеней регулирования (числу скоростей) всего привода:

Компоновка привода определена заданием: привод совмещенный, т. е. шпиндельный узел (ШУ) и КС размещаются в одном корпусе.

Рис. 2. Компоновка совмещенного привода проектируемого станка

2.3 Выбор электродвигателя

Зная эффективную мощность резания, определенную ранее для наиболее нагруженного режима, находим мощность электродвигателя по формуле, в которой учтена возможность перегрузки двигателя на 25%:

Где - коэффициент полезного действия ПГД (принимаем равным 0.7 - 0.85 для станков с вращательным движением [1]).

Из [3] выбираем тип и марку электродвигателя: асинхронный односкоростной двигатель:

4A160S4У3 - электродвигатель асинхронный 4 - ой серии, закрытого исполнения, станина и щиты которого выполнены из чугуна, с высотой оси вращения 160 мм, с установочным размером S (короткая) по длине корпуса, 4 полюса, для районов умеренного климата, третьей категории размещения.

Рис. 3. Асинхронный электродвигатель



Технические характеристики электродвигателя

Наименование	Единица измерения	величина
мощность	N, кВт	15
Частота вращения	n, об/мин	1460
Максимальный крутящий момент	Tmax, кНЧм	2,2
масса	M, кг	125

2.4 Построение структурной сетки

Структурная сетка представляет собой графическое изображение порядка включения передач привода с данной структурой, а также показывает соотношения между передаточными отношениями, но не их величину. Она используется для построения графика частот вращения. Передачи на ней изображаются симметричными лучами, расходящимися на число интервалов, равное характеристике данной группы.

Рис. 4. Структурная сетка привода

2.5 Построение графика частот вращения

Исходными данными для построения графика являются все значения частот вращения на выходе ПГД, кинематическая схема ПГД с указанием расположения одиночных передач, число оборотов электродвигателя и структурная сетка.

Рис. 5. График частот вращения привода

2.6 Расчет передаточных отношений

Передаточное отношение для понижающей передачи:

Передаточное отношение для повышающей передачи:

где n - число интервалов, перекрываемое лучом.

Результаты расчётов приведены в таблице 2.

привод электродвигатель продольный фрезерный



Таблица 4

Передаточные отношения

Передаточное отношение	U1	U2	U3	U4	U5	U6	U7	U8	U9
	ц-5	ц-4	ц-1	ц2	ц-3	ц-2	ц-1	ц-4	ц5
Значение	0.44	0.515	0.847	1.39	0.607	0.717	0.847	0.515	2.297

2.7 Определение чисел зубьев зубчатых колес

Число зубьев колес группы передач обусловлено межосевым расстоянием , которое должно быть одинаковым для всех передач одной группы, и передаточным отношением, выраженным в форме

где i, j, …-целые числа.

В пределах каждой группы передач сумма чисел зубьев () сопряженных колес должна быть одинаковой и по условию наименьших габаритов привода не должна превышать 100… 120, а наименьшее число зубьев

Пример расчета чисел зубьев:

1. одиночная передача:

2. Первая переборная группа:

3. Вторая переборная группа:



4. Третья переборная группа:

Остальные полученные данные занесем в таблицу 5.

Таблица 5

I переборная группа
U2 = Umin = 0.515 Sz	17	18	19	20	21	22	23
	33	35	37	39	41	43	45
	50	53	56	59	62	65	68
U3 = Uср = 0.847 Sz	24	25	26	27	28	29	30
	28	30	31	32	33	34	35
	52	55	57	59	61	63	65
U4 = Umax = 1.39 Sz	30	32	33	34	36	37	38
	22	23	24	25	26	27	27
	52	55	57	59	62	64	65
II переборная группа
U5 = Umin = 0.607 Sz	17	18	19	20	21	22	23
	28	30	31	33	34	36	38
	45	48	50	53	55	58	61
U6 = Uср = 0.717 Sz	21	22	23	24	25	26	27
	29	31	32	33	35	36	38
	50	53	55	57	60	62	65
U7 = Umax = 0.847 Sz	22	23	24	25	26	27	28
	26	27	28	30	31	32	33
	48	50	52	55	57	59	61
III переборная группа
U8 = Umin = 0.515 Sz	17	18	19	20	21	22	23
	33	35	37	39	41	43	45
	50	53	56	59	62	65	68
U9 = Umax = 2.297 Sz	39	40	41	42	43	44	45
	17	17	18	18	19	19	20
	56	57	59	60	62	63	65

2.8 Построение графика мощности и крутящего момента

График мощности и момента представляет собой совмещенную картину графиков и .

Мощность N (кВт), крутящий момент M (НЧм) и частота вращения вала n (об/мин) связаны соотношением:

Учитывая, что в нижней четверти диапазона регулирования полная мощность привода не используется, применим комбинированное регулирование, когда до расчетной частоты вращения шпинделя обеспечивается регулирование с постоянным моментом, а выше - регулирование с постоянной мощностью.

Расчетная частота вращения шпинделя подсчитывается по формуле:

(1)

Принимаем ближайшую по значению частоту вращения nр = 117 об/мин., где nmin - наименьшая частота вращения на выходе привода.

Расчетная мощность на шпинделе:

где з - коэффициент полезного действия привода, определяемый непосредственно по кинематической схеме.

где зкрп = 0.96 - КПД клиноременной передачи;

з_зп = 0.98 - КПД зубчатого цилиндрического зацепления;

зпп = 0.99 - КПД пары подшипников.

Тогда расчетная мощность: N_р = 15Ч0.84 = 12.6 кВт

Расчетный момент:

Расчетные данные заносим в таблицу 6.

Таблица 6

nmin (об/мин.)	nmax (об/мин.)
Крутящий момент (НЧм)
M1	M2
M1 = Mр = 1028.5
Мощность (кВт)
N1	N2

На основании полученных данных строим график мощностей и моментов (рис. 6).

Рис. 6. График мощностей и моментов

3. Расчет клиноременной передачи

Рассчитаем клиноременную передачу, установленную в системе привода от электродвигателя к I валу коробки скоростей:

P_эдв = 15кВт;

n_эдв = 1460 об/мин;

U_рем = n_эдв/n_{I вала} = n₁/n₂ = 1460/730 = 2, где

n₁ = n_эдв = 1460об/мин - частота вращения ведущего шкива [об/мин];

n₂ = n_{I вала} = 730об/мин - частота вращения ведомого шкива [об/мин].

Расчет будем вести по ГОСТ 1284.3-96 [4], а также по [5]

Решение:

Примем режим работы средней, желательны малые габариты.

1. Определяем расчетный вращающий момент ведущего(вала электродвигателя) вала:

T_1р = 9550ЧP₁/ n₁ = 9550Ч15/1460 = 100,175 НЧм,

Где

P₁ = P_р/з = 12.6/0.84 = 15 кВт - расчетная мощность электродвигателя.

Рекомендуется выполнять расчет передачи для двух ближайших рекомендуемых сечений ремня.

2. По графику (рис. 2.2.2) выбираем в зависимости от P_1р и n₁ сечение ремня В(С), а по расчетному моменту T_1р (таблица 2.2.1) - Б(В),

Где

P_1р = P₁Чс_р = 15Ч1.2 = 18 кВт - расчетная передаваемая мощность;

с_р = 1.2 - коэффициент, учитывающий динамичность нагружения передачи (таблица 2.2.2)

3. Линейную скорость ремня V в м/с вычисляют по формуле:

V = (р Чd₁Ч n₁)/60000 ? [V],

Где в соответствии с требованиями ГОСТ 20889. Диаметр меньшего шкива передачи следует брать, возможно, большего значения, но не более предельно допустимой скорости ремня 30 м/с.

d₁ - диаметр ведущего шкива (Расчетный диаметр меньшего шкива при применении ремня типа В(С) равен d₁ = 200 мм, а при Б(В) равен d₁ = 125 мм [6]);

n₁ = 1460 об/мин - частота вращения меньшего шкива;

[V] = 30м/с - допускаемая скорость клинового ремня;

Тогда:

V_В(С) = (3.14Ч200Ч1460)/60000 = 15,28м/с

15,28 м/с ? 30 м/с - верно.

V_Б(В) = (3.14Ч125Ч1460)/60000 = 9.55м/с

9.55 м/с ? 30 м/с - верно.

Вывод: Условие выполняется.

4. Расчетный диаметр большего шкива d₂ с учетом проскальзывания вычисляют по формуле:

d₂ = U_рем Чd₁Ч (1 - е),

где U_рем = 2 - передаточное число для клиноременной передачи;

е = 0.01…0.02 - коэффициент упругого скольжения[3],

Тогда:

d_2В(С) = 2Ч200Ч(1 - 0.015) = 394 мм

d_2В(С) = 2Ч125Ч(1 - 0.015) = 246,25 мм

Из стандартного ряда выбираем d_2В(С) = 400 мм, d_2В(С) = 250 мм.

5. Межцентровое расстояние определяется конструктивными особенностями привода.

Рекомендуемое межцентровое расстояние вычисляют по формуле:

a > 0.55Ч(d₁+d₂) +H_р

Где H_р - высота сечения ремня, мм (таблица 2.2.1.[2]),

H_рВ(С) = 14мм;

H_рБ(В) = 11мм.

Для ремня В(С):

a > 0.55Ч(200+400) +14

a >344,

Примем a = 350 мм.

Для ремня Б(В):

a > 0.55Ч(125+250) +11

a > 217.25,

Примем a = 250 мм.

6. Расчетная длина ремня:

В зависимости от выбранного межцентрового расстояния расчетную длину ремня L_р в миллиметрах вычисляют по формулам:

L_р = 2a +(0.5р Ч(d₁+d₂)) + (d₂ - d₁)²/4a

Таким образом, длина ремня определяется как сумма прямолинейных участков и дуг обхвата:

Для ремня В(С):

L_р^/ = 2Ч350+(0.5Ч3.14Ч(200+400))+(400 -200)²/4Ч350

L_р = 1670,57 мм.

Для ремня Б(В):

L_р^/ = 2 Ч250+(0.5Ч3.14Ч(250+125))+(250 - 125)²/4Ч250

L_р = 1104,375 мм.

Из стандартного ряда таблицы 2.1.10[2]:

L_рВ(С) = 1800 мм;

L_рБ(В) = 1120 мм.

7. Уточним значение межосевого расстояния по стандартной длине:

a = a+0.5Ч( L_р - L_р^/)

a_{Д В(С)} = a_В(С)+0.5Ч( L_рВ(С) - L_р^/) = 350+0.5Ч(1800 - 1670,57) = 415 мм

a_{Д Б(В)} = a_Б(В)+0.5Ч( L_рБ(В) - L_р^/) = 250+0.5Ч(1120 - 1104,375) = 258 мм

8. Угол обхвата ремнем ведущего шкива:

Рис. 7

б₁ = 180⁰ - в = 180⁰ - 57Ч(d₂ - d₁)/a,

где в ? 57Ч(d₂ - d₁)/a - угол между ветвями ремня.

Тогда

б_1В(С) = 180⁰ - 57Ч (400 - 200)/415 = 152,53⁰

б_1Б(В) = 180⁰ - 57Ч (250 - 125)/258 = 152,38 ⁰ Рис.

9. Найдем частоту перебегов ремня U, с^-1:

U = L_р/V ? [U],

Где [U] - допускаемая частота перебегов([U] = 40 с^-1 - для ремней мерной длины).

Тогда:

U_В(С) = 1.8/15,28 = 0,118 с^-1 ? 40с^-1 - верно;

U_Б(В) = 1.12/9.55 = 0,117 с^-1 ? 40с^-1 - верно.



Вывод: Условие выполняется. Данное соотношение U ? [U] условно выражает долговечность ремня и его соблюдение гарантирует срок службы 1000…5000 часов.

10. Число ремней передачи Z, шт.

Z = P₁Ч C_р/(P_оЧ C_б ЧC_LЧ C_K) ? Z^/,

Где P_о - мощность передаваемая одним ремнем, кВт(таблица 2.2.7[5]):

P_оВ(С) = 5.80;

P_оБ(В) = 2.26.

C_K - коэффициент, учитывающий число ремней(таблица 2.2.5[5])

C_{K В(С)} = 0.75…0.79;

C_{K Б(В)} = 0.76…0.8

C_L - коэффициент учитывающий длину ремня(таблица 2.2.6[5]):

C_LВ(С) = 0.85;

C_LБ(В) = 0.85.

C_б - коэффициент учитывающий влияние угла обхвата(таблица 2.1.3[5])

С помощью линейной интерполяцией находим:

C_бВ(С) = 0,92759;

C_бБ(В) = 0,92714.

с_р = 1.2 - коэффициент, учитывающий динамичность нагружения передачи (таблица 2.2.2);

P₁ = 15 кВт - расчетная мощность электродвигателя;

Z^/ - рекомендуемое количество ремней для данного сечения ремня 2.2.1[1]:

Z_В(С)^/ = 2…5 шт.

Z_Б(В)^/ = 2…4 шт.

Тогда

Z_В(С) = 15Ч1.2 /( 5.80Ч0,92759 Ч0.85 Ч0.78) = 18/3.57 = 5.04

принимаем Z_В(С) = 5;

Z_Б(В) = 15Ч1.2 /( 2.26Ч0,92714Ч0.85 Ч0.78) = 18/1.78 = 12.97

принимаем Z_В(С) = 13

Вывод: для ремня сечением В(С) данное количество ремней подходит, а для ремня Б(В) такое количество ремней не удовлетворяет. Поэтому для ремня сечением Б(В) увеличиваем d₁ или принимаем большее сечение ремня.

Увеличим диаметр ведущего шкива ремня Б(В) и примем d₁ = 250 мм. По аналогии по приведенным выше формулам проводим расчеты, здесь же просто запишем уже полученные данные:

V_Б(В) = 19.10 м/с; d_2В(С) = 500 мм; a = 423.5 мм; L_рБ(В) = 2120 мм; a_{Д Б(В)} = 453 мм; б₁ = 148.5⁰; U_Б(В) = 0.111 с^-1; Z_Б(В) = 4шт.

Вывод: Условие выполняется.

11. Сила, нагружающая валы передачи:

Сила давления на вал F_оп, Н:

F_оп = 2Ч F₀ЧzЧ sin(б₁/2)

F_{оп В(С)} = 2Ч F₀ЧzЧ sin(б₁/2) = 2Ч1001.75Ч5Ч sin(152.53/2) = 9731 Н;

F_{оп Б(В)} = 2Ч F₀ЧzЧ sin(б₁/2) = 2Ч801.4Ч4Ч sin(148.5/2) = 6170.5 Н;

Где

F₀ = 0.5ЧF_t/ц - предварительное натяжение ремня, Н

F_t = 2Ч10³Ч T_1р /d₁ - окружная сила, Н

ц = 0.45…0.55 - коэффициент тяги

Тогда

F_{t В(С)} = 2Ч100.175/200 = 1001.75 Н;

F_{t Б(В)} = 2Ч100.175/250 = 801.4 Н.

F_{0 В(С)} = 0.5Ч1001.75/0.50 = 1001.75 Н;

F_{0 Б(В)} = 0.5Ч801.4/0.50 = 801.4 Н.



Рис. 7

Силы натяжения ведущей F₁ и ведомой F₂ ветвей в нагруженной передаче, Н:

F_{1 В(С)} = F₀+( F_t/2Чz) = 1001.75+(1001.75/2Ч5) = 1101.925 Н;

F_{1 Б(В)} = F₀+( F_t/2Чz) = 801.4+(801.4/2Ч4) = 901.575 Н.

F_{2 В(С)} = F₀-( F_t/2Чz) = 1001.75 - (1001.75/2Ч5) = 901.525 Н;

F_{2 Б(В)} = F₀-( F_t/2Чz) = 801.4 - (801.4/2Ч4) = 701.225 Н;

Ремень сечением В(С)	Ремень сечением Б(В)



4. Силовые расчеты элементов привода

Расчеты произведем для наиболее нагруженных пар зубчатых колес, т.е. для тех, у которых передаточные отношения минимальные.

Для примера проведем все расчеты только для I переборной группы, для остальных групп и одиночной передачи расчеты делаем по аналогии и все результаты заносим в таблицы 11, 12, 13, 14.

4.1 Расчет зубчатых колес

4.1.1 Выбор допускаемого контактного напряжения

Допускаемое контактное напряжение [у_н] выбирается в зависимости от материала колес по формуле:

, (2)

где по таблице 6[3]:

у_{H lim b} = (18ЧHRC+150)- базовый предел контактной выносливости для стали 40Х с объемной закалкой и с твердостью HRC 50, [МПа]

S_H = 1.1 - коэффициент безопасности (с увеличением твердости зубьев)

K_HL = 1 - коэффициент долговечности (для коробок скоростей).

4.1.2 Определение расчетного крутящего момента

Расчетный крутящий момент на ведущем валу данной группы определяется по формуле:

где - коэффициент перегрузки при резании;

- коэффициент перегрузки при пуске, торможении или при ударном характере обработки;

N_эдв = 15 кВт - мощность электродвигателя;

- КПД части привода, включая ведущий вал данной группы:

зпп = 0.99 - КПД пары подшипников;

зкрп = 0.96 - КПД клиноременной передачи;

ззп = 0.98 - КПД зубчатого цилиндрического зацепления;

nр - расчетная частота вращения вала, [об/мин.] Для всех передач, в качестве расчетной следует брать наименьшую частоту вращения ведущего вала данной группы или одиночной передачи (рис.5). В последней передаче или группе расчетную частоту вращения находят по формуле (1).

Все вычисленные значения КПД части привода и расчетного крутящего момента заносим в таблицу 7 и 8 соответственно.

Таблица 7

Вал	КПД части привода
I	з1 = зкрп Чзпп Чззп = 0.96Ч0.99Ч0.98 = 0.93
II	з2 = зкрп Ч(зпп)2 Ч(ззп)2 = з1Ч(зпп Чззп) = 0.96Ч(0.992Ч0.982) = 0.90
III	з3 = з2 Ч(зпп Чззп) = 0.90Ч(0.99Ч0.98) = 0.88
IV	з4 = з3 Ч(зпп Чззп) = 0.87Ч(0.99Ч0.98) = 0.85
V	з5 = з4 Чзпп = 0.84Ч0.99 = 0.84

Таблица 8

Группа передач	Расчетный крутящий момент на ведущем валу, [НЧм]
одиночная передача	Tр = (9550Ч1Ч1.4Ч15Ч0.90)/318 = 567.6
I переборная группа	Tр = (9550Ч1Ч1.4Ч15Ч0.88)/163 = 1082.72
II переборная группа	Tр = (9550Ч1Ч1.4Ч15Ч0.85)/99 = 1721.9
III переборная группа	Tр = (9550Ч1Ч1.4Ч15Ч0.84)/117 = 1439.85

4.1.3 Расчет модуля зубчатых колес

Вначале следует определять модуль, исходя из применения наиболее дешевого варианта технологического процесса изготовления колес, т.е. без применения закалки и шлифования зубьев (сталь 45, 40Х нормализованная или улучшенная).

Расчет модуля зубчатых колес коробок скоростей имеет особенности:

- в отличие от расчета зубчатых передач редукторов основной расчетной величиной является модуль;

- модуль рассчитывается отдельно для каждой одиночной и наиболее нагруженной передачи каждой группы;

- основным критерием расчета является выносливость поверхностных слоев зубьев (контактная прочность);

- при расчетах оперируют передаточными отношениями, а не числами;

- числа зубьев определяются до расчета модуля;

- ширина зубчатых колес принимается наименьшей;

- допускается применение нестандартных значений межосевых расстояний.

С учетом этих особенностей проектный расчет модуля для отдельной передачи ведется по формуле:

(3)

Где Kd = 7700(Н/м²)^1/3 - коэффициент для прямозубых стальных колес, учитывающий механические свойства материала и форму боковых поверхностей зубьев;

zк ,zш - числа зубьев шестерни и колеса рассчитываемой передачи имеющей передаточное отношение Umin в группе;

в = 0⁰ - угол наклона зубьев;

k_Hв - коэффициент, учитывающий влияние перекоса валов, выбирается по таблице 5[2](можно приравнять k_Hв = 1…1.22);

U_min - минимальное передаточное отношение в группе;

ш_т - коэффициент ширины колес для прямозубых колес (для одиночной передачи берем ш_т = 8, а для остальных групп передач ш_т = 12);

Т_р - расчетный крутящий момент на ведущем валу данной группы, НЧм;

[у_н] = 954.5Ч10⁶ Н/м² - допускаемое контактное напряжение.

Таблица 9

Группа передач	Модуль передачи
одиночная передача
I переборная группа
II переборная группа
III переборная группа

4.1.4 Определение размеров зубчатых передач

После вычисления модуля зубчатых колес проверяется соблюдение основного условия минимального габарита коробки скоростей:

D_{k max} = (mЧ z_{k max})/cosв ? D_габ

Где D_{k max} - наибольший диаметр колеса в данной группе;

z_{k max} - наибольшее число зубьев колеса в группе;

D_габ = 270 мм - наибольший допустимый диаметр колеса.

Для I переборной группы:

D_{k max} = (5Ч 43)/1 = 215 мм ? 270 мм - верно.

Таблица 11

Группа передач	Наибольший диаметр колеса
одиночная передача, zк max = 41	Dk max = (5Ч 45)/1 = 225 мм ? 270 мм - верно
I переборная группа, zк max = 39	Dk max = (5Ч 43)/1 = 215 мм ? 270 мм - верно
II переборная группа, zк max = 31	Dk max = (7Ч 34)/1 = 238 мм ? 270 мм - верно
III переборная группа, zк max = 41	Dk max = (6Ч 43)/1 = 258 мм ? 270 мм - верно

Вывод: условие минимального габарита коробки скоростей выполняется.

4.1.5 Определение размеров передач, скоростей и сил

После расчета модуля для всех групп передач определяют размеры зубчатых колес.

Расчет I переборной группы (U_min = U₂ = 0.515):

1. Рабочая ширина зубчатого венца(принимаем одинаковой для шестерни и колеса):

b_w = ш_т Чm = 12Ч5 = 60 мм;

2. Межосевое расстояние передачи, мм:

a_w = (mЧ (z_ш + z_к))/(2Ч cosв) = (5Ч(22+43))/(2Ч1) = (5Ч65)/2 = 162.5 мм;

Примечание: Пункт 1 и 2 применимы для всей группы передачи, т.к. в пределах каждой группы передач модуль, коэффициент ширины колес и сумма чисел зубьев сопряженных колес одинакова.

3. Делительный диаметр шестерни, мм:

d_ш = (mЧz_ш)/cosв = 5Ч22 = 110мм;

4. Диаметр вершин шестерни:

d_a1 = d_ш + 2Чm = 110 + 2Ч5 = 120 мм;

5. Диаметр впадин шестерни:

d_f1 = d_ш - 2.5Чm = 110 - 2.5Ч5 = 97.5 мм;

6. Наибольшая окружная скорость в зацеплении, м/с:

V_max = (рЧ d_ш Ч n_max )/(100Ч60) = (3.14Ч11Ч444)/(100Ч60) = 2.556 м/с;

Где d_ш = 110мм = 11 см;

n_max = 444 об/мин. - наибольшая частота вращения вала, на которой расположена шестерня, берем из рис.5.

7. Экономически целесообразную степень точности передачи в зависимости от V_max (табл. 7[2]).

Принимаем 8 степень точности зубчатых колес.

8. Окружное усилие в зацеплении, Н:

9. Радиальное усилие в зацеплении:

F_r = F_t Чtg б = 19686 Чtg 20⁰ = 7165 Н;

Где б = 20⁰ - угол профиля(для прямозубых цилиндрических колес [3])

10. Окружная скорость при расчетной нагрузке, м/с:

Где n_р = 163 об/мин. - расчетная частота вращения для I переборной группы.



Таблица 12

Наименование	Обозначение и единица измерения	Величина
		одиночная передача	I переборная группа	II переборная группа	III переборная группа
		Umin = 0.44, m = 5 мм; Zш = 20;	Umin = U2 = 0.515; m = 5 мм; Zш = 22;	Umin = U5 = 0.607; m = 7 мм; Zш = 21;	Umin = U8 = 0.515; m = 6 мм; Zш = 22;
Рабочая ширина зубчатого венца	bw, мм	40	60	84	72
Делительный диаметр шестерни	dш, мм	100	110	147	132
Диаметр впадин шестерни	df1, мм	87.5	97.5	129.5	117
Диаметр вершин шестерни	da1, мм	110	120	161	144
Межосевое расстояние	aw, мм	162.5	162.5	192.5	195
Наибольшая окружная скорость	Vmax, м/с	3.82	2.56	2.9	5.95
Степень точности	Таблица 7[2]	8	8	8	8
Окружное усилие	Ft, Н	11352	19686	23427	21816
Радиальное усилие	Fr, Н	4132	7165	8527	7940
Окружная скорость при расчетной нагрузке	V, м/с	1.66	0.94	0.76	0.81
KHв	Таблица 5[2]	1	1.02	1.22	1.02

4.1.6 Проверочный расчет колес на усталостную прочность по контактным напряжениям

Проверочный расчет зубьев на усталостную прочность по контактным напряжениям состоит в определении фактического контактного напряжения у_H по формуле:

Где [у_H] = 954.5 Ч10⁶ Н/м²;

по [3]:

Z_H - коэффициент, учитывающий форму зуба (при угле исходного контура б = 20⁰,

Z_H = 1.76);

Z_M - коэффициент, учитывающий механические свойства материала (для стальных колес Z_M = 27Ч10⁴ (Н/м²)^1/2);

Z_е - коэффициент влияния суммарной длины контактных линий, для прямозубых передач Z_е = 0.9;

Удельная окружная сила:

W_Ht = (F_t/ b_w) ЧK_Hв ЧK_HV = (19686/0.06) Ч1.02 Ч1.02 = 3.41Ч10⁵ Н/м,

K_Hв = 1.02 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца (таблица 12);

K_HV - коэффициент влияния динамической нагрузки:

K_HV = 1+ (W_HV Ч b_w / (F_t Ч K_Hв)) = 1+ (7204Ч0.06/ (19686Ч1.02)) = 1.02,

Где W_HV - удельная окружная динамическая сила, Н/м:

Где д_Н = 0.014 - коэффициент, учитывающий вид зубчатой передачи (табл. 8 [2]);

q₀ = 6.1 - коэффициент точности шага зубьев (табл. 9 [2]);

По таблице 12:

a_w = 162.5 мм - межосевое расстояние, мм;

d_ш = 0.11 м - диаметр шестерни, м;

V = 0.94 м/с - Окружная скорость при расчетной нагрузке, м/с

Таблица 13

Наименование	Обозначение и единица измерения	Величина
		одиночная передача	I переборная группа	II переборная группа	III переборная группа
		Umin = 0.44 m = 4 мм; Zш = 20.	Umin = U2 = 0.515 m = 5 мм; Zш = 22.	Umin = U5 = 0.607 m = 7 мм; Zш = 21.	Umin = U8 = 0.515 m = 6 мм; Zш = 22.
коэффициент, учитывающий форму зуба	ZH	1.76
коэффициент, учит. механические свойства материала	ZM, (Н/м2)1/2	27Ч104
коэффициент влияния суммарной длины контактных линий	Zе	0.9
коэффициент, учит. вид зубчатой передачи	дН	0.014
коэффициент точности шага зубьев	q0	6.1
коэффициент, учит. распределение нагрузки по ширине венца	KHв	1.02	1.02	1.22	1.02
Делительный диаметр шестерни	dш, м	0.10	0.11	0.147	0.132
Межосевое расстояние	aw, мм	162.5	162.5	192.5	195
Рабочая ширина зубчатого венца	bw, м	0.040	0.06	0.084	0.072
Окружное усилие	Ft, Н	11352	19686	23427	21816
Окружная скорость при расчетной нагрузке	V, м/с	1.66	0.94	0.76	0.81
Удельная окружная динамическая сила	Н/м
		11759	7204	6882.5	6800
Коэффициент влияния динамической нагрузки	KHV	KHV = 1+ (WHV Ч bw / Ft Ч KHв)
		1,04	1.02	1.02	1.02
Удельная окружная сила	Ч105 Н/м	WHt = (Ft/ bw) ЧKHв ЧKHV
		2.95	3.41	3.47	3.15
фактическое контактное напряжения	Ч106 Н/м2
		882	927	833	813
Проверочный расчет, [ ун] = 954.5Ч106 Н/м2	ун ? [ ун]	верно	верно	верно	верно

4.1.7 Проверочный расчет зубьев на усталостную прочность по напряжениям изгиба

Расчет зубьев шестерни и колеса цилиндрической передачи состоит в определении фактического напряжения изгиба по формуле:

По [2]: Y_F = 4.05 - коэффициент формы зуба (табл.10);

Y_е = 1 - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев;

Y_в = 1 - коэффициент наклона зубьев;

- удельная расчетная окружная сила на изгиб, Н/м:

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца:

- коэффициент динамической нагрузки:

где - удельная окружная динамическая сила, Н/м:

д_F = 0.016 - коэффициент влияния вида зубчатой передачи при расчете на изгиб (табл. 8[2]);

q₀ = 6.1 - коэффициент точности шага зубьев (табл. 9[2]);

= 130 мм - межосевое расстояние, мм

= 0.94 м/с - окружная скорость при расчетном нагружении, м/с.

Определение допускаемого напряжения изгиба :

где - базовый предел контактной выносливости при изгибе (табл.4.1.4[3]);

S_F = 1.7 - коэффициент безопасности (табл.6);

KFC = 1 - коэффициент влияния реверсивной нагрузки (стр.33 [2]).

Таблица 14

Наименование	Обозначение и единица измерения	Величина
		одиночная передача	I переборная группа	II переборная группа	III переборная группа
		Umin = 0.44 m = 5 мм; Zш = 20.	Umin = U2 = 0.515 m = 5 мм; Zш = 22.	Umin = U5 = 0.607; m = 7 мм; Zш = 21.	Umin = U8 = 0.515; m = 6 мм; Zш = 22.
Коэффициент, формы зуба	YF	4.15	4.05	4.10	4.05
Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев	Yе	1
Коэффициент, наклона зубьев	Yв	1
Коэффициент влияния вида зубчатой передачи	дF	0.016
Коэффициент точности шага зубьев	q0	6.1
Коэффициент, учит. распр. нагрузки по ширине венца.	KFв	KFв = 1.15Ч KHв
		1.15	1.173	1.403	1.173
Межосевое расстояние	aw, мм	162.5	162.5	192.5	195
Рабочая ширина зубчатого венца	bw, м	0.040	0.06	0.084	0.072
Окружное усилие	Ft, Н	11352	19686	23427	21816
Окружная скорость при расчетной нагрузке	V, м/с	1.66	0.94	0.76	0.81
Удельная окружн. динамическая сила	Н/м
		13439.5	8233.5	7866	7772
Коэффициент влияния динамической нагрузки	KFV	KFV = 1+ (WFV Ч bw / Ft Ч KFв)
		1.04	1.02	1.02	1.02
Удельная окруж. сила на изгиб	Ч105 Н/м	WFt = (Ft/ bw) ЧKFв ЧKFV
		3.40	3.93	3.40	3.63
фактическое контактного напряжения	Ч106
		282	318	199	245
Проверочный расчет [ уF] = 331.8Ч106 Н/м2	уF ? [ уF]	верно	верно	верно	верно

Критерием работоспособности клиновых ремней (нормальных, узких и поликлиновых) являются тяговая способность и долговечность,

Размещено на Allbest.ru