8.
Построение структурного графика (графика частот вращения)
График
частот вращения (структурный график) (рис. 4) является видоизмененной структурной
сеткой. Он показывает действительные значения частных передаточных отношений
передач и частот вращения валов.
Для построения графика частот вращения
необходимо рассчитать числа оборотов шпинделя по формуле
ni = n min × jn-1
Для нашего примера при j = 1,26
n1 = nmin = 125 об\мин
n2 = nmin × j1 = 157,5 об\мин n5 = nmin × j4 = 315,06 об\мин
n3 = nmin × j2 = 198,45 об\мин n6 = nmin × j5 = 396,97 об\мин
n4 = nmin × j3 = 250,05 об\мин n7 = nmin × j6 = 500,19 об\мин
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
Выполним анализ
по отклонению D n % £ ± 10 (j-1)
В нашем
примере 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 0.76 % что меньше
допускаемого отклонения.
|
8. Анализ структурного графика (графика частот
вращения).
Анализ графика
частот вращения производится по показателям:
Частоту вращения первичного вала выбираем наибольшей.
n = n мах = 500 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 ´ 22´ 23 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.
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
II
I II III
IV
Рис. 4. Структурный график или график частот вращения для коробки
Z=7 = 21 ´ 22´ 23
|
|
|
|
|
030501.080602.041.000 ПЗ
|
Лист
|
|
|
|
|
|
|
Изм
|
Лист
|
№ документа
|
Подпись
|
Дата
|
9. 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=j0 =
1,26 0 =
1 i4=j-2 = 1,26 -2 = 7 : 11
i2=j-1 =
1,26 -1 = 4 :
5 i5=j0 = 1,26 0 = 1
i3=j0 =
1,26 0 =
1 i6=j3 = 1,26 -3 = 1 : 2
|
|
|
|
|
|
030501.080602.041.000 ПЗ
|
Лист
|
|
|
|
|
|
|
Изм
|
Лист
|
№ документа
|
Подпись
|
Дата
|
10. 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.
|
|
|
|
|
|
030501.080602.041.000 ПЗ
|
Лист
|
|
|
|
|
|
|
Изм
|
Лист
|
№ документа
|
Подпись
|
Дата
|
Определим фиктивные числа зубьев для колес коробки методом
наименьшего общего кратного (НОК)..
Для основной
группы они определяются исходя из равенства:
A : B = Z1 : Z2 =j 0 = i1 ; C : D = Z3
: Z4 =j -1 = i2 ;
Для первой
переборной группы исходя из равенства:
E : F = Z5
:Z6 =j 0 = i3; G : H = Z7 : Z8 =j -2 = i4
;
Для второй
переборной группы исходя из равенства:
K : L = Z9
: Z10 =j 0 = i5;
M : N = Z11 : Z12 =j -3 = i6,,
где А, В, C, D, E, F, G, H, K, L, M, N – простые целые числа, которые являются фиктивными числами зубьев.
Для основной
группы передач получаем:
А = 1, В
= 1, C = 4, D = 5,
Для первой переборной
группы передач:
E = 1, F = 1,G =
7, H =11,
Для второй
переборной группы передач:
K = 1, L = 1, M = 1, N = 2
|
|
|
|
|
|
030501.080602.041.000 ПЗ
|
Лист
|
|
|
|
|
|
|
Изм
|
Лист
|
№ документа
|
Подпись
|
Дата
|
Определим
наименьшее общее кратное Sz
Для определения Sz
используем правило: «Sz равно наименьшему общему
кратному сумм простых целых чисел для данной группы передач»
Для основной группы передач
A + B = 1+1 = 2
C + D = 4+5
=9 , следовательно Sz = 18
Для первой переборной группы передач
E +
F = 1+1 = 2
G + H =
7+11 = 18, следовательно Sz = 18
Для второй переборной группы передач
K + L =
1 + 1 = 2
M + N =
1+2 = 3, следовательно Sz = 6
Вычислим расчетные числа зубьев:
Для основной группы передач:
Z1 = Sz
× A / (A + B) = 18× 1 / (1 + 1) =9
Z2 =
Sz× B / (A + B) = 18 × 1/ (1 +1) = 9
Z3 = Sz
× C / (C + D) = 18× 4 / (4 + 5) = 8
Z4 = Sz
× D / (C + D) = 18 × 5/ (4 + 5) = 10
|
|
|
|
|
|
030501.080602.041.000 ПЗ
|
Лист
|
|
|
|
|
|
|
Изм
|
Лист
|
№ документа
|
Подпись
|
Дата
|
Для второй переборной группы передач:
Z5 = Sz × E / (E + F) = 18×
1 / (1+ 1) = 9
Z6 = Sz × F / (E + F) = 18×
1 / (1 + 1)= 9
Z7 = Sz× G / (G + H) = 18× 7
/ (7 + 11) = 7
Z8 = Sz× H / (G + H) = 18 ×
11/ (7 + 11) = 11
Для
третьей переборной группы передач:
Z9 = Sz× K / (K + L) = 6× 1 /
(1 + 1) = 3
Z10 = Sz× L / (K + L) = 6 ×
1/ (1 + 1) = 3
Z11 = Sz × M / (M + N) = 6
× 1 / (1+ 2) = 2
Z12 = Sz × N / (M + N) = 6
× 2 / (1 + 2)= 4
Определим
действительные числа зубьев колес коробки скоростей
Так как минимальное число зубьев колес
должно быть не меньше 18, то увеличим количество рассчитанных чисел зубьев в
2,5 раза для основной и первой переборной группы, и в 10 раз для второй
переборной группы. Таким образом, после умножения получаем:
Z1 = 22,5 Z3
= 20 Z5 = 22,5 Z7 = 17,5
Z9 = 27 Z11 = 18
Z2 = 22,5 Z4
= 25 Z6 = 22,5 Z8 = 27,5 Z10
=27 Z12 = 36
Подачи (Z1 : Z2 ) ; (Z5 : Z6 ) ; (Z7 : Z8 )
необходимо корригировать
Произведем
проверку на равенство сумм чисел зубьев, с целью обеспечения одинакового
межосевого расстояния для всех передач в одной группе.
Для основной группы:
Z1 + Z2
= Z3 + Z4 = 22 + 23 = 20 + 25 = 45
Для первой переборной группы:
Z5 + Z6
= Z7 + Z8 = 27+ 27 = 21+ 33= 54
Для второй переборной группы:
Z9 + Z10
= Z11 + Z12 = 27+ 27 = 18 + 36 = 54
Условие постоянства суммы SZ соблюдается.
|
|
|
|
|
|
030501.080602.041.000 ПЗ
|
Лист
|
|
|
|
|
|
|
Изм
|
Лист
|
№ документа
|
Подпись
|
Дата
|
11. Расчет
энергосиловых параметров коробки скоростей и выбор электродвигателя
Выбор
электродвигателя. Принимаем электродвигатель по ближайшей частоте вращения.
n =
750 об\мин
Определим, что подача от электродвигателя на первый вал коробки скоростей ременная.
При выборе ременной передачи общий КПД коробки скоростей определяется по
формуле:
hо =
hрп × hпк, × hзк
где к – количество пар подшипников
качения в коробке скоростей.
hо = hрп × hпк × hзк = 0,96×0,994×0,973
= 0,84
Рассчитаем потребляемую мощность на
электродвигателе станка:
Рэд = Рст
/ hо = 4,8 / 0,84 = 5,71 кВт,
где Рст - мощность
станка, кВт; hо - общий КПД коробки скоростей.
Принимаем электродвигатель. 4А160S8
Мощность Рэд = 7,5 кВт,
асинхронная частота вращения ротора
nа = 730 об\мин
|
|
|
|
|
|
030501.080602.041.000 ПЗ
|
Лист
|
|
|
|
|
|
|
Изм
|
Лист
|
№ документа
|
Подпись
|
Дата
|
Рассчитаем
передаточное число ременной передачи с учетом коэффициента скольжения по
формуле:
i рем = n1 / (na ´ 0,985) = 500 / (730 х 0,985) = 0,695
Рассчитаем диаметр ведущего шкива по
формуле:
d1= k ´ T0
где T0 - крутящий момент на валу
электродвигателя, Н ´ м;
к = 40 для
клиноременной передачи
T0 = 9550 Рэд / na
Для нашего примера T0 = 9550 ´ 7,5 / 730 = 98,12 Н ´ м
Диаметр ведущего шкива равен
d1= k ´
T0 = 40 ´
98,12 = 184,5 мм
Расчетный диаметр шкива округляем до
ближайшего стандартного значения по ГОСТ 17383 - 73.
d1= 180 мм.
3.8.6 Рассчитаем диаметр ведомого шкива:
d2 = d1 / iрем = 180 / 0,695 = 258,99 мм
Округлим d2 до стандартного значения из ряда по ГОСТ 17383 -
73
d2 = 250 мм.
|
|
|
|
|
|
030501.080602.041.000 ПЗ
|
Лист
|
|
|
|
|
|
|
Изм
|
Лист
|
№ документа
|
Подпись
|
Дата
|
3.8.7 Рассчитаем фактическое передаточное
отношение ременной передачи:
iф рем = d1 ´ (1 - e) / d2 = 180 ´ (1 – 0,015) / 250 =
0,71.
где e - коэффициент скольжения, для ременных передач
e = 0,015
В нашем случае
погрешность составляет менее 1%, поэтому значения диаметров шкивов принимаем d1. = 160 мм, d2.= 230 мм.
3,8,8 Рассчитаем передаваемую мощность для каждого вала коробки
скоростей по формуле:
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
для нашего примера приведены в табл.7.
Р1 = Рэд
п ´ hрп ´ hпк = 4,8 х 0.96 х 0,99 = 4,56 кВт
Р2 = Р1
´ hзп ´ hпк = Р1 х 0.96 х 0,99 = 4,38 кВт
Р3 = Р2
´ hзп ´ hпк = Р2 х 0.96 х 0,99 = 4,2 кВт
Р4 = Р3
´ hзп ´ hпк = Р3 х 0.96 х 0,99 = 4 кВт
3.8.9 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.
В качестве расчетной частоты вращения
шпинделя принимаем частоту вращения верхней ступени второй трети диапазона,
т.е. n i min равную n3 = 200
об/мин.
|
|
|
|
|
|
030501.080602.041.000 ПЗ
|
Лист
|
|
|
|
|
|
|
Изм
|
Лист
|
№ документа
|
Подпись
|
Дата
|
Т1
= 975 ´ 104 ´ 4,56 / 200 = 222,3 Н´мм
Т2
= 975 ´ 104 ´ 4,38 / 200 = 213,5 Н´мм
Т3
= 975 ´ 104 ´ 4,2 / 200 = 204,75 Н´мм
Т4
= 975 ´ 104 ´ 4 / 200 = 195 Н´мм
3,8,9 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
Диаметр
промежуточных валов округлим до ближайших больших стандартных значений по ряду
Ra 40.
Диаметр
шпинделя в переднем подшипнике принимаем в зависимости от мощности
электродвигателя (табл. 6).
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Изм
|
Лист
|
№ документа
|
Подпись
|
Дата
|
d1
= 5´222300 / 20 = 38 мм, принимаем
d1
= 38 мм
d2
= 5´213500 / 20 = 37,6 мм,
принимаем d2 = 38
мм
d3
= 5´204750 / 20 = 37
мм, принимаем d3
= 38 мм
d4
= 5´195000 / 20 =
36,5 мм, принимаем d4
= 38 мм
|
|
|
|
|
|
030501.080602.041.000 ПЗ
|
Лист
|
|
|
|
|
|
|
Изм
|
Лист
|
№ документа
|
Подпись
|
Дата
|
Литература
1. Анурьев В.И. Справочник конструктора –
машиностроителя: в 3т.
М.: Машиностроение, 1985. Т.2, 559 с.
2. Проектирование металлорежущих станков и
станочных систем:
проектирование металлорежущих станков;
Справочник –
учебник/под ред. А. С. Проникова._ М,
Машиностроение,1995.-448 с.
4. Проников А. С. Расчет и конструирование
металлорежущих станков.
Учеб. для ВУЗов.- М.: Высш. Школа,- 2000.-
5. Тарзиманов Г. А. Проектирование
металлорежущих станков. М.:
Машиностроение,- 1980, - 280 с.
6. Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование
деталей машин: учебник
для техн..- М Высшая школа. – ФГИПП.-
1999.- 432 с..
7.
7. Дунаев
Леликов Курсовое проектирование деталей машин:
учебник для ВУЗов.- М Высшая школа. 1999.- 420 с.
8. Кочергин А. А, Конструирование и расчет
металлорежущих станков
и станочних комплексов: Учеб. пособие для
ВТУЗов.- Минск. –
Вышейш. школа. – 1991, 382 с.
9. Левятов Д.С. Расчеты и
конструирование деталей машин: Учеб. для
Вузов.- М.: Высш. шк. 1985. 380 с.
|
|
|
|
|
|
030501.080602.041.000 ПЗ
|
Лист
|
|
|
|
|
|
|
Изм
|
Лист
|
№ документа
|
Подпись
|
Дата
|