Курсовая работа: Проектирование привода станка

K_N=1 согласно [3, с. 128]

Подставив полученные данные в формулу, находим мощность резания:

кВт

3. Выбор электродвигателя

Мощность электродвигателя, работающего в указанном режиме, определяют по формуле:

Nдв =мощность двигателя

Выбираем двигатель по таблице:

Таблица 3 Двигатели закрытые обдуваемые единой серии АИР (тип/асинхронная частота вращения, об/мин)

По таблице был выбран ЭД 132S8.

Рис. 5. Электродвигатель АИР132S8

Частота вращения выходного вала электродвигателя n=720, ш_n=2.2, исполнение - с фланцем.

4. Обоснование кинематической схемы привода главного движения станка

Ранее были определены частоты вращения шпинделя, которые определяют диапазон регулирования в приводе. Данные позволяют произвести расчет знаменателя геометрической прогрессии ряда частот вращения по формуле:

;

;

;

Окончательно выбираем из знаменателя геометрических рядов ? = 1.26.

Структурная формула для множительной структуры:

Z = 2*2*3 = 12

5. Выбор ряда частот вращения шпинделя

Для геометрического ряда со знаменателем ? следует:

Для нахождения промежуточных значений воспользуемся формулой:

Полученные значения корректируются согласно нормальному ряду чисел в станкостроении (нормаль ЭНИМС Н11-1)

об/мин

, об/мин

, об/мин

об/мин

, об/мин

= 200, об/мин

, об/мин

об/мин

об/мин

= 500, об/мин

, об/мин

, об/мин

6. Построение структурной сетки

Структурная сетка (рис. 6) строится в следующем порядке:

1) на произвольно взятых одинаковых расстояниях проводят вертикальные линии (на одну линию больше, чем число групповых передач);

2) на равных расстояниях проводят столько горизонтальных линий, сколько скоростей имеет привод (по заданию);

3) на середине левой вертикали намечают точку, из которой симметрично проводят лучи. Количество лучей равно числу передач в первой группе. Расстояние между концами лучей на следующей вертикали равно характеристике первой группы передач;

4) из каждой полученной точки на второй и последующей вертикали аналогичным путем проводят лучи для второй, третьей и т. д. групповых передач.

Рис. 6 Структурная сетка проектируемого станка

7. Построение графика частот вращения

Для определения фактических частот вращения и передаточных отношений передач в группах строят график частот вращения.

В качестве графического поля для построения графика используют поле структурной сетки, выполняют построение в следующем порядке:

1) на произвольных равных расстояниях проводят столько вертикальных линий, сколько валов в проектируемой коробке;

2) на равных расстояниях проводят горизонтальные линии по числу заданных скоростей привода.

Соединяя точки лучами, как на структурной сетке, и обозначая передачи, получают график частот вращения.

Дальнейшее построение ведут в соответствии с принятым вариантом структурной сетки. Линия, соединявшая на графике две точки валов, обозначает передачу с передаточным отношением , где m - число интервалов, перекрываемых лучом. Если луч отклоняется вниз, то передача понижающая и m < 0, если вверх, - повышающая и m > 0. Для горизонтального луча m = 0.

Рис. 7 График частот вращения проектируемого станка

8. Определение передаточных отношений в групповых передачах

Во избежание чрезмерно больших диаметров колес в коробках скоростей установлены пределы:

Передаточные отношения, выраженные через , могут быть представлены в виде простых дробей:

Первая группа передач:

Вторая группа передач:

Третья группа передач:

Четвертая группа передач:

Наименьшее передаточное отношение 1/ц⁵=0,315<(1/4) не выходит за пределы допустимых значений.

9. Расчёт чисел зубьев колёс

Число зубьев колес группы передач обусловлено межосевым расстоянием А, которое должно быть одинаковым для всех, т. е.

А = ,

где m - модуль в группе передач;

Z_i - зубчатые колёса в группе.

Модули зацепления прямозубых передач в пределах одной группы чаще всего одинаковы, следовательно сумма зубьев ?_Z:

Исходя из условий компактности передач величину ?_Z и наименьшее число зубьев в приводах главного движения ограничивают в пределах

?_Z .

Полученные данные сведем в таблицу:

Таблица №2

10. Кинематическая схема привода главного движения

На основе составленной структурной сетки, графика чисел оборотов, чисел зубьев зубчатых колёс и структурной формулы, ориентируясь на кинематические схемы станков, выбранных в качестве аналогов, составим кинематическую схему для проектируемого станка. По аналогии с кинематическими схемами станков-прототипов составим схему на 12 скоростей.

Рис. 8 Кинематическая схема проектируемого станка

11. Силовой расчёт привода главного движения

Для проведения дальнейших расчетов необходимо предварительно произвести расчет передаваемой мощности от электродвигателя до каждого из валов коробки скоростей и определить величины крутящих моментов для каждого вала.

N_i = N_э? з, кВт,

где N_i - мощность электродвигателя, кВт;

з - общий КПД передачи,

з = з _зп? з _пп? з _м,

з _зп - КПД зубчатой пары колес, равен 0,97;

з _М - КПД муфты, равен 0,98;

з _пп - КПД одной пары подшипников, равен 0,99.

T_i = 973•10⁴•, Н•мм,

где N_i - предлагаемая мощность, кВт;

- минимальная частота вращения вала, об/мин.

На каждом валу соответственно:

N₁==3.401, кВт

N₂==3.168, кВт

N₃==2.951, кВт

N₄==2.922, кВт

Минимальная частота вращения на каждом валу:

n₁=500, об/мин

n₂=250, об/мин

n₃=200, об/мин

n₄=63, об/мин

Крутящий момент на каждом валу:

Т₁= =66.19, Н*мм

Т₂=123.3, Н*мм

Т₃=143.6, Н*мм

Т₄=451.2, Н*мм

12. Определение диаметров валов

d₁=25.5, мм

d₂=31.35, мм

d₃=33, мм

d₄=48.3, мм

13. Расчёт зубчатой передачи

1. Выбор материала зубчатых колес. Возьмем конструкционные углеродистые легированные стали, т.к. в основном они используются для изготовления зубчатых колес.

Таблица №3

Определение допускаемого напряжения на изгиб для зубьев колеса

.

.

.

- коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки на зубьях при одностороннем действии.

14. Определение допускаемого контактного напряжения

Таблица №4

- коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев

- коэффициент, учитывающий окружную скорость передачи

15. Определение модуля

Модуль рассчитывается по изгибной и контактной прочности по формулам 18-19.

- минимальное число оборотов шестерни, при котором передается полная мощность, об/мин

Z -число зубьев шестерни

K=1,2 - коэффициент, учитывающий дополнительную нагрузку на зубья шестерен, вызываемую ударами при входе зуба в зацепление

- минимальное число оборотов шестерни, при котором передается полная мощность, об/мин

Z -число зубьев шестерни

k =1,3 - коэффициент нагрузки, учитывающий изменение нагрузки по сравнению с номинальной от действия различных факторов

Полученные значения для каждого зубчатого колеса сведены в табл. 5.

Таблица 5

16. Определение параметров зубчатых колес

Диаметры рассчитываются по формулам:

Таблица 6