201561 (Проектирование модуля главного движения станка сверлильно-фрезерно-расточной группы), страница 2

, (1)

При фрезеровании n=9000 об/мин.

При нарезании резьбы n=35,5 об/мин.

3.3 Технические характеристики станков-аналогов

Технические характеристики станков-аналогов приведены в таблице 5.

Таблица 5

Технические характеристики станков-аналогов

Сравнивая значения технических характеристик проектируемого модуля и станков-аналогов, приходим к выводу, что разрабатываемый модуль будет отличаться не очень широким диапазоном регулирования в области завышенных частот. Мощность электродвигателя целесообразно принять равной N=8,5 кВт.

4 Определение компоновок станка и модуля

В процессе составления компоновки станка принимаем во внимание типовые компоновки на примере станков-аналогов. Наиболее приемлемой представляется компоновка со встроенным приводом, позволяющая сократить число составных частей и деталей станка.

Рис 4. Общая компоновка станка

1-шпиндель

2-шпиндельная бабка

3-поворотный стол

4-электродвигатель

5-продоьлные салазки

6-станина

7-колонна

5 Разработка кинематической схемы модуля

5.1 Выбор электродвигателя

На основании полученных данных (п.3.2.2.):

nmax =9000 об/мин

nmin =35,5 об/мин

N=8,5кВт.

Mэmax=18 Нм,

з предложенного перечня двигателей выбираем электродвигатель 1PH7103-NG (двигатель постоянного тока с бесступенчатым регулированием).

5.2 Определение диапазонов регулирования с постоянной мощностью и постоянным моментом

5.2.1 Определение диапазона регулирования частот вращения шпинделя

Диапазон регулирования электродвигателя определяем по формуле:

(2)

5.2.2 Определение диапазонов регулирования с постоянной мощностью и постоянным моментом

Диапазон регулирования с постоянной мощностью определяем по формуле:

(3)

где b=4 для многоцелевых станков.

С учётом найденных параметров технических характеристик и типа привода

Диапазон регулирования с постоянным моментом определяем по формуле:

(4)

5.3 Определение ряда регулирования переборной коробки

5.3.1 Предварительное определение ряда регулирования переборной коробки

Первоначально знаменатель ряда, принимается равным диапазону регулирования двигателя с постоянной мощностью (RЭР), и должен быть меньше него, как минимум на 5%.

(5)

(6)

5.3.2 Уточнение знаменателя ряда регулирования коробки и диапазонов регулирования

При округлении числа ступеней коробки в большую сторону фактический знаменатель ряда уменьшается. Необходимо уточнить его значение.

(7)

Диапазоны регулирования необходимо уточнить по принятому окончательно значению знаменателя.

(9)

(10)

5.4 Уточнение характеристик электродвигателя

С уменьшением знаменателя ряда частот коробки диапазон регулирования привода по полю может быть уменьшен до значения К, поэтому максимальная частота вращения электродвигателя снижается:

(11)

Минимальная частота вращения электродвигателя определяется диапазоном регулирования привода с постоянным моментом.

5.5 Выбор типа привода

Для заданного числа ступеней коробки предпочтительным является использование встроенного привода с автоматической переборной коробкой с использованием подвижных блоков колёс перемещаемых с помощью кулачкового механизма. В данном случае приемлем вариант с нормальной структурой: 1*2*2=4.

5.6 Составление структурной сетки привода

Для выбранной структуры привода главного движения выбирается прямой кинематический порядок привода: 1*2*2=4.

В соответствии с этим структурная сетка привода будет выглядеть так:

Окончательно принимаем следующую кинематическую схему. Кинематическая схема привода модуля главного движения показана на рисунке 6.

Рис. 5 Структурная сетка

Рис 6. Кинематическая схема привода модуля главного движения

5.7 Построение графика частот вращения шпинделя

Рис 7. График частот вращения шпинделя

5.8 Определение передаточных отношений шпинделя

С помощью графика частот (Рис 7.) определяем все передаточные отношения.

5.9 Определение чисел зубьев передач

Исходя из значений передаточных отношений, определим числа зубьев передач табличным методом.

Суммарное число:

6 Расчёты и разработка конструкции модуля с применением ЭВМ

6.1 Расчёт мощности на валах

Мощность на i-том валу:

где - коэффициент потери мощности для i-того вала.

Коэффициенты принимаются по рекомендациям [2]

Для первого вала:

;

где - КПД пары подшипников, рекомендуют ;

;

- КПД зубчатой постоянной передачи, рекомендуют ; ;

Для второго вала:

Для третьего (шпиндель) вала:

6.2 Выбор расчётной цепи

За расчетную цепь принимаем нижнюю ветку графика от номинальной частоты вращения двигателя. В качестве расчетных частот для определения максимальных моментов на валах примем:

n1=1120 об/мин

n2=560 об/мин

n3=140 об/мин

6.3 Расчет максимальных моментов на валах

Момент на i-том валу:

(

где - расчетная частота вращения i-того вала.

6.4 Предварительный расчет валов

В качестве материала для валов выбираем Сталь 45Х ГОСТ 4543-71.

Предварительный расчет валов веду на кручение по допустимым напряжениям.

Диаметр выходного конца i-того вала при допускаемом напряжении кручения :

;

Для данногослучая:

6.4.1 Эскизы валов

Рис. 9 Эскиз входного вала

Рис.10 Эскиз промежуточного вала

Рис.11. Эскиз шпинделя

Как видно из эскизов валов все диаметры увеличиваются в одну сторону, т.е. условие сборки обеспечиваются.

6.5 Расчёт зубчатых передач проектный

Расчет ведется по самой нагруженной передаче i1. Как видно из графика максимальный момент на валах возникает при работе двигателя на номинальной частоте, следовательно, на этой частоте и ведем расчеты.

Для колес Z1-Z4 принимаем сталь 45, 240-280HB, c т.о. улучшение. Для колес Z5-Z8 принимаем сталь 35хм, 45HRC, с т.о. закалка.

Исходя из унификации деталей, инструментов и используемых материалов, необходимо изготавливать колеса из одного материала, при этом желательно в одной группе иметь один модуль. Поэтому проводим расчет самой нагруженной передачи. По результатам вычислений, для менее нагруженных передач, назначим параметры(модуль, материал колес и т.д.)

Определение допускаемых контактных напряжений

(9)

где - предел выносливости материала, принимаем по таблице 8.9 [9]

=720 МПа для стали 45 240…280 HB

=965 МПа для стали 35ХМ 45 HRC

- коэффициент безопасности, принимаем по таблице 8.9 [10]

=1,1

- коэффициент долговечности, принимаем =1

МПа

Мпа

МПа

МПа

Определение допускаемых напряжений изгиба

(10),

где - предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба, принимаем по таблице 8.9 [9]

=400 МПа для стали 45 240…280 HВ

=650 МПа для стали 35ХМ 45 HRC

-коэффициент безопасности, принимаем по таблице 8.9 [9]

=1,5 для стали 45 240…280 HВ

=1,75 для стали 35ХМ 45 HRC

- коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки

=1 для односторонней нагрузки

- коэффициент долговечности, принимаем =1

МПа

МПа

МПа

МПа

(11),

где u - передаточное число передачи

- приведённый модуль упругости, МПа для всех сталей

- момент на ведомом валу

- коэффициент концентрации нагрузки по контактным напряжениям, принимается по графику ([9], рис. 8.15) при - коэффициент ширины колеса относительно его диаметра

Это коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния.

По рекомендации ([9], стр. 93) принимаем

Межосевое расстояние определяют для наиболее тяжелонагруженных пар колёс, для которых передаточное число наибольшее, а число оборотов колеса наименьшее. Такими парами являются z1 z2 и .

Межосевое расстояние между I и II валом

мм