123907 (592873), страница 5

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 5)

Преимущество этого метода решения проблемы состоит в том, что существенно повышается точность обработки и качество обрабатываемых поверхностей. Это достигается за счет того, что при применении гидростатических подшипников, погрешности изготовления шпинделя, особенно посадочных поверхностей под подшипники качения, не переносятся на обрабатываемую деталь, так как масляный слой имеет демпфирующие свойства.

Также увеличивается плавность движения шпинделя за счет отсутствия в опорах трения покоя. Увеличивается долговечность шпиндельного узла, так как трение в опорах почти отсутствует и, соответственно отсутствует износ.

Направляющие качения обеспечивают высокую точность и равномерность движения, трогание рабочих органов без скачков, а так же точное позиционирование.

2.8. Расчет привода главного движения

Параметры привода главного движения зависят от ряда факторов: размеров обрабатываемой детали, материала заготовки, материала режущей части инструмента и т.д. Так как материал обрабатываемой детали – муфты легированная сталь (30ХГСА), материал режущей части инструмента – твердый сплав Т15К6, а при обработке специальной резьбы фасонным инструментом возникают достаточно большие составляющие силы резания, то, исходя из статистических данных при черновой обработке, принимаем следующие предельно допустимые параметры процесса резания: глубина резания – t_max=7 мм, подача – s_max=1,0 мм.

Определение сил резания

Исходные данные:

Обрабатываемый материал: Сталь 30ХГСА.

Вид обработки: Наружное продольное точение.

Режущий инструмент: Резец проходной.

Материал режущей части: Т15К6.

Стойкость инструмента: Т=90 мин.

Расчет

Расчет ведем по [20, стр. 246].

Выбираем предельно допустимые глубину и подачу резания:

t_max=7 мм, s_max=1,0 мм.

Определяем скорость резания:

, [м/мин]

где , - коэффициент обрабатываемости стали, МПа, n_v=1, K_пv=0,9 – коэффициент учитывающий влияние материала заготовки; K_иv=1,15 – коэффициент учитывающий влияние материала инструмента; K_v=0,9 – коэффициент учитывающий влияние углов в плане; K_r=0,8 – коэффициент учитывающий влияние радиуса при вершине; C_v=476 – постоянная; m=0,2; x=0,15; y=0,45 – показатели степени.

.

м/мин.

Определяем силы резания:

, [Н],

где , , МПа, n=0,75, K_мp=1,09; К_р=0,94; К_р=1,25; К_р=1,15; К_rp=1,04; C_p=300; x=1; y=0,75; n=
=-0,15.

.

, Н.

, [Н],

Н.

, [Н],

Н.

Определяем мощность резания:

, [кВт];

кВт.

, [кВт],

где N=38,3 кВт – мощность резания;

=0,859 – КПД привода главного движения.

кВт.

Для привода главного движения выбираем двигатель Siemens тип 1PH8296NE, N_ном=45 кВт, n_ном=1000 мин^-1.

Расчёт коробки скоростей

Частоты вращения шпинделя изменяются за счет частотного регулирования электродвигателя и за счет переключения двух ступеней редуктора.

Данные электродвигателя:

N=45 кВТ

n_ном=1000 мин^-1

n_max=3000 мин^-1

Требуемые частоты вращения шпинделя:

n_ном=10 мин^-1

n_max=3000 мин^-1

Диапазон регулирования двигателя:

Диапазон регулирования коробки скоростей:

мин^-1

Общий диапазон регулирования:

Применим привод с комбинированным регулированием для которого до условной частоты обеспечивается регулирование с постоянным моментом в диапазоне Dм, а выше – регулирование с постоянной мощностью в диапазоне Dр.

Число ступеней коробки скоростей

Принимаем z=4

Передаточные отношения:

Для первого вала: i₁=0.8, i₂=0,25

Для второго вала i₃ =1,25; i₄=0,25

Строим график частот вращения

Определение чисел зубьев зубчатых колёс

ΣZ	90
Z1:Z2		0,8	0,25		1,25	0,25

Определение модуля зубчатых колес

Так как основными причинами выхода из строя зубчатых колес станка являются усталость поверхностных слоев зубьев, их износ, смятие торцов зубьев переключающихся шестерен. Поэтому при расчете зубчатых передач модуль определяем не только исходя из прочности зуба на изгиб, но и из усталости поверхностных слоев

Для первой переборной группы:

мм

=(2,74*250)\1,75=391

=1,5 мм

=(1,8*250+67)\1,2=430 Н\см³

Принимаем m₁=2,5 мм

Для второй переборочной группы:

мм

мм

Принимаем m_II= 2 мм

Определение диаметров зубчатых колес.

Диаметр делительной окружности зубчатого колеса:

d_i= m_i z_i.

Диаметр окружностей вершин зубьев:

dа_i = d_i + 2 m_i.

d₁ = m₁ z₁ = 2,5*40 =100 мм;

dа₁ = d₁ + 2 m₁ = 105

d₂ = m₂ z₂ = 2,5*50 =125 мм;

dа₂ = d₂ + 2 m₂ = 130 мм;

d₃ = m₃ z₃ = 2,5*18 =45 мм;

dа₃ = d₃ + 2 m₃ = 50 мм;

d₄ = m₄ z₄ = 2,5*72= 180 мм;

dа₄ = d₄ + 2 m₄ = 185 мм;

d₅ = m₅ z₅ = 5*50 = 250 мм;

d₆ = z₆* m₆ =5*40=200 мм

dа₆= d₆ + 2 m₆ = 210 мм

d₇ = z₇* m₇ =5*18=90 мм

dа₇= d₇ + 2 m₇ = 100 мм

d₈ = z₈* m₈ =5*72=200 мм

dа₈= d₈ + 2 m₈ = 370 мм

3) Определим расстояние между осями валов:

При работе валов коробки скоростей основными нагрузками являются силы, возникающие в зубчатых передачах. Во вращающихся валах эти силы вызывают напряжения, изменяющиеся по знакопеременному симметричному циклу.

Предварительно расчёт на прочность определяет диаметр вала по условному расчёту на чистовое кручение без учёта влияния изгиба.

, где

[τ_кр] – пониженное допускаемое напряжение кручения, МПа.

При предварительном расчёте для валов из конструкционных углеродистых сталей допускаемые напряжения кручения на выходных участках принимаем [τ_кр] =15…20 МПа. На остальных участках валов диаметры назначаем исходя из конструктивных и технологических требований.

Вал І:

Вал ІІ:

Вал ІІ:

2.9 Расчет поликлиновой передачи между двигателем привода главного движения и редуктором

Поликлиновой ремень включает в себя несколько рабочих поверхностей треугольной формы, что позволяет равномерно распределять нагрузку между ними и обеспечить постоянство расчетных диаметров шкивов. В этом их основное преимущество перед клиновыми ремнями. Небольшая высота и кордшнур из химического волокна позволяет использовать их на шкивах малого диаметра с передаточным числом до 8 и при скорости до 40 м/с. При равных условиях работы данная передача более компактна, чем с клиновыми ремнями.

Расчет

Расчет ведем по [2].

Определим сечение ремня.

Определяем момент на быстроходном валу

M = 9740 [Hм],

где N – мощность, передаваемая ремнем, кВт; n₁ – минимальная частота вращения быстроходного вала, мин^-1.

M = 9740 = 438 Hм.

Следовательно, сечение ремня Л.

Его параметры:

Рис. 2. Ремень поликлиновой

H=9,5 мм;

t=4,8 мм;

h=4,85 мм;

r₁=0,2 мм;

r₂=0,7 мм.

Определяем диметры шкивов.

Пусть диаметр меньшего шкива d₁=200 мм.

Диаметр ведомого d₂=i* d₁=2*200=400 мм. Ближайшее значение из стандартного ряда d₂=400 мм.

Уточняем передаточное значение с учетом относительного скольжения S=0,01.

.

Определяем межосевое расстояние:

a_min=0,05 (d₁+ d₂)+Н=0,05 (200+400)+9,5=340 мм;

a_max= d₁+ d₂=200+400=600 мм.

Принимаем промежуточное значение a=470 мм.

Определяем расчетную длину ремня:

L_p= мм

Ближайшее стандартное значение L_p=2000 мм.

Уточняем межосевое расстояние:

где - параметры нейтрального слоя.

Определяем угол обхвата малого шкива d₁:

170 .

Определяем скорость ремня:

м/с.

Определяем коэффициенты:

• угла обхвата ;

• режима работы ;

• скорости .

Определяем наименьшее межосевое расстояние, необходимое для надевания ремня

а_min = а – 0,01L;

а_min = 520 – 0,01·2000= 500 мм.

Определяем наибольшее межосевое расстояние, необходимое для вытяжки ремня

а_max = а + 0,02L;

а_max = 520 + 0,02·2000 = 480 мм.

Принимаем исходную длину L₀ = 1600 мм и относительную длину L/L₀ = 1,25.

Приниаем коэффициент длины ремня С_L = 0,9+0,1L/L₀=1,025.

Определяем число ребер поликлинового ремня:

z=10F/[F]₁₀;

где:

[F]₁₀ =(F₁₀* где F₁₀ – допускаемая окружная сила для передачи поликлиновым ремнем с десятью ребрами при передаточном отношении i=1, , эталонной длине L₀, работе в одну смену с постоянной нагрузкой.

- слагаемое, учитывающее влияние передаточного отношения.

5 Нм.

[F]₁₀ =(1300*0,97*1,025+50)*0,73=980

Определяем исходную мощность

N₀ = 28,6 кВт.

Определяем поправку к моменту на передаточное число

ΔМ = 4 кг·м.

Определяем поправку к мощности

ΔN = 0,001 ΔМ_in₁;

ΔN = 0,001·4·1000

ΔN = 4 кВт.

Определяем допускаемую мощность [N], кВт

[N] = (N₀C_αC_L + ΔN_i) C_p;

[N] = (28,6· 0,97· 1,025 + 4) 0,73 = 24 кВт.

Определяем число ребер ремня

10N

z = –;

[N]

z = = 18,05 кВт.

Принимаем количество ребер z=18.

Номинальная мощность, передаваемая ремнем:

, где - к.п.д. механизма от вала ременной передачи до шпинделя.

Определяем ширину шкива

В = (z – l) s + 2*f,

где s – шаг ребер, мм; f – длина свободной части шкива, мм.

В = (18 – 1) 4,8 + 2· 5,5 = 92,6 мм.

Определяем окружное усилие, передаваемое ремнем (по номинальной мощности):

Характеристики

Список файлов ВКР