Вертикально-сверлильный станок модели 2А125. записка. 1 Технологическая часть

• Название: 1 Технологическая часть
• Анкор: Вертикально-сверлильный станок модели 2А125
• Дата: 04.05.2023
• Размер: 2.06 Mb.
• Имя файла: записка.doc
• Тип: Документы; #1109579
• страница: 2 из 3

1.4 Кинематика станка
Строим структурную формулу в развернутом виде:

(3.1)

где P_a… P_m — число передач частот вращения в групповой передаче;

х₁...х_n — характеристики соответствующих групповых передач.



Проектируем структурную сетку.

Рисунок 11 — Структурная сетка привода

Исходя из n_min=22,4 мин^-1 и знаменателя геометрического ряда =1,41, определим частоты вращения шпинделя для каждой ступени регулирования.

Таблица 1 – Частоты вращения шпинделя

Расчетная частота	Стандартная
1	2
n1=nmin =22,4мин-1	n1= 22,4мин-1
n2= n1·=22,4·1,41=32мин-1	n2=31,5мин-1
n3= n2·=32·1,41=45 мин-1	n3= 45мин-1
n4= n3·=45·1,41=63 мин-1	n4= 63мин-1
n5= n4·=63·1,41=89 мин-1	n5= 90мин-1
n6= n5·=89·1,41=125 мин-1	n6=125 мин-1
1	2
n7= n6·=125·1,41=176 мин-1	n7=180мин-1
n8= n7·=176·1,41=248 мин-1	n8= 250мин-1
n9= n8·=248·1,41=350 мин-1	n9= 355мин-1
n10= n9·=350·1,41=494 мин-1	n10= 500мин-1
n11= n10·=494·1,41=697 мин-1	n11= 710мин-1
n12= n11·=697·1,41=983 мин-1	n12= 1000мин-1
n13= n12·=983·1,41=1386 мин-1	n13= 1400мин-1
n14= n13·=1386·1,41=1954 мин-1	n14= 2240мин-1
n15= n14·=1954·1,41=2755мин-1	n15=nmax= 2800мин-1

Строим график частот вращения для коробки скоростей, выбирая i-передаточное отношение, соблюдая условия 1/4 i 2.

Рисунок 12 — График частот вращения

Из графика частот вращения получаем значения передаточных отношений:

(3.2)

(3.3)

(3.4)

(3.5)

(3.6)

(3.7)

(3.8)

(3.9)

(3.10)

На основании графика частот вращения составляем упрощенную кинематическую схему коробки скоростей:

Рисунок 13 — Упрощенная кинематическая схема коробки скоростей

По определенным передаточным отношениям определяем числа зубьев

колес ([5] прилож.21). Результаты представим в виде таблицы.

Таблица 2 — Результаты подбора чисел зубьев

Обозначение колеса	Передаточное число	Сумма зубьев передачи	Число зубьев колеса
1	2	3	4
z1	2,82	108	28
z2			80
z3	1,41		45
z4			63
z5	2		36
z6			72
z7	2,82		29
z8			81
1	2	3	4
z9	2,82	110	81
z10			29
z11	1		55
z12			55
z13			56
z14	2	84	28
z15			19
z16	3,98		65

Находим фактические частоты вращения шпинделя n_i, мин^-1















Произведем проверку правильности подбора чисел зубьев, которые должны обеспечить требуемую частоту вращения на данной скорости вращения шпинделя:

(3.11)

;




























Условия верного выбора чисел зубьев выполняются.

2 Кинематический расчёт коробки скоростей
Расчетная частота вращения шпинделя n_расч, мин^-1
(4.1)

где n_min –минимальная частота вращения шпинделя, мин^-1,

n_max –максимальная частота вращения шпинделя, мин^-1



Принимаем в качестве расчетной частоты ближайшую стандартную частоту вращения шпинделя n_расч=63 мин^-1.

По графику частот вращения определяем частоты каждого вала n_i, мин^-1

n_I=910мин^-1.

n_II=710мин^-1.

n_III=250мин^-1.

n_IV=250мин^-1.

n_V=63мин^-1.

Мощность на валах N_i, кВт

N_i= N_i-1·₁·₂…_n, (4.2)

где N_i-1 — мощность на предыдущем валу, кВт;

₁=0,99…0,995 — КПД пары подшипников качения [5],

₂=0,95…0,98 — КПД прямозубых цилиндрических колес ([5] табл.2.1),

₃=0,93…0,95— КПД клиноременной передачи ([5] табл.2.1).

N_I = N_дв=0,37кВт.

N_II= N_I·₁·₂·₃=0,37·0,994·0,96·0,94=0,33кВт.

N_III= N_II·₁·₂=0,33·0,994·0,96=0,31кВт.

N_IV= N_III·₁·₂=0,31·0,994·0,96=0,29кВт.

N_V= N_IV·₁·₂=0,29·0,994·0,96=0,27кВт.

Крутящие моменты на валах Т_i, Н·м

, (4.3)

где N_i — мощность наi-ом валу, кВт,

n_i — частота вращения i-го вала, мин^-1.











2.1 Выбор оптимального варианта структурной сетки.

По числу ступеней коробки скоростей знаменателю геометрической прогрессии φ=1,26 из таблицы 5.1 (2, с.24) выбираем вид структуры БIII-2. При этом структурная формула имеет вид:

Z = 3(0+2+3∙2)

По рисунку 5.4 (2, с. 27) выбираем типовую кинематическую схему привода:


Рисунок 14– типовая кинематическая схема привода.

По таблице 5.1 выбираем следующие параметры:

КШ=22 – число шестерен коробки;

КВ=5 – количество валов;

КБ=4 – количество блоков;

КМ=0 – количество муфт;

Z_кц=6 – количество ступеней подачи передаваемых по короткой кинематической цепи;

В соответствии со знаменателем прогрессии φ=1,26 выбираем стандартный ряд частот вращения шпинделя:8; 10; 12,5; 16; 20; 25; 31,5; 40; 50; 63; 80; 80; 100; 125; 160; 200; 250; 315; 400; 500; 630; 800;800; 1000; 1250; 1600.

Строим структурную сетку и график частот вращения по полученным данным.


Рисунок 15 – Структурная сетка коробки скоростей.



Рисунок 16 – График частот вращения коробки скоростей.

Структурная сетка и график частот вращения приведены на рисунках 15 и 16.

2.2 Расчет количества зубьев и определение знаменателя геометрического ряда
Для изготовления колес и шестерен используем сталь 40Х. Этот выбор обусловлен желанием получить сравнительно небольшие габариты и невысокую стоимость коробки скоростей.

Назначаем термообработку ([1] табл. 8.8):

для колес — улучшение 230...260 НВ, _В=850 МПа; _Т=550 МПа,

для шестерен — улучшение 260...280 НВ, _В=950 МПа; _Т=700 МПа.

При назначенной твердости обеспечивается приработка зубьев передач.

Допускаемые контактные напряжения [_Н], МПа

, (4.4)

где S_Н=1,1 — коэффициент безопасности,

_Нlimb — базовый предел контактной выносливости ([1] табл. 8.9),

К_HL — коэффициент долговечности.

_Нlimb=2·НВ+70 (4.5)

для колес _Нlimb=2·250+70=570 МПа,

для шестерен _Нlimb=2·270+70=610 МПа.

(4.6)

где N_K — эквивалентное число напряжений.

N_K =60·n·c·L_h, (4.7)

где n— частота вращения вала зубчатого колеса,

с — число зубчатых колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым,

L_h — заданный ресурс, час.

L_h=L·365·K_год·24·К_сут, (4.8)

где L=5 — срок службы, лет;

K_год=0,66 — коэффициент использования передачи в год,

К_сут=0,66 — коэффициент использования передачи в сутки.

Расчет осуществляем по наиболее нагруженной передаче.

L_h=5·365·0,66·24·0,66=190794 ч.

N_K =60·63·1·19079=7,2·10⁷ .

Базовое число циклов N_Н, циклов

N_Н=30·НВ^2,4, (4.9)

где НВ — средняя твердость.

N_Н=30·250^2,4=1,7·10⁷.

В соответствии с кривой усталости напряжения _Н не могут иметь значений меньших _Нlimb, поэтому при N_K> N_Н принимают N_K= N_Н и тогда К_HL=1. В нашем случае N_K=7,2·10⁷ > N_Н =1,7·10⁷, следовательно К_HL=1.

Допускаемые контактные напряжения [_Н], МПа

для колес

для шестерен

Допускаемые контактные напряжения при кратковременной перегрузке [_Н]_max, МПа

[_Н]_max=2,8·_т, (4.10)

для колес [_Н]_max=2,8·550=1540 МПа,

для шестерен [_Н]_max=2,8·700=1960 МПа.

Допускаемые напряжения изгиба [_F], МПа

(4.11)

где _Flimb — базовый предел выносливости зубьев при изгибе ([1] табл. 8.9),

S_F=1,75 — коэффициент безопасности,

К_FC=1 — коэффициент, учитывающий двухстороннее приложение на-

грузки,

К_FL=1 — коэффициент долговечности.

_Flimb=260+HB, (4.12)

для колес _Flimb=260+250=510 МПа,

для шестерен _Flimb=260+270=530 МПа,

для колес

для шестерен

Предельные напряжения изгиба [_F]_max, МПа

[_F]_max=2,74·HB, (4.13)

для колес [_F]_max=2,74·250=685 МПа,

для шестерен [_F]_max=2,8·270=740 МПа.

Предварительное межосевое расстояние a_w, мм

(4.14)

где Е_ПР=2,1·10⁵ – приведённый модуль упругости, МПа,

К_Нβ=1,08 – коэффициент угла перекоса ([1] рис.8.15),

ψ_ba=0,24…0,4 – коэффициент относительной ширины колёс ([1] табл.8.4).

Предварительное межосевое расстояние a_w, мм между валами II и III



Модуль передачи m, мм

(4.15)



Принимаем m=1 мм ([1] табл. 8.1), тогда межосевое расстояние a_w, мм

(4.16)



Предварительное межосевое расстояние a_w, мм между валами III и IV



Модуль передачи m, мм



Принимаем m=1 мм ([1] табл. 8.1), тогда межосевое расстояние a_w, мм



Предварительное межосевое расстояние a_w, мм между валами IV и V



Модуль передачи m, мм



Принимаем m=1,5 мм ([1] табл. 8.1), тогда межосевое расстояние a_w, мм



Расчет геометрических параметров передач:

Делительные диаметры зубчатых колес , мм

(4.17)

































Диаметры вершин зубьев зубчатых колес

(4.18)

































Диаметры впадин зубьев зубчатых колес колеса

(4.19)

































Ширина венца для колеса b_wк, мм

(4.20)

где ψ_ba=0,16 – коэффициент относительной ширины колёс ([3] табл.4.2.7).

Ширина венца для шестерни b_wш, мм

(4.21)

Ширина венца для колес z₂, z₄ ,z₆



Ширина венца для шестерни z₁, z₃ ,z₅



Ширина венца для колес z₈, z₉ ,z₁₂



Ширина венца для шестерни z₇, z₁₀ ,z₁₁



Ширина венца для колес z₁₃, z₁₆



Ширина венца для шестерни z₁₄, z₁₅



Результаты расчетов по вышеприведенным методикам представим в виде таблицы 2.

Таблица 3 — Результаты расчета зубчатых колес

Обозначение колеса	Число зубьев, z	Моду-ль m, мм	Межосевое расстояние аw, мм	Делительный диаметр d, мм	Диаметр вершин da, мм	Диаметр впадин df, мм	Ширина венца bw, мм
z1	28	1	54	28	30	25,5	12
z2	80			80	82	77,5	9
z3	45			45	47	42,5	12
z4	63			63	65	60,5	9
z5	36			36	38	33,5	12
z6	72			72	74	69,5	9
z7	29			29	31	26,5	12
z8	81	1	55	81	83	78,5	9
z9	81			81	83	78,5	9
z10	29			29	31	26,5	12
z11	55			55	58	52,5	12
z12	55			55	58	52,5	9
z13	56	1,5	63	84	87	80,25	10
z14	28			42	45	38,25	13
z15	19			28,5	31,5	25,75	13
z16	65			97,5	100,5	94,75	10