Вертикально-сверлильный станок модели 2А125. записка. 1 Технологическая часть
![]()
|
1.4 Кинематика станка Строим структурную формулу в развернутом виде: ![]() где Pa… Pm — число передач частот вращения в групповой передаче; х1...хn — характеристики соответствующих групповых передач. ![]() Проектируем структурную сетку. ![]() Исходя из nmin=22,4 мин-1 и знаменателя геометрического ряда =1,41, определим частоты вращения шпинделя для каждой ступени регулирования. Таблица 1 – Частоты вращения шпинделя
Строим график частот вращения для коробки скоростей, выбирая i-передаточное отношение, соблюдая условия 1/4 i 2. ![]() Из графика частот вращения получаем значения передаточных отношений: ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() На основании графика частот вращения составляем упрощенную кинематическую схему коробки скоростей: ![]() По определенным передаточным отношениям определяем числа зубьев колес ([5] прилож.21). Результаты представим в виде таблицы. Таблица 2 — Результаты подбора чисел зубьев
Находим фактические частоты вращения шпинделя ni, мин-1 ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Произведем проверку правильности подбора чисел зубьев, которые должны обеспечить требуемую частоту вращения на данной скорости вращения шпинделя: ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Условия верного выбора чисел зубьев выполняются. 2 Кинематический расчёт коробки скоростей Расчетная частота вращения шпинделя nрасч, мин-1 ![]() где nmin –минимальная частота вращения шпинделя, мин-1, nmax –максимальная частота вращения шпинделя, мин-1 ![]() Принимаем в качестве расчетной частоты ближайшую стандартную частоту вращения шпинделя nрасч=63 мин-1. По графику частот вращения определяем частоты каждого вала ni, мин-1 nI=910мин-1. nII=710мин-1. nIII=250мин-1. nIV=250мин-1. nV=63мин-1. Мощность на валах Ni, кВт Ni= Ni-1·1·2…n, (4.2) где Ni-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). NI = Nдв=0,37кВт. NII= NI·1·2·3=0,37·0,994·0,96·0,94=0,33кВт. NIII= NII·1·2=0,33·0,994·0,96=0,31кВт. NIV= NIII·1·2=0,31·0,994·0,96=0,29кВт. NV= NIV·1·2=0,29·0,994·0,96=0,27кВт. Крутящие моменты на валах Тi, Н·м ![]() где Ni — мощность наi-ом валу, кВт, ni — 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; Zкц=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 ![]() где SН=1,1 — коэффициент безопасности, Нlimb — базовый предел контактной выносливости ([1] табл. 8.9), КHL — коэффициент долговечности. Нlimb=2·НВ+70 (4.5) для колес Нlimb=2·250+70=570 МПа, для шестерен Нlimb=2·270+70=610 МПа. ![]() где NK — эквивалентное число напряжений. NK =60·n·c·Lh, (4.7) где n— частота вращения вала зубчатого колеса, с — число зубчатых колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым, Lh — заданный ресурс, час. Lh=L·365·Kгод·24·Ксут, (4.8) где L=5 — срок службы, лет; Kгод=0,66 — коэффициент использования передачи в год, Ксут=0,66 — коэффициент использования передачи в сутки. Расчет осуществляем по наиболее нагруженной передаче. Lh=5·365·0,66·24·0,66=190794 ч. NK =60·63·1·19079=7,2·107 . Базовое число циклов NН, циклов NН=30·НВ2,4, (4.9) где НВ — средняя твердость. NН=30·2502,4=1,7·107. В соответствии с кривой усталости напряжения Н не могут иметь значений меньших Нlimb, поэтому при NK> NН принимают NK= NН и тогда КHL=1. В нашем случае NK=7,2·107 > NН =1,7·107, следовательно КHL=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 ![]() где Flimb — базовый предел выносливости зубьев при изгибе ([1] табл. 8.9), SF=1,75 — коэффициент безопасности, КFC=1 — коэффициент, учитывающий двухстороннее приложение на- грузки, КFL=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 aw, мм ![]() где ЕПР=2,1·105 – приведённый модуль упругости, МПа, КНβ=1,08 – коэффициент угла перекоса ([1] рис.8.15), ψba=0,24…0,4 – коэффициент относительной ширины колёс ([1] табл.8.4). Предварительное межосевое расстояние aw, мм между валами II и III ![]() Модуль передачи m, мм ![]() ![]() Принимаем m=1 мм ([1] табл. 8.1), тогда межосевое расстояние aw, мм ![]() ![]() Предварительное межосевое расстояние aw, мм между валами III и IV ![]() Модуль передачи m, мм ![]() Принимаем m=1 мм ([1] табл. 8.1), тогда межосевое расстояние aw, мм ![]() Предварительное межосевое расстояние aw, мм между валами IV и V ![]() Модуль передачи m, мм ![]() Принимаем m=1,5 мм ([1] табл. 8.1), тогда межосевое расстояние aw, мм ![]() Расчет геометрических параметров передач: Делительные диаметры зубчатых колес ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Диаметры вершин зубьев зубчатых колес ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Диаметры впадин зубьев зубчатых колес колеса ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Ширина венца для колеса bwк, мм ![]() где ψba=0,16 – коэффициент относительной ширины колёс ([3] табл.4.2.7). Ширина венца для шестерни bwш, мм ![]() 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
|