Определение силовых параметров привода

Стр 1 из 4Следующая ⇒

СПЕЦИАЛЬНАЯ ЧАСТЬ

Кинематический расчет привода

Кинематическая схема станка приведена на рисунке.

1. Цепь главного движения (вращения шпинделя).

Уравнение кинематического баланса цепи в общем виде:

Рисунок 2.1- Кинематическая схема привода.

n_шп = n_э .i, (2.1)

где n_шп – частота вращения шпинделя, об/мин; n_э – частота вращения вала

электродвигателя, об/мин.

Уравнение кинематического баланса цепи в развернутом виде:

Количество скоростей вращения шпинделя

Z = 3 · 2 · 2 = 12.

Максимальное и минимальное числа оборотов шпинделя:

Построение структурной сетки

Рассмотрим 4 варианта структурной сетки:

а) ;

б) ;

в) ;

г) .

Построим 4 варианта структурных сеток:

Рисунок 3 – Структурные сетки.

Определяем расчетные передаточные отношения колес привода:

; (2.2)

Расчеты передаточных отношений показывают, что их численные значения лежат в допустимых пределах .

Таблица 2.1 - Числа зубьев колес привода

Z	Z1:Z2	Z3:Z4	Z5:Z6	Z7:Z8	Z9:Z10	Z11:Z12
Число зубьев
i


Z
Число зубьев
i

По выбранным скоростям резания определим частоты вращения шпинделя для каждого вида работ. Частоты вращения определяются по формулам:

(2.2)

где v_min – минимальная скорость при обработке максимального размера детали;

v_max – максимальная скорость при обработке минимального размера детали; d_min, d_max – соответственно минимальный и максимальный размеры деталей.

d_min находится как:

(2.3)

Минимальная скорость V_min будет при черновом обработки по корке плоскостей и уступов заготовки из серого чугуна фрезой концевой из быстрорежущей стали Р6М5: V_min = 10 м/мин; максимальная V_max – при получистовом фрезеровании заготовки из стали фрезой, оснащено пластинами из твердого сплава Т15К6: V_max = 300 м/мин.

Тогда минимальная n_min и максимальная n_max частоты вращения составят:

Диапазон регулирования

Диапазон обрабатываемых деталей (диапазон размеров):

(2.4)

Диапазон регулирования скоростей:

(2.5)

Диапазон частот вращения шпинделя:

(2.6)

Обеспечение полученного диапазона частот вращения нецелесообразно, т.к. приведет к усложнению и удорожанию станка.

Кинематический расчет коробки подач

Исходные данные:

Число ступеней Z=17;

Минимальная вертикальная подача S_min = 14 мм/мин;

Знаменатель геометрического ряда φ=1,26.

Минимальная частота вращения:

, (2.7)

где Р - шаг винта.

Определяем формулу структуры привода

Z= 17=3₍₁₎3₍₃₎2₍₈₎

Принимаем стандартное число частот вращения из ряда частот для φ=1,26:

n₁= 2,36 мин^-1;

n₂= 3 мин^-1;

n₃= 3,75 мин^-1;

n₄= 4,75 мин^-1;

n₅= 6 мин^-1;

n₆= 7,5 мин^-1;

n₇= 9,3 мин^-1;

n₈= 11,8 мин^-1;

n₉= 15 мин^-1;

n₁₀=19 мин^-1;

n₁₁= 23,5 мин^-1;

n₁₂= 30мин^-1;

n₁₃=37,5 мин^-1.

n₁₄=47,5 мин^-1.

n₁₅=60 мин^-1.

n₁₆=75 мин^-1.

n₁₇=95 мин^-1.

Строим график частот вращения шпинделя, исходя из условия [7, стр.37]:

(2.2)

Рисунок 2.1 – График частот вращения

По графику частот вращения находим передаточное отношение всех передач в виде:

, (2.3)

где m – число интервалов, на которые поднимается луч передачи (+) или опускается (-):

Для зубчатых передач:

i₁=1/j^2,3=1,26^-2,3 =0,59;

i₂=1/j³=1,26^-3=0,5;

i₃=j³=1,26³ =2;

i₄=1/j⁰=1;

i₅=j^-3 =1,26^-3 =0,5;

i₆=j^-2=1,26^-2=0,63;

i₇=1/j³=1,26^-3=0,5;

i₈=1/j⁴=1,26^-4=0,4;

i₉=1/j⁴=1,26^-4=0,4;

i₁₀=1/j⁴=1,26^-4=0,4;

i₁₁=1/j⁰=1;

i₁₂=1/j⁴=1,26^-4=0,4;

i₁₃=1/j⁴=1,26^-4=0,4;

i₁₄=1/j⁰=1;

i₁₅=1/j⁰=1;

Определение чисел зубьев шестерен коробки подач, по приложению 21 [7]. В зависимости от передаточного числа u и суммарного числа зубьев в передачи, принимаем число зубьев шестерни.

Передаточное число u определяется так:

u=i, если I ≥1; (2.4)

u=1/i, если i<1, (2.5)

Результаты выбора занесены в таблицу 2.1:

Таблица 2.1 – Подбор чисел зубьев колес

	i₁	I₂	I₃	I₄	I₅	I₆	I₇	I₈	I₉
Zk	44	40	44	33	44	48	52	56	56
Zш	26	20	22	33	22	30	26	22	22
Z∑	70	60	66	66	66	78	78	78	78
	I₁₀	i₁₁	i₁₂	i₁₃	i₁₄	i₁₅
Zk	56	56	40	40	26	44
Zш	22	56	16	16	26	44
Z∑	78	112	56	56	52	88

В станкостроении принято, чтобы фактическая частота вращения не отклонялась от стандартного (заданного) значения, уравнение кинематического баланса для всех частот вращения шпинделя и определяем действительные частоты, которые могут отличаться от стандартных не более, чем на:

D= , т.е. ±10·(1,26-1)=2,6% (2.6)

D=[(n_стаид-n_факт)/n_c_танд]·100 (2.7)

Поэтому определим величину погрешности для каждой частоты вращения и сравним с допускаемым значением:

(19)

Все фактические частоты вращения не отклоняются от стандартного значения более чем на .

Таблица 2.2 – Погрешности действительных передаточных отношений

	1	2	3	4	5	6	7
nстанд	14	18	22,4	28	35,5	45	56
nфакт	13,92	17,7	22,14	27,8	35,4	44,3	55,7
∆, %	0,5	1,6	1,1	0,5	0,2	1,6	0,5

	8	9	10	11	12	13	14
nстанд	71	90	112	140	180	224	280
nфакт	70,8	90,2	114,7	143,4	180,3	229,3	286,7
∆, %	0,2	0,2	2,4	2,4	0,1	2,4	2,4

	15	16	17
nстанд	355	450	560
nфакт	360	458,8	573,6
∆, %	1,5	1,9	2,4

Все отклонения передаточных отношений находятся в пределах допустимых, поэтому пересчет не производим.

Определение силовых параметров привода

Силовой расчет элементов коробки заключается в расчете ременной передачи, определении модулей зубчатых колес, расчете диаметров валов, размеров муфт, шпонок, подборе подшипников. Так как для проектных расчетов нас интересует наиболее нагруженный режим, то рассчитываем силовые и кинематические параметры для наименьших угловых скоростей валов.

Рассчитаем частоты вращения шпинделя по формулам: