Проектирование токарного станка с числовым программным управлением повышенной точности (стр. 6 из 12)

, [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.