Проектирование коробки скоростей (число скоростей = 21) токарно-винторезного станка, страница 3

z₇+ z₈= z₉ +z₁₀                                                                                               (1.16)

z₁₁+ z₁₂= z₁₃ +z₁₄                                                                                      (1.17)

z₁₇+ z₁₈= z₁₉ +z₂₀                                                                                              (1.18)

2 Силовой расчет привода

2.1 Расчет максимальных крутящих моментов

На универсальных станках для уменьшения габаритов привода рекомендуется ограничивать передаваемую мощность на шпинделе критическим числом оборотов n_Р, которое для токарных станков принимается равным числу оборотов верхней ступени нижней трети диапазона, т. е. для нашего случая n_Р ≈ n₇ или n_Р = 50 об/мин.

Таким образом, в области чисел оборотов от n₁ = 12,5 до n₇ = 50 об/мин, мощность привода ограничена величиной крутящего момента М_мах, который определяется из                , кгс∙м, [3]

где N_е – эффективная мощность на шпинделе, кВт:

N_e = N ∙ η_пр,   [3]

где N – мощность электродвигателя, в кВт,

η_пр – условный расчетный КПД привода, который может быть принят равным для станков с вращательным главным движением.

η_пр = 0,88 …0,90

Так как развиваемая мощность эл. двигателя N=7,5 (кВт).

М_max^VI=976 ∙(7,5∙0,9)/50=131,8 (кгс м);

М_max^V=(M_max^VI∙i₁₁)/ η_(V-VI)            [3]

где η-расчетный КПД между валами VI-V, включая КПД зубчатой передачи.

η _(VI-V)= η_з.п ∙ η_под.=0,99 ∙0,995=0,985.        

М_max^V=131,8 /(1,26⁶∙0,985)=33,4 (кгс∙м);

М_max^IV=(M_max^VI∙i₈)/ η_(IV-VI)  [3]

М_max^VI=976 ∙(7,5∙0,9)/200=33 (кгс м);

М_max^IV=33 /(1,26³∙0,985)=16,7 (кгс∙м);

М_max^III=33,4 /(1,26³∙0,985)=17 (кгс∙м);

М_max^II=17/(1,26³∙0,985)=8,6 (кгс∙м);                 

М_max^I=8,6/(1,26²∙0,985)= 5,5 (кгс∙м).

2.2 Расчет диаметров валов

Ориентированно диаметры всех промежуточных валов можно определить [3]:

d=,    

где[τ]=300кгс/см²- допустимое напряжение на кручение (принимается заниженным, так как неизвестно пространственное положение валов).

d₁==2,64 (см) , принимаем d₁ = 30 мм;

d₂==2,92 (см) , принимаем d₂ = 30 мм;

d₃==3,41 (см), принимаем d₃ = 40 мм;

d₄==3,38 (см), принимаем d₁ = 40 мм;

d₅==4,43 (см), принимаем d₅ = 50 мм;

d₆==6,03 (см).

Диаметр последнего V вала (шпинделя) окончательно уточняется из расчета его на жесткость.

2.3 Определение диаметров шкивов. Расчет ременной передачи.

Расчет ременной передачи произведен при помощи программы «APM Trans», программного модуля «APM Wine Machine». Ход расчета приведен в приложении А.

Из картины чисел оборотов видно, что вал 1 имеет n₁=315 (об/мин)

Вал электродвигателя 1₀ имеет 725 (об/мин).

Передаточное отношение от вала 1₀ к валу 1 равно

i₀= n_э/n_I =725/315=2,3

Результаты расчета:

Сечение ремня – В;

Число ремней – 6;

Диаметр ведущего шкива – 125 (мм).

Диаметр ведомого шкива – 280 (мм).

Сила предварительного натяга – 1185,5 (Н);

Сила действующая на вал – 2009,1 (Н).

Проверочный расчет по моменту приведено в приложении А.

2.4 Расчет зубчатых передач

2.4.1 Определение модуля зубчатых колес

Ориентировочно модуль m можно определить исходя из окружного усилия на минимальной по размеру шестерне в группе передач и усилия. Допускаемого прочностью зуба на изгиб [3]:

, (мм)

где М_кр – максимальный крутящий момент, передаваемый рассматриваемой группой передач, кгс∙мм;

z – число зубьев самой малой шестерни в этой же группе передач. Без большой погрешности можно принять z = 20;

y – коэффициент формы зуба y = 0,1;

ψ – относительная ширина венца зубчатого колеса. Для подвижных шестерен привода главного движения ψ = 8;

[σ_изг] – допускаемое напряжение на изгиб. Для легированных сталей [σ_изг] = 37-40 кг/мм² К_v = К_изг = 1.

Тогда модулей зубчатых передачи [3]: 

, (мм).

Для группы i₁ – i₂ – i₃  , принимаем m = 2 (мм).

Для группы i₄ – i₅ , принимаем m = 2,5 (мм).

Для группы i₆ – i₇  , принимаем m = 3 (мм).

Для группы i₉ – i₁₀  , принимаем m = 3 (мм).

Для постоянных передач ψ = 10-15 и тогда при ψ = 14

, (мм).

Для группы i₈. принимаем m = 3 (мм).

Для группы i₁₁   принимаем m = 4 (мм).

2.4.2  Определение числа зубьев колес

Для того, чтобы получать группы передач минимального радиального размера, необходимо найти в каждой группе шестерни с минимальным числом зубьев (выбираемое по приложению 5 [1]), а затем уже, ориентируясь на это число зубьев, подобрать число зубьев всех остальных шестерен по передаточным отношениям.