1. Разработка кинематической схемы привода

1.1. По заданной в технической характеристике мощности электродвигателя принимается асинхронный регулируемый двигатель переменного тока 1PH7-103 серииF, который имеет следующую техническую характеристику:

M_Н= 35 Нм - номинальный крутящий момент;

N_Н=N₁= 5,5 кВт;N_6-6 = 6,7 кВт;N₂= 7 кВт;N_6-4 = 7,7 кВт - мощности электродвигателя в разных режимах работы;

n_Н= 1500 мин^-1;n₁= 10000 мин^-1;n_6-6= 4600 мин^-1;n₂= 4500 мин^-1;n_6-4= 3900 мин^-1 - частоты вращения электродвигателя в разных режимах работы.

1.2. Рассчитывается диапазон регулирования электродвигателя с постоянной мощностью:

D_ДВ=n₁/n_Н= 10000/1500 = 6,7.

1.3. Находится диапазон регулирования шпинделя:

D_ШП=n_ШПmax /n_ШПmin= 8000/60 = 133,3.

1.4. Определяется число ступеней коробки скоростей:

Z=lgD_ШП/lgD_ДВ=lg133,3 /lg6,7 = 2,57.

Число Zдопустимо округлить до чисел 3 или 2. Варианты графиков частот вращения шпинделя сZ= 3 представлены на рис. 4.11, из которых следует, что весь диапазон регулирования шпинделя от 63 до 8000 оборотов в минуту осуществляется с постоянной мощностью. ДляZ= 2 аналогичные графики даны на рис. 4.12, из которых видно, что диапазон регулирования шпинделя с постоянной мощностью начинается с частоты 200 мин^-1. С технологической точки зрения предпочтение следует отдать варианту привода сZ= 2, поскольку силовое резание на низких частотах вращения шпинделя при современных свойствах режущего материала практически не производится.

а)	б)

Рис. 4.11. Варианты графиков частот с постоянной мощностью во всем диапазоне частот вращения шпинделя со структурами: а - Z = 1 + 1·2·1; б - Z = 1 + 1·1·2

1.5 Для дальнейшей конструкторской разработки привода главного движения выбирается график по рис. 4.12, бс использованием ременной передачи на высоких частотах вращения шпинделя. В качестве прототипа конструкции привода выбран привод по рис. 2.19.

Диаметры шкивов ремённой передачи приняты ориентировочно равными D₁= 140 мм иD₂= 160 мм из нормализованного ряда диаметров шкивов с учётом разницы максимальных частот вращения электродвигателя и шпинделя и коэффициента проскальзывания ремня ε = 0,015. Для обеспечения наибольшей частоты вращения шпинделяn_ШП= 8000 мин^-1электродвигатель должен делать:

мин^-1.

_{Допустимая максимальная частота вращения электродвигателя составляет 10000 мин}^-1_{, т.е обеспечивается допустимое условие эксплуатации электродвигателя.}

а)	б)

Рис. 4.12. Варианты графиков частот вращения с постоянной мощностью в неполном диапазоне частот вращения шпинделя со структурами: а - Z = 1·2; б - Z = 1 + 1·1

Для подбора чисел зубьев шестерёнок проведём следующие процедуры. Вначале рассчитывается частота вращения шпинделя на номинальной частоте вращения электродвигателя n_Н= 1500 мин^-1при включенной ремённой передаче:

мин^-1.

Затем увеличим в четыре раза получившийся результат n_ШП, поскольку принимаем конструктивно передаточное отношение зубчатой пары, вращающей шпиндель, равнымi= 1/4, согласно рекомендациям построения рациональных кинематических схем для приводов главного движения. Получившееся числоn_II= 1293·4 = 5172 мин^-1представляет частоту вращения валаII. Таким образом, первая зубчатая пара должна связывать входную частоту электродвигателяn_ДВ= 9282 мин^-1и частоту валаII, равнуюn_II= 5172 мин^-1. Это позволяет вычислить числа зубьев первой зубчатой пары:

.

Вторую зубчатую пару с передаточным отношением i₂= 1/4 составят колесаz₃= 21 иz₄= 84.

1.6. Расчёт наибольших крутящих моментов на валах редуктора

Момент на валу Iравен наибольшему моменту электродвигателя, развиваемого в режимеS_6-4:

M_I= 9550(N_6-4/n_H)η= 9550(7,7/1500)0,99 =48,5 Нм.

Момент на валу IIрассчитывается по выражению:

M_II=M_Iuη₁η₂,

где η₁= 0,99 - КПД подшипников;η₂= 0,98 - КПД цилиндрической зубчатой передачи;u= 45/25 - передаточное число зубчатой пары;

M_II= 48,5·(45/25)·0,98·0,99 = 84,7 Нм.

Момент на валу III(на шпинделе) определяется по формуле:

M_III=M_II·(84/21)·0,98·0,99 = 328,7 Нм.

Полученные численные значения моментов на валах следует увеличить в 1,8 раза, что связано с неравномерностью процесса резания, т.е M_I= 87,3 Нм;M_II= 152,4 Нм;M_III= 591,6 Нм.

1.7. Определяются предварительные межосевые расстояния между валами зубчатых колёс

Межосевые расстояния в зубчатом редукторе рассчитываются по формуле:

,

где K= 6 для зубчатых колёс, имеющих твёрдость более 45HRC;u- передаточное число зубчатой пары колёс;M- вращающий момент на валу, Нм.

Предварительное межосевое расстояние между валами IиII, где расположена зубчатая передача 25/45:

мм.

Межосевое расстояние между валами IIиIII, зубчатой парой 21/84 составит:

мм.

1.8. Расчёт модулей зубчатых колёс и уточнение межосевых расстояний

Предварительное значение модуля зубчатой пары колёс z₁иz₂определяется по формуле:

m= 2A/(z₁+z₂).

Для зубчатой пары 25/45 расчётный модуль равен: m= 2·73,75/(25 + 45) = 2,1 мм.

Можно было бы принять модуль равным 2 или 2,5мм, однако привод имеет сложенную структуру, где колесо z₁= 25 должно быть подвижным на валу, диаметр которого должен быть в районе 40 мм, так как этот вал соединяется с выходным валом выбранного электродвигателя, диаметр которого равен 38мм. Назначим модульm= 3 мм, тогда межосевое расстояниеA₁= 105 мм. Окончательно уточним размеры зубчатого колеса и диаметр первого вала при прочерчивании конструкции коробки скоростей.

Для зубчатой пары 21/84 расчётный модуль равен: m= 2·158,64/(21 + 84) = 3,02 мм.

Примем m= 3 мм, тогдаА₂= 3·(21 + 84)/2 =157,5 мм.

По результатам вычислений строится кинематическая схема привода главного движения обрабатывающего центра (рис. 4.13).

Рис. 4.13. Кинематическая схема привода главного движения станка

1.9. Определяется длина ремня при заданном межосевом расстоянии:

A = A₁ + A₂ = 105 + 157,5 = 262,5 мм;

L_р = 2А + π(D₁ + D₂)/2 + (D₂ – D₁)²/(4А) =

= 2·262,5 + 0,5·3,14·(140 + 160) + (160 – 140)²/(4·262,5) = 996,38 мм.

Принимается ближайшее стандартное значение длины ремня равным L= 1000 мм, а затем уточняется межосевое расстояние между шкивами ремённой передачи по выражению:

;

мм.

В конструкции привода необходимо обеспечить равенство параметров aиA. Числовое расхождение данных параметров составляет всего 264,31 – 262,5 = 1,81 мм.

Внесём изменения в межосевое расстояние зубчатой пары 21/84. Примем передачу 21/85, тогда межосевое расстояние А₂будет равно:

А₂= 3·(21 + 85)/2 = 159 мм.

В сумме с расстоянием А₁это составляет 105 + 159 = 264 мм, что обеспечит равенство размероваиА.

Таким образом, замена зубчатой пары 21/84 на 21/85 обеспечит нормальную работу клиновых ремней и практически не отразится на графике частот вращения шпинделя. Необходимое натяжение ремней можно регулировать с помощью специального натяжного ролика.

1.10. Проверка кинематических элементов привода на допустимую окружную скорость

Численная величина окружной скорости ремённой и зубчатых передач рассчитывается по кинематической цепи, дающей наибольшую частоту вращения рассматриваемого элемента и удовлетворяющего условию:

,

где [V] - допустимая окружная скорость, м/с.

Для ремённой передачи:

V = 3,14·140·9300/60000 = 68,1 м/с.

Такую окружную скорость могут выдержать полиуретановые клиновые ремни, имеющие допустимую окружную скорость до 70 м/с.

Для зубчатой передачи 25/45, вращающейся с максимально допустимой частотой 10000 мин^-1, соответствующей наибольшей частоте вращения выходного вала электродвигателя, окружная скорость составит:

V = 3,14·25·3·10000/60000 = 39,25 м/с < [40] м/с.

Данная пара колёс должна иметь шлифованный профиль зуба по четвёртой степени точности изготовления.

Для зубчатой передачи 21/84, вращающейся с n = 5555 мин^-1, окружная скорость будет равна:

V = 3,14·21·3·5555/60000 = 18,3 м/с < [30] м/с.

Эту пару колёс допустимо изготавливать по пятой степени точности.