Анализ показателей точности редуктора цилиндрического двухступенчатого и методов их обеспечения

СБГУАП группа 4736 https://new.guap.ru/i03/contacts

4. ВЫБОР СТРУКТУРЫ ПРИВОДА

Для кинематических расчётов коробок скоростей в станкостроении применяют два метода: аналитический и графоаналитический. Оба метода позволяют находить величины передаточных отношений передач, входящих в коробку скоростей.

Однако, наиболее простым является графоаналитический метод.

При этом методе последовательно строят структурную сетку и график частоты вращения.

Структурная сетка даёт ясное представление о структуре привода станка.

По структурной сетке легко проследить связи между передаточными отношениями групповых передач (групповой передачей называется совокупность передач между двумя последовательными валами коробки скоростей).

Структурная сетка содержит следующие данные о приводе:

число групповых передач;

число передач в каждой группе;

относительный порядок конструктивного расположения группы вдоль цепи передач;

порядок кинематического включения групп (т.е. их характеристики

исвязь между передаточными отношениями);

диапазон регулирования групповых передач и всего привода;

число частот вращения ведущего и ведомого валов групповой передачи.

При построении структурных сеток и отыскания различных вариантов необходимо пользоваться следующими правилами:

Число скоростей z всей передачи равно произведению числа скоростей групповых передач: = 8 = 2·2·2

СБГУАП группа 4736 https://new.guap.ru/i03/contacts

	М
z3 = 30
z4 = 30
z1 = 23
z2 = 37
z5 = 22
z6 = 44
z8 = 29
z7 = 37
	z10 = 41
z9= 33
z11= 37	z12 = 37

Рис. 2.0. Кинематическая схема коробки скоростей на восемь ступеней с последовательным включением групп передач

Для конструктивного варианта привода, показанного на рис.4.1, и

принятого порядка переключения скоростей, обозначив цифрами в скобках характеристики групп, можно записать структурную формулу в следующем виде:

z = 2(2) 2 (4) 2 (1).

Основной и различными по номеру переборными группами может быть любая группа передач в приводе. Поэтому наряду с конструктивными вариантами привода возможны также различные его кинематические варианты.

Во избежание чрезвычайно больших диаметров зубчатых колёс в коробках скоростей, а также для нормальной их работы, установлены следующие предельные передаточные отношения между валами при прямозубом зацеплении:

Рассмотрим построение структурных сеток для коробки скоростей,

кинематическая схема которой показана на рис. 2.0.

Для принятого конструктивного варианта привода возможны несколько вариантов структурной формулы: z = 8 = 2 (4) 2 (2)2(1)иz = 8 = 2

(2) 2 (4) 2(1). На рис. 3.0(а) и 3.0(б)приведены варианты этих структурных сеток. При выбранном значении , следует исключить из дальнейшего

СБГУАП группа 4736 https://new.guap.ru/i03/contacts

рассмотрения варианты не удовлетворяющие условию

( imax / imin )пред= ( p -1 ) Хmax 8,

где Xmax - наибольшая характеристика для последней переборной группы, p - число передач в этой группе.

1.26( 2 -1 ) 4 8,

2.52 8

а) б)

Рис.3.0 Кинематическая схема и структурные сетки коробки скоростей на восемь ступеней.

Выбираем структурную сетку 2(2) 2(4) 2(1) рис. 3.0(б), так как коробка скоростей, работающая по данной структурной сетки будет иметь наименьший износ шпиндельного узла.

СБГУАП группа 4736 https://new.guap.ru/i03/contacts

5. РАСЧЁТ И ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

Зная эффективную мощность привода Nэф, определяют требуемую мощность электродвигателя.

пр. = 1· 2· 3 …,

η=0,95×0,973×0,994=0,83.

где пр - КПД привода.

ηрп - КПД ремённой передачи,ηрп= 0,95;

ηзп- КПД зубчатой пары. ηзп=0,97, (3 пары);

ηпк- КПД подшипников качения, ηпк=0,99, (4 пары).

Nэд = Nэф / пр,

Nэд = 4.4 / 0.83=5.3 кВт.

Затем по рассчитанной мощности, зная максимальную частоту вращения шпинделя, выбирается электродвигатель по ближайшему стандартному значению Nэд и ближайшей частоте вращения выходного вала nэд. Перегрузка асинхронных электродвигателей допускается до 8%. При невыполнении этого условия следует брать двигатель ближайшей большей мощности.

Выбираем двигатель марки: 4А100L243, nном.=2880 об/мин,

.

СБГУАП группа 4736 https://new.guap.ru/i03/contacts

6. ОПРЕДЕЛЕНИЕ АБСОЛЮТНЫХ ВЕЛИЧИН ПЕРЕДАТОЧНЫХ

ОТНОШЕНИЙ

График частоты вращения позволяет определить конкретные величины передаточных отношений всех передач привода и частоты вращения всех его валов. Его строят в соответствии с кинематической схемой привода. При разработке кинематической схемы коробки скоростей должны быть известны: число ступеней частоты вращения z шпинделя, знаменатель геометрического ряда , частоты вращения шпинделя от n1 до nzи частота вращения электродвигателя nдв,.

Для данного примера = 1.26; n1 = 160 мин -1; n6 = 500 мин -1иnдв =

3000 мин-1.Строим график частот вращения коробки скоростей на восемь ступеней для выбранной структурной сетки 2(2) 2(4) 2(1).

i	4

nдв.=3000

об/мин

i0

i	2
i	1

i 3

i	6

i

5

n8=2000 об/мин n7=1600 об/мин

n6=1250 об/мин

n5=1000 об/мин

n4=800 об/мин

n3=630 об/мин

n2=500 об/мин n1=400 об/мин

Рис.4.0 График частот вращения коробки скоростей на восемь ступеней.

СБГУАП группа 4736 https://new.guap.ru/i03/contacts

7. РАСЧЁТ ДИАМЕТРОВ ШКИВОВ И ЧИСЕЛ ЗУБЬЕВ ШЕСТЕРЕН

7.1 Расчёт диаметров шкивов

Если станок имеет ремённую передачу, то диаметры шкивов следует подбирать согласно принятому графику чисел оборотов (рис. 4.0), зная i0 -

передаточное отношение между первым и вторым валом.

Причём надо стремиться к максимально точной подборке, т.к. при расчёте действительной частоты вращения значение i0 = d1 / d2, будет влиять на относительную погрешность.

d1=160 мм; d2=300 мм.

гдеd1 и d2 - соответственно диаметры ведущего и ведомого шкивов.

7.2 Расчёт чисел зубьев

По найденным передаточным отношениям определяют числа зубьев зубчатых колес. Следует иметь в виду, что в станкостроении межосевые расстояния, суммы чисел зубьев сопряженных колес, числа зубьев червячных колес и модули нормализованы. При постоянном расстоянии между осями ведущего и ведомого валов при одинаковом модуле группы передач, сумма чисел зубьев каждой пары колес является постоянной величиной, т. е.

z = z1 + z2 = z3 + z4= z5 + z6 = … = const,

где z1 и z2, z3 и z4, z5 и z6 - передаточные отношения пар зубчатых колес,

находящихся в зацеплении. Для данного примера, определяем числа зубьев,

	i1		1
			1.58 ;
	которые должны определить передаточные отношения

i2

1

;-

	i			1
		3
	групповой передачи Pa;		2		;

		i5		1
	i4 1.26
				1.26 ;
		- групповой передачи Pb,

СБГУАП группа 4736 https://new.guap.ru/i03/contacts

i	1	;- групповой передачи Pс;
6

По таблицам приложения 2, выбираем z для передач групп Paи Pb,,т.о. чтобы они удовлетворяли трем передаточным отношениям первой группы и двум передаточным отношениям второй группы. Принимаем z = 60 - для

Pa, z = 66 - для Pb и z = 74 - для Pс изаполняем таблицу№2.

Таблица№2

Pa = 2

∑Z = 60

i			1
				i				1
1			1 .58		2
z	1		26		z	3		30
z	2		37		z	4		30

				Pb
				∑Z =
i				1
	3			2
	z	5		22
	z			44
		6

= 2 66

i	4

z	7
z	8

1 . 26

37

29

					Pc
					∑Z
i					1
	5			1 . 26
	z		9		33
	z	10			41

=2

=74

i	6	1

z		37
11
z		37
12

7.3 Расчет действительных частот вращения шпинделя

При расчете действительных частот вращения шпинделя необходимо составить iуравнений кинематического баланса, количество которых равно числу передач коробки z.

d

z

z

3

z

5

z

7

z

9

n

n

1

1

или

или

или

zi

дв

d

2

z

2

z

4

z

z

8

z

6

10

и т.д.

СБГУАП группа 4736 https://new.guap.ru/i03/contacts

Теперь высчитываем относительную погрешность действительного и номинального рядов чисел оборотов, которая не должна превышать 5% для коробок с асинхронными электродвигателями.

n	H	n	Д		5%
				100%
	n
		H

,

где nНиnД - соответственно номинальные и действительные числа оборотов шпинделя.

СБГУАП группа 4736 https://new.guap.ru/i03/contacts

8. РАЗРАБОТКА КИНЕМАТИЧЕСКОЙ СХЕМЫ ПРОЕКТИРУЕМОГО

ПРИВОДА

На основании выбранной структуры привода, зная диаметры шкивов,

числа зубьев колёс, вычерчиваем кинематическую схему проектируемого привода.

При составлении кинематической схемы коробки скоростей пользуемся условными изображениями деталей и механизмов станков по ГОСТ 2.770 -

68 и СТ СЭВ 2519 - 80.

СБГУАП группа 4736 https://new.guap.ru/i03/contacts

9.РАСЧЁТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ

9.1Расчёт модуля

9.1.1 Выбор расчётных нагрузок

Расчётная нагрузка в формулах расчёта зубьев на выносливость выражается в виде крутящего момента. Расчётный крутящий момент Т1 (Н ∙ м), действующий на валу рассчитываемой шестерни, определяют через номинальный крутящий момент Т1ном и коэффициент перегрузки от внешних возмущений К1.

При расчёте зубчатых передач универсальных металлорежущих станков средних размеров крутящий момент Т1ном (Н ∙ м) рекомендуется определять по номинальной мощности Nэ.ном (кВт) приводного электродвигателя и расчётной частоте вращения n (мин-1), начиная с которой и выше можно работать с использованием полной мощности (с учётом к.п.д.

механизма), т.е.

Т1ном = 9550 *Nном * / n,

где: - к.п.д. кинематической цепи передач от электродвигателя до рассчитываемой шестерни, обычно = 0.98 (кроме червячной).

Nном = (1.2 … 1.4) *Nэном,

что связано с повторно кратковременным режимом работы и возможностью значительной перегрузки приводного двигателя без опасности его перегрева.

Т1ном = 9550 *5.85*0.98*0.97*/1000 = 50.98 H*m

Т2ном = 9550 *5.85*0.98**/500 = 96.75 H*m