Разработка и проектирование главного привода движения токарно - карусельного станка

     График  частот вращения строится для определения  конкретных значений величин, которые  показывают передаточные отношения  всех передач привода и частот вращения валов привода.

     Для построения графика частот вращения, необходимо соблюдать условие:

                                                               ,      (2.4.1)

           Определяем промежуточные значения частот вращения, затем округляем полученные величины до стандартных значений в соответствии с нормальным рядом чисел в станкостроении ([1], стр. 37, прил. I). 

            n₁ = n_min = 5,6 мин^-1                                                  n₁ = 5,6 мин^-1

      n₂ = n₁×j¹ = 5,6×1,41¹ = 7,89 мин^-1                          n₂ = 8 мин^-1

      n₃ = n₁×j² = 5,6×1,41² = 11,13 мин^-1                        n₃ = 11,2 мин^-1  

      n₄ = n₁×j³ = 5,6×1,41³ = 15,69 мин^-1                        n₄ = 16 мин^-1

      n₅ = n₁×j⁴ = 5,6×1,41⁴ = 22,13 мин^-1                        n₅ = 22,4мин^-1

      n₆ = n₁×j⁵ = 5,6×1,41⁵ = 31,2 мин^-1                          n₆ = 31,5 мин^-1

      n₇ = n₁×j⁶ = 5,6×1,41⁶ = 44,01 мин^-1                        n₇ = 45 мин^-1

      n₈ = n₁×j⁷ = 5,6×1,41⁷ =62,04 мин^-1                         n₈ =63 мин^-1

      n₉ = n₁×j⁸ = 5,6×1,41⁸ = 87,48мин^-1                         n₉ = 90 мин^-1

      n₁₀ = n₁×j⁹ = 5,6×1,41⁹ = 123,3 мин^-1                       n₁₀ = 125 мин^-1

      n₁₁ = n₁×j¹⁰ = 5,6×1,41¹⁰ = 173,9 мин^-1                    n₁₁ = 180 мин^-1

      n₁₂ = n₁×j¹¹ = 5,6×1,41¹¹ = 245,2 мин^-1                    n₁₂ = 250 мин^-1  

     Построение  графика частот представлено на (рис. 2.4.2).

      

      Рисунок 2.4.2 – График частот вращения 
 

     2.5 Определение передаточных отношений и чисел зубьев

     Используя график частот вращения, определяем передаточные числа в соответствии с числом интервалов m перекрываемых лучом, т.е. i = j ^m. 

     (2.5.1) 

                                                

                                             
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

         Определяем число зубьев зубчатых колес привода табличным методом (табл. 4.2 [1]), либо аналитическим методом по формулам: 

      

                            ; .                                (2.5.2)

           Результаты расчетов сводим в таблицу 5.1 

Таблица 2.5.1– Сводная таблица чисел зубьев

 

По принятым зубчатым колесам уточним числа  оборотов шпинделя, составив для каждого  числа оборотов уравнение кинематического  баланса.

Ошибка полученных чисел оборотов не должна превышать

.   (2.5.3)

                                                  

мин^-1 

мин^-1 

мин^-1 

мин^-1 

мин^-1 

мин^-1 

мин^-1 

мин^-1 

мин^-1 

мин^-1 

мин^-1 

мин^-1 

мин^-1 

мин^-1 

мин^-1 

мин^-1 
 

       Определим относительные отклонения   

      фактических частот от стандартных. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

2.6 Расчет мощности привода и крутящих моментов на валах

     Определяем значения мощностей и крутящих моментов на валах:

Расчет  ведем по наиболее нагруженной цепи.  

            Вал 1: 

       мин^-1; 

     Вал 2: 

       мин^-1; 

     Вал 3: 

       мин^-1; 

     Вал 4: 

       мин^-1; 

     Вал 5: 

       мин^-1; 
 

     Вал 6:  

       мин^-1; 
 

  3. Расчет передач, устройств и механизмов проектируемого привода 

     3.1 Расчет зубчатых передач

           Расчет будем производить для самой нагруженной пары зубчатых колес, которая передает наибольший крутящий момент, т.е. пара z₁₉ – z₂₀. 

     Выбор материала:

     Для шестерен, от которых требуется высокая  износостойкость, принимаем по таблице 4.1.1 сталь 40Х ([2], стр. 43). Основные механические  характеристики:  твердость 269…302  НВ,  s_в = 900 МПа, s_т = 750 МПа, термообработка – улучшение.

     По  таблице 4.1.2 ([2], стр. 43) рекомендуемых сочетаний материалов принимаем материал колес – сталь 40Х. Основные механические характеристики: твердость  235…262  НВ,  s_в = 900 МПа, s_т = 750 МПа, термообработка – улучшение.

          Определение допускаемых контактных напряжений:

     Базовое число циклов, соответствующее пределу  выносливости для шестерни и зубчатого  колеса N_{H lim 19(20)}: 

     N_{H lim 19(20)} = f (HB ₁₉₍₂₀₎) = 30Н^2,4 .                       (3.1.1)

     По  рис. 4.1.3 ([2], стр. 43) принимаем:

     N_Hlim19 =23,37×10⁶, N_Hlim20 =16,7×10⁶.

     Эквивалентное число циклов:

     N_{HE 19(20)}= 60×n₁₉₍₂₀₎L_h×c×k_HE,                                 (3.1.2)

     где L_h = n_год×254×n_см×8 – продолжительность работы передачи, час;

     n_год = 8 – число лет работы;

     n_см = 2 – число смен;

     n ₁₉₍₂₀₎– частота вращения шестерни (колеса);

     с = 1 –  число зацеплений зуба за один оборот колеса;

     k_HE = 1 – коэффициент учитывающий изменение нагрузки передачи.

     Получаем:

     L_h = 8×254×2×8 = 32512 час.

     Для шестерни z₁₉:

     N_{HE 19} = 60×n₁₉×L_h×c×k_HE = 60×63×32512×1×1 = 122,8 ×10⁶. 

     Для колеса z₂₀:

     N_{HE 20} = 60×n₂₀×L_h×c×k_HE = 60×22,4×32512×1×1 = 43,7×10⁶.

     Определяем  коэффициент долговечности Z_N:

     так как N_{H lim 19} < N_{HE 19} и N_{H lim 20} < N_{HE 20}, то принимаем Z_N19 = 0,889 и

     Z_N20 = 0,935  ([2], стр. 42).

           Предел контактной выносливости:

     s_{H lim 19(20)} = f (HB ₁₉₍₂₀₎),  ([2], табл. 4.1.3).

     Для НВ £ 350 и термообработки улучшение имеем:

     s_{H lim 19} = 2×285 + 70 = 640 МПа МПа, s_{H lim 20} = 2×248 + 70 = 566 МПа.