Кінематичний розрахунок привода радіально-сверлильного верстата 2В56

http://www.ce-studbaza.ru/werk.php?id=9217

Кінематичний розрахунок привода радіально-сверлильного верстата 2В56

Будуємо структурні сітки і вибираємо найкращий варіант переключення передач. Для структурної формули Z=3х3x2 із трьома групами передач (k=3) число варіантів переключення (структурних сіток) дорівнює
Вкин = k! = 3! = 6.
Розписуємо їх, визначаючі характеристики груп передач і будуємо структурні сітки. Характеристика основний, першої в порядку перключения групи, дорівнює 1, першої множний – числу передач основної, а другої множний – добутку числа передач основної на число передач другої множної.
Варіанти переключення:
1) Z = 30 [1] x 31 [3] x 22[9]; 2) Z = 30 [1] x 32 [6] x 21[3];
3) Z = 31 [3] x 30 [1] x 22[9]; 4) Z = 32 [6] x 30 [1] x 21[3];.
5) Z = 31 [2] x 32 [6] x 20[1]; 6) Z = 32 [6] x 31 [2] x 20[1];.






На мал.2.3 приведені 1-й і 3-й варіанти структурних сіток.









Мал. 2.3 Варіанти структурних сіток
Варианти переключення 2, 4 – 6 не проходять по диапазону регулювання останньої множної групи, який в них більше ніж той, що допущується і дорівнює
Rгр = 1.266(3-1)-1 = 12.7 > 8
Вибираємо 1-й варіант переключення передач (варіант «а» структурної сітки), тому що в ньому діапазон швидкостей на проміжніх валах буде найменшим (10 інтервалів lg проти 14-ти по 3-му варіанті), а це дозволить трохи зменшити і габарити привода (вище мінімальна частота обертання 3-го вала, менше розрахунковий момент, що крутить, на цьому валу).
По обраному варіанті структурної сітки будуємо графік частот обертання привода (мал.2.4). При побудові графіка необхідно витримувати обмеження на передатні відносини:
а) межі передатних відносин imin 1/4 (1.26- 6), imax 2 (1.263);


Мал. 2.4 Графік частот обертання приводу
б) співвідношення мінімальних передатних відносин у групах передач:
imin1  imin2  . . .  iminк
Значення передатних відносин за графіком:
i11 = 800 / 1440 = 1/1.80;
i21 = -3 = 1/2; i22 = -2 = 1/1.58; i23 = -1 = 1/1.26;
i31 = -4 = 1/2.52; i32 = -1 = 1/1.26;. i33 =  2 = 1.58.;
i41 = -5 = 1/3.16; i42 = 3 = 2.
Далі розраховуємо числа зубів зубчастих коліс з урахуванням зв язування механізмів. Добуток зв язаних передатних передач у першому(А) і другому(В) механізмах визначається співвідношенням [2]:
iА * iВ =  Ra – Rb =  3 - 4 =  -1.
Такий результат виходить при iА = i21 та iВ = i33.
Розраховуємо числа зубів. При цьому підбираємо такі суми зубів передач, щоб результат її ділення на (u+1), де u – передатне число передачи, був як можна ближче до цілого числа. Це забезпечить найменьшу похибку передатних відносин передач і частот обертання шпинделю.
1) Постійна передача i11 = Z1/Z2 = 1/1.8. Приймаємо Z1 = 20.
Тоді Z2 = 20*1.8 = 36.
2) 2-га і 3-я зв язані групи (зв язане колесо Z4) . Система рівнянь:
Z3/Z4 = 1/2; Z5/Z6 = 1/1.58; Z7/Z8 = 1/1.26;
Z3+Z4 = Z5+Z6 = Z7+Z8;
Z9/Z10 = 1/2.52; Z11/Z12 = 1/1.26; Z4/Z13 = 1.58;
Z9+Z10 =Z11+Z12 = Z4+Z13.
3) 4-та група передач:
Z14/Z15 = 1/3.16.; Z16/Z17 = 2; Z14+Z15 = Z16+Z17.
Приймаємо число зубів найменшого колеса Z9 = 18.????? Числа зубів інших коліс одержуємо, вирішуючи систему рівнянь. При цьому для 3-го і 4-го механизмів приймаємо однакові суми зубів передач. Результати приведені в таблиці 2.1.
Таблиця 2.1. Числа зубів і фактичні передатні відносини
зубчастих передач
Z3 Z4 Z5 Z6 Z7 Z8 Z9 Z10 Z11 Z12 Z4 Z13 Z14 Z15 Z16 Z17
19 38 22 35 25 32 18 45 28 35 38 24 21 66 58 29
i21=1/2 i22=1/1.59 i23=1/1.28 i31=1/2.5 i32=1/1.25 i33=1.58 i41=1/3.14 i42=2

Таким чином, числа зубів розраховані з мінімальною похибкою і отримане однократне зв язування двох механизмів. Зв язане (загальне) колесо Z4=38.
Розраховуємо значення фактичних швидкостей обертання шпинделю і їх похибки у відношенні до стандартних значень. Як приклад приводимо розрахунок перших трьох швидкостей і їх похибок, а всі результати наводимо у таблиці.
об/мин,
об/мин,
об/мин,
Таблиця 2.2. Значення стандартних, фактичних швидкостей і їх похибок
№ n - стандарт n - фактич Похибка, %
1 50 50.91 1.818
2 63 64.00 1.587
3 80 79.55 -0.568
4 100 101.82 1.818
5 125 128.00 2.400
6 160 159.09 -0.568
7 200 201.52 0.758
8 250 253.33 1.333
9 315 314.87 -0.042
10 315 320.00 1.587
11 400 402.29 0.571
12 500 500.00 0.000
13 630 640.00 1.587
14 800 804.57 0.571
15 1000 1000.00 0.000
16 1250 1266.67 1.333
17 1600 1592.38 -0.476
18 2000 1979.17 -1.042

Максимальна похибка швидкостей, що допущується дорівнює
[]=±10•(-1) = ±10•(1.26-1) = ±2.6%
У розрахованому ряді швидкостей найбільша похибка становить 2.4%, що в межах допустимого.

2.2.4 Підготовка вихідних даних для автоматизованого розрахунку
Визначаємо значення вихідних даних у послідовності розрахунку і введення даних у системі PRIVOD.
код верстата 25 (радіально-свердлильний верстат), код привода: головного руху - 1;
2) знаменник ряду FI і межі швидкостей (подач). У нашому випадку =1.26, граничні частоти обертання шпинделя nmin =50, nmax =2000 об/хв;
3) повна структурна формула привода, що відображає склад і характер з єднання групових і одиночних передач від джерела руху (двигуна) до шпинделя. У проектованому приводі структурна формула має вид 1х3х3х2;
4) Параметри кінематичних механізмів задаються (вводяться) у вигляді таблиці. У ній задається для кожного механізму: код механізму, номера механізмів, з якими зв язаний і/чи соосен даний механізм (у порядку їхнього проходження в структурній формулі), код виду посадки зубчастих коліс передач на вали (0 – обоє колеса прямо на вал, 1 – ведуче на підшипниках, 2 – відоме на підшипниках, 3 – обоє колеса на підшипниках на валу); кут нахилу зубів у зубчастих передачах (=0) і код розташування передачі щодо опор вала (1 – симетрично, 2 – несиметрично з L/D<6, 3 – несиметрично з L/D>6, 4 – консольно). Для проектованого привода параметри механізмів приведені в таблиці 2.3.

Таблиця 2.3. Параметри механізмів привода
№ Код механізму Номер зв язаного механізму Номер співвісного механізму Код посадки на вал Кут нахилу зубів Код розташування опор
1 21 0 0 0 0 4
2 22 3 0 0 0 2
3 22 2 0 0 0 2
4 22 0 0 0 0 2

Коди механізмів: 21 – постійна( що не переключається) одиночна передача; 22 – механізми ковзних блоків (охоплювані). Усі передачі – прямозубі (=0). Ведучі і ведені колеса посаджені прямо на вал (без проміжних елементів). 2-й і 3-й механізми зв язані між собою.
5) Частота обертання і потужність приводного двигуна. У нашому випадку Nэд=5.5 квт, а асинхронна частота обертання вала двигуна nэд=1440 об/хв.
6) Графік частот обертання будувати по 1-му варіанті переключення передач з дискретністю передатних відносин (величини інтервалу), рівної lg(1.26), а не lg(1.12).
7) Типи з єднань коліс з валами: 1-й (вал двигуна) і 3-й вал - гладкі, а інші – шліцеві.
8) Режим роботи верстата: кількість змін за робочу добу Кзм=2, коефіцієнт технічного використання Ктв=0.6, мінімальний термін експлуатації до капітального ремонту Те=7 років.
9) Для зубчастих передач бажані межі (min,max) модулів приймаємо по верстаті-аналогу. Для постійної передачі 2.0-2.5, для ковзних блоків 2.5-3.0 мм. Можливо також задати марки матеріалів зубчастих коліс і термообробку (для цього виводиться меню матеріалів). Однак система може вибрати це й автоматично.
10) При розрахунку чисел зубів зубчастих передач можливо їхнє виконання з рівними сумами зубів в одному механізмі чи з нерівними(система запитує). В останньому випадку зубчасті колеса будуть виконуватися з корекцією, що вирівнює, на прийняту міжосьову відстань.