Принимаем k=12 и корректируем φмех:

φмех =1.12¹²=3,9

Так как φмех < RдР , то регулирование частоты вращения шпинделя будет происходить при постоянной мощности.

Число ступеней коробки скоростей ограничивается условием:

(6.5)



Принимаем Z=2.

Определяем диапазон механического регулирования Rмех и диапазон регулирования привода при постоянной мощности Rp

Rмех= φмех (6.6)

Rмех= 3,9^2-1=3,9

Диапазон регулирования привода при постоянной мощности Rp равен Rp=RдрRмех. Если Rдр=Rмех, то Rp= φмех

R_p=4·3,9=15,6

Требуемый диапазон полного электрического регулирования Rд и требуемая минимальная частота вращения электродвигателя nдmin:

Rд= (6.7)

nдmin (6.8)

Rд=

мин

Определяем диапазон регулирования при постоянном моменте:

(6.9)



Строим кинематическую схему привода (рис 3.1)

Определяем минимальные частоты вращения шпинделя для каждого диапазона регулирования:

n1min=nmin

n2min=nmin· φмех

···

nzmin=nmin·

n1min=nmin=25 мин

n2min==25·3,9=97.5мин^-1

Округляя до стандартной частоты (для φ=1,12), получаем n2min=100 мин^-1.

Рисунок 6.1-Кинематическая схема

Определяем минимальную частоту вращения при постоянной мощности и максимальные частоты вращения шпинделя для каждого диапазона:

nzmax=nmax

nz-1max=nzmax/ φмех

nz-2max=nzmax/ φ

---

мех

···

n1max=nmax/

npmin=n1max/RДР

n1max=2500 мин мин ;

npmin=2500/3,9=641 мин

Принимаем стандартную частоту 630 мин .

Определяем число интервалов lg φ, изображающих максимальные частоты вращения шпинделя ymaxи электродвигателя yдmax:

(6.10)

(6.11)





Строим график частот вращения рис 6.2:



Для φ=1,12 число интервалов, пересекаемые лучом, должно быть не более: для повышающих - 6, для понижающих - 12.

По графику частот вращения определяют передаточные отношения из выражения

(6.12)

где φ - знаменатель геометрического ряда частот вращения,

m - количество интервалов lg φ, пересекаемые лучом, изображающих передачу.








Определяем числа зубьев зубчатых колес (для каждой передачи суммарное число зубьев ∑ zдолжно быть одинаково):

d₁=160 мм d₂=200 мм

Z =21 Z =67 ∑ z=88;

---

Z =49 Z =39 ∑ z=88;

d₃=160 мм d₄=256 мм

Рассчитаем крутящие моменты на валах привода.

Крутящий момент на валу электродвигателя рассчитывается по формуле:
(6.12)

Тогда

Н·м

Крутящий момент на каждом последующем валу рассчитывается по формуле:
(6.13)

где Т_i-1 – крутящий момент на предыдущем валу;

η_i – КПД передачи;

i_i– передаточное отношение между валами.
Н·м;
Н·м;
Н·м.
7 СИЛОВОЙ, ПРОЧНОСТНОЙ РАСЧЁТ ОСНОВНЫХ ЭЛЕМЕНТОВ ПРИВОДА
7.1 Расчёт поликлиновой ременной передачи

Коэффициент режима работы с учетом двухсменной работы станка С_Р=0,9

При значении момента T₁=637 Н·м выбираем сечение ремня М.

Диаметр меньшего шкива принимаем: dp₁=160 мм.

Скорость ведущего шкива:

м/с (7.1)

Число клиньев ремня определяем по номограммам [5], исходя из v=5,3 м/с, P=12 кВт и u=1.6 принимаем примерное число z=10.

Межосевое расстояние при u=1,6 рассчитываем приближённо по формуле:

a=2·D₁=2·160=320 мм, принимаем a=320 мм

Расчётная длина ремня

(7.2)

Принимаемl=1250 мм.

Уточним межосевое расстояние:

(7.3)



Угол обхвата ремнем ведущего шкива:

=180°-60(d₂-d₁)/a –в допускаемых пределах.



Сила давления на вал:

F_оп=2F_оz sin = 50010·sin 160,4/2=4927 H (4.4)

Размеры обода шкива поликлинового ремня М показан на рисунке 4.1.


Рисунок 7.1 – Обод шкива для поликлинового ремня

---

7.2 Расчёт зубчатых передач.
Рассчитаем цилиндрическое зубчатое зацепление с передаточным отношением u= =3,13. Данная передача является прямозубой и состоит из шестерни 1 с числом зубьев z₁=21 и колеса 2 с числом зубьев z₂=67.

Расчет зубчатых передач производим по методике изложенной в [2, 3].

Материал колёс – сталь 40ХН.

Принимаем вариант термообработки: термообработка шестерни и колеса одинаковые – улучшение и закалка ТВЧ твёрдость поверхности 48…53 HRC.

Предел контактной выносливости поверхностей зубьев []_Нlim,соответствующий базовому числу циклов напряжений:

а) для шестерни и колеса:

[]_Нlim1=17· HRC_пов+200 =17·50,5+200=1058,5 МПа (7.5)

Так как средняя твёрдость поверхности зубьев выражена в единицах HRC, переведём в единицы НВ: 50.5 HRC ≈ 480 HB.

Базовое число циклов напряжений N_Hlim:

N_Hlim1= N_Hlim2=30∙H _HB1^2.4=30∙480^2.4=81∙10⁶

Эквивалентное число циклов напряжений N_HE за расчетный срок службы передачи:

N_HE=60∙c₁∙n∙L_h∙μ_H (7.6)

где: c₁- число зацеплений зуба шестерни с зубом колеса, c₁=1;

n- частота вращения колеса или шестерни, мин^-1;

μ_H - коэффициент, характеризующий интенсивность режима нагружения передачи: μ_H=0.25 (средний равновероятностный);

L_h- расчетный срок службы передачи, ч

L_h = 365·L_r·t_c·L_с,ч;(7.7)

где L_r – срок службы привода, L_r = 10 лет;

t_c – продолжительность смены, t_c = 8 ч;

L_с – число смен, L_с = 2.

L_h = 365·10·8·2 = 58400ч.

Получаем:

N_HE1=60∙1∙800∙58400∙0,25=700∙10⁶

N_НЕ2=60∙1∙250∙58400∙0,25=219∙10⁶
Определяем коэффициент долговечности Z_N для шестерни и колеса при расчете на контактную усталость:

(7.8)

а) для шестерни:



б) для колеса:



Расчетный коэффициент запаса прочности S_н при расчете на контактную усталость: для шестерни – S_H1=1.2, для колеса – S_H2=1.2.

Величина допускаемого контактного напряжения при расчете передачи

---

на контактную усталость:

(7.9)

Получаем:

МПа;

МПа;

Для дальнейшего расчета принимаем наименьшее допускаемое напряжение: [σ_H]₁=[σ_H]=715 МПа.

Определяем допускаемое напряжение изгиба при расчете зубьев на усталость при изгибе:

, МПа (4.10)

где σ_Flim – предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений, МПа;

МПа

S_F – коэффициент запаса прочности;

Y_A – коэффициент, учитывающий реверсивность передачи (Y_A=0,7)

Y_N – коэффициент долговечности при расчете на изгиб

Рассчитаем эквивалентное число циклов напряжений при расчете на изгиб:

N_FE=60∙c∙n∙L_h∙μ_F

а) для шестерни: N_FE1=60∙1∙800∙58400∙0.143=401∙10⁶

б) для колеса: N_FE2=60∙1∙250∙58400∙0.143=125∙10⁶

т. к. N_FE1>N_Flim=4∙10⁶ и N_FE2>N_Flim=4∙10⁶ то Y_N=1

Окончательно допускаемое напряжение изгиба:
[σ_F]₁=[σ_F]₂= МПа

В общем виде для зубчатой передачи, состоящей из шестерни и колеса, межосевое расстояние при внешнем зацеплении согласно ГОСТ 21354-87 предварительно определяют из условия контактной выносливости по формуле:

,мм (7.11)

где К_а – вспомогательный коэффициент, К_а = 49,5;

u – передаточное отношение, u = 3,13;

Т₃ – вращающий момент на колесе; Н∙м

Ψ_a – коэффициент ширины венца колеса, Ψ_a = 0,25;

[σ]_H– допускаемое контактное напряжение колеса, МПа^;

К_Нβ – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, К_Нβ = 1.


Определяем модуль зубчатых колес исходя из допустимых контактных напряжений:

m = , мм (7.12)

Получаем:

---

Смотрите также файлы

• Понятие пацифизм, как движение, возникшее в xix веке и отвергающее и осуждающее всякую войну.pptx

• Эстетика средневековья.docx

• Эксплуатация топливной системы главного двигателя теплохода Заря63.pptx

• Тема Организация практической подготовки для обучающихся с овз и инвалидностью в соответствии с программой среднего профессионального образования Мытищи 2023 Содержание.pptx

• 1. Что явилось предпосылкой к развитию технологии учебных фабрикфирм Выберите все наиболее подходящие суждения (2).docx