7.2 Коробка подач

Тема проекта: Рассчитать и сконструировать шестиступенчатую коробку подач и передачи к продольному суппорту. Реверсирование осуществляется электродвигателем. Быстрый отвод суппорта не предусматривается.

Исходные данные: схема механизма коробки подач и передач к продольному суппорту (рисунок 7.22). Пределы подач s₁ = 1,02 мм/об, s₆=l,8 мм/об. Наиболее прочный обрабатываемый материал сталь с σ_в = 75 кг/мм². Содержание пояснительной записки такое же, как и в примере расчета коробки скоростей (см. п.  7.1.1).

Просмотреть ближе

Рисунок 7.22 - Кинематическая схема коробки подач

7.2.1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет

7.2.1.1 Силовой расчет механизма подач

Тяговое усилие, преодолевающее полезные и вредные сопротивления:

P = k_пP_x + F кг (с. 84 [49]),

где Р_х — осевая составляющая силы резания (рисунок 7.23), k_п =1,5 – коэффициент, учитывающий влияние опрокидывающего момента, возникающего из-за несимметричного положения силы подачи (табл. 8 [49]);

 F – сила трения в направляющих для суппортных токарных станков с призматическими направляющими по уравнению F = (P_z+Q)f (табл. 8 [49]), где P_z – вертикальная составляющая силы резания (рисунок 7.23), Q – вес движущихся частей. Принимаем примерное значение Q = 40 кг, f = 0,15—приведенный коэффициент трения (табл. 8 [49]).

Силы резания определяются по уравнениям:

.

Просмотреть ближе

Рисунок 7.23 - Схема усилий резания при точении

По таблице принимаем значения коэффициентов для случая обработки сталей с пределом прочности σ_в = 75 кг/мм². Режущий инструмент стандартный.

Таблица 7.9

Определяем наибольшие силы резания при максимальных значениях t и s, принимая наибольшую глубину резания t = 3 мм,

P_z = C·t^x·S^y = 204·3·1,8^0,75 = 955 кг;

Р_х = C·t^x·S^y = 66,3·3^1,2·1,8^0,65 = 248 кг.

Сила трения F= (955 + 40) 0,15 = 151 кг.

Тяговое усилие Р =248 · 1,15 + 151 = 436 кг.

Работа, выполняемая за один оборот реечной шестерни (с. 84 [49]),

РН = 2πМ_к,

где М_к – крутящий момент на валу реечной шестерни;

Н – ход кинематической пары, преобразующей вращательное движение в прямолинейное.

Для реечной пары H = πmz мм (с. 14 [49]),

где т – модуль зацепления, мм; z – число зубьев реечного колеса. Предварительно принимаем z = 10, т = 3 мм. Тогда

H = 3,14·3·10 = 94,2 мм.

Искомый крутящий момент

.

7.2.1.2 Кинематический расчет

Подачи целесообразно располагать по геометрическому ряду. Определим знаменатель этого ряда

где S – число ступеней коробки подач.

Для удобства последующих расчетов выразим степени φ:

φ²=1,26; φ³=1,41; φ⁴=1,58.

Геометрический ряд подач в мм/об шпинделя

s₁ = l,02; s₂= s₁·φ=1,02 · 1,12=1,14;

s₃= 1,02 · 1,26= 1,28; s₄=l,02 · 1,41 = 1,45;

s₅= 1,02 · 1,58 = 1,62; s₆ = l,80.

Определяем числа оборотов реечной шестерни на один оборот шпинделя для каждой подачи по уравнению

об. реечн. шест./об. шп.,

где s — подача, мм/об;

т– модуль реечной шестерни, мм;

z—число зубьев реечной шестерни.

 об. реечн. шест./об. шп.

Выполнив аналогичные вычисления, при других подачах получим:

п'₂ = 0,0121; n’₃ = 0,0136; п'₄ = 0,015; п'₅ = 0,0168; n’₆ = 0,0188.

Принимая наибольшую частоту вращения шпинделя n = 2000 об/мин, определим числа оборотов в минуту реечной шестерни

n₁ =n’₁·2000 = 0,0108·2000 = 21,6 и аналогично n₂ = 24,2;

n₃ = 27,2; n₄ = 30; n₅ = 34; n₆ = 38.

Определяем максимальную требуемую мощность, передаваемую реечной шестерней:

.

7.2.1.3 Выбор электродвигателя

Принимаем ориентировочные значения КПД:

η₁ = 0,99 — пары подшипников качения;

η₂ = 0,98 — пары прямозубых цилиндрических колес, работающих в масляной ванне (таблица 2.1);

η₃ = 0,96 — реечной передачи;

η₄ = 0,95 — клиноременной передачи (таблица 2.1);

η₅ = 0,9 — червячной передачи (таблица 2.1).

Общий КПД привода

Требуемая мощность электродвигателя

.

Выбираем электродвигатель асинхронный с короткозамкнутым ротором в закрытом обдуваемом исполнении типа АО32 – 6 мощностью N_дв = 0,6 кВт n = 930 об/мин.

Диаметр конца вала электродвигателя d = 18 мм.

7.2.1.4 Построение графика частот вращения, определение передаточных чисел и чисел зубьев колес

Число оборотов электродвигателя не входит в стандартный ряд чисел оборотов, поэтому передаточное число ременной передачи не может быть степенью знаменателя φ ряда чисел оборотов. Передаточное число ременной передачи выбираем так, чтобы вал I (рисунок 7.22) имел число оборотов из стандартного ряда:

Передаточные числа первой группы двухваловой передачи принимаем по графику чисел оборотов (рисунок 7.24)

u₁ = φ⁵ = 1,25⁵ = 1,78; u₂ = φ⁶ = 1,12⁶ = 2.

Необходимо проверить условие: . Это условие выполняется.

Принимаем суммарное число зубьев для первой двухваловой  передачи z_Σ = 75 (таблица 3 [64]). При одинаковых модулях колес справедливы уравнения:

Просмотреть ближе

Рисунок 7.24 - График частоты вращения

Решая эти уравнения, получим:

z₁ = 27; z₇ = 48; z₂ = 25; z₃ = 50.

Передаточные числа второй группы двухваловой передачи также принимаем по графику частоты вращения (рисунок 7.24).

Исходя из тех же условий, что и в предыдущем случае, и приняв суммарное число зубьев второй двухваловой передачи

z_Σ = z₄ + z₁₀ = z₅ + z₉ = z₆ + z₈ = 72,

составим уравнения:

Решая эти уравнения, получим:

z₄ = 42; z₁₀ = 30; z₉ = 34; z₅ = 38; z₈ = 26; z₆ = 46.

Передаточное число третьей двухваловой передачи (рисунок 7.24)

Принимаем суммарное число зубьев третьей двухваловой передачи

Запишем уравнения

Решая эти уравнения, получим:

z₁₁ = 25, z₁₂ = 44.

Передаточное число червячной передачи и = 10,00 (таблица 3.16). В соответствии с ГОСТ 2144—76 принимается по таблице z_ч = 4, тогда

z_к = z_ч · и =4 · 10 = 40.

Результаты подбора зубьев сведены в таблицу 7.10.

Таблица 7.10

Просмотреть ближе

Рисунок 7.25 - Расчетная кинематическая схема коробки подач

Кинематический расчет завершаем вычерчиванием кинематической схемы механизма коробки подач с соблюдением произвольного масштаба в радиальном направлении. На схеме указываем числа зубьев колес, данные об электродвигателе, нумеруем валы передачи (рисунок 7.25).