Кинематические расчёты проектируемого привода

Кинематический расчет сделаем графоаналитическим методом. Это позволяет определить наиболее рациональный вариант проектируемого привода. При разработке кинематической схемы следует ориентироваться на конструкцию базовой модели, т.е. произвести ее всесторонний анализ и переработать в соответствии с заданием на проектирование. Валы обозначаются римскими цифрами в порядке передачи движения. Числа зубьев шестерен и звездочек, диаметры шкивов – арабскими цифрами.

При обосновании технической характеристики проектируемого привода были определены наибольшее и наименьшее значения числа оборотов. Имея их, определим число ступеней подач по формуле [1, с.14, (7.1)]:

где R_n – диапазон регулирования чисел оборотов: R_n = n_max/n_min = ;

φ – знаменатель геометрического ряда. При выборе значения знаменателя ряда следует исходить из следующего. ГОСТ 8032-84 предписывает применять стандартные значения [1, с.19, табл. 7.1]. В универсальных станках достаточно хорошие эксплуатационные качества обеспечиваются при φ = 1,26 и φ = 1,41. Конструкция коробки скоростей при этом получается компактной и не слишком сложной.

при φ = 1,26,

при φ = 1,41,

Скорректируем число ступеней скоростей таким образом, чтобы оно было произведением сомножителей 2 и 3. Принимаем количество ступеней Z_П =12.

3.1. Выбор структуры привода.

После определения числа ступеней скоростей следует выбрать структурную формулу привода. Так, при Z = 12 могут быть три случая: 12 = 3·2·2, 12 = 2·3·2, 12 = 2·2·3. Сомножители в струк­турной формуле соответствуют группам передач. При выборе рас­положения групп передач целесообразнее вначале иметь группы с большим числом вариантов. Так для рассматриваемого примера оптимальным будет вариант 12 = 3·2·2.

При кинематическом расчете привода графоаналитическим методом используют структурные сетки. Они представляют собой графики, на которых вертикальными линиями обозначаются валы привода, горизонтальными линиями – ступени чисел оборотов, а лучи показывают изменение чисел оборотов при работе тех или иных кинематических пар привода

Структурные сетки вычерчиваются симметрично и не дают аб­солютных значений передаточных отношений.

Структурная формула привода при Z_П =12 будет иметь вид:

Z=12=3(1)·2(3)·2(6)

Этой структуре соответствует структурная сетка (рис.2):

Рис. 2. Структурная сетка Z=12=3(1)·2(3)·2(6)

3.2. Определение абсолютных величин передаточных отношений.

Для определения действительных чисел оборотов всех валов и абсолютных передаточных отношений групповых и одиночных передач строится картина чисел оборотов. Ее построение ведется в такой последовательности. Пользуясь ГОСТ 8032-84, проставляют стандартные числа оборотов шпинделя на всех ступенях. При этом становятся очевидными числа оборотов всех валов привода.

Принимаем стандартное значение чисел оборотов в об/мин [1, с.19-20]: 63; 80; 100; 125; 160; 200; 250; 315;400; 500; 630; 800.

Зная числа оборотов первого вала коробки скоростей (подач), подбирают электродвигатель по оборотам с учетом ранее опреде­ленной мощности. Следует иметь в виду, что при одинаковой мощности электродвигатель с меньшим числом оборотов имеет большие габариты, вес и стоимость, чем двигатель более быстро­ходный.

Выбираем электродвигатель по ГОСТ 19523-81 АО2-51-6 мощностью – 5,5 кВт и частотой вращения – 970 об/мин. Передаточные отношения других кинематических пар (поль­зуясь картиной чисел оборотов или подач) легко выразить через знаменатель геометрического ряда ф.

Построим график частот вращения для Z=12=3(1)·2(3)·2(6) (рис. 3)

Рис. 3. График частот вращения для Z=12=3(1)·2(3)·2(6)

3.3. Расчет диаметров шкивов и чисел зубьев шестерен.

Сущность этого метода заключается в том, что по таблице подбирается такая сумма чисел зубьев сопряженных колес одной группы, которая содержит числа зубьев шестерен для всех переда­точных отношений сопряженных пар данной группы.

Независимо от метода расчета чисел зубьев колес сумма чисел зубьев сопряженных колес должна быть ∑Z ≤ 100, лишь в крайнем случае допускается ∑Z ≤ 120.

Для 1 группы:

, Z1=23, Z2=60-23=37,

, Z3=20, Z4=60-20=40,

, Z5=17, Z6=60-17=43,

Для 2 группы:

, Z7=27, Z8=54-27=27,

, Z9=18, Z10=54-18=36,

Для 3 группы:

, Z11=23, Z12=60-23=37,

, Z13=17, Z14=60-17=43,

После подсчёта диаметров шкивов и чисел зубьев шестерен составляются уравнения кинематического баланса привода и опре­деляются действительные числа оборотов шпинделя в минуту:

Отклонение подсчитывается по формуле:

Оно не должно превышать максимальной величины, %

Действительные и стандартные числа оборотов и отклонения дей­ствительных чисел оборотов от стандартных в процентах сводятся в таблицу.

Таблица 1

Обозначение	Стандартное число оборотов шпинделя в минуту	Действительное число оборотов шпинделя в минуту	Отклонение %
n1		62,52	0,77
n2		79,07	1,18
n3		98,3	1,73
n4		125,04	0,32
n5		158,14	1,17
n6		196,61	1,72
n7		254,4	1,73
n8		321,74	2,1
n9
n10		508,8	1,73
n11		643,5	2,1
n12

ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ.

4.1. Расчёт модулей зубчатых колес.

Введя свои данные на ЭВМ в программу по расчёту модулей зубчатых колес, я получил расчёт. Исходя из этого расчёта, я получил следующие данные:

Исходные данные

M=6

K=2

Матрица В

40 18

40 18

40 18

40 18

40 18

40 18

Матрица D

110 50

110 50

110 50

110 50

110 50

110 50

N(i)= 3,88 3,76 3,76 3,61 3,61 3,51

КП(i)= 1,1 1,1 1,1 1,1 1,1 1,1

KD(i)= 1,1 1,1 1,1 1,1 1,1 1,1

КНР(i)= 1,35 1,35 1,35 1,35 1,35 1,35

Y(i)= 0,335 0,485 0,365 0,465 0,335 0,485

Z(i)= 17 43 18 36 17 43

ПСИ(i)= 8 8 8 8 8 8

H(i)= 800 315 315 160 160 63

U(i)= 2,52 2,52 2 2 2,52 2,52

Результаты вычислений

МИ(1,1)=2,039 МКП(1,1)=1,21581 МКМ(1,1)=0,918966

МИ(2,1)=1,786036 МКП(2,1)=0,884228 МКМ(2,1)=0,668341

МИ(3,1)=2,624854 МКП(3,1)=1,747706 МКМ(3,1)=1,211791

МИ(4,1)=2,376175 МКП(4,1)=1,361293 МКМ(4,1)=0,943868

МИ(5,1)=3,403813 МКП(5,1)=2,029617 МКМ(5,1)=1,534079

МИ(6,1)=2,984833 МКП(6,1)=1,477727 МКМ(6,1)=1,116935

МИ(1,2)=2,660805 МКП(1,2)=2,056588 МКМ(1,2)=1,554465

МИ(2,2)=2,330699 МКП(2,2)=1,495706 МКМ(2,2)=1,130524

МИ(3,2)=3,425319 МКП(3,2)=2,956311 МКМ(3,2)=2,049791

МИ(4,2)=3,100804 МКП(4,2)=2,302679 МКМ(4,2)=1,596588

МИ(5,2)=4,441826 МКП(5,2)=3,433175 МКМ(5,2)=2,594953

МИ(6,2)=3,895075 МКП(6,2)=2,499631 МКМ(6,2)=1,889338

Из полученных результатов принимаем m=3

4.2. Расчёт параметров зубчатых колёс.

Расчет параметров зубчатых колес ведем по формулам, представленным в [6, с.38];

Определяем: - делительный диаметр, где модуль m=3;

при , ; , ;

, ; , ;

, ; , ;

, ; , ;

, ; , ;

, ; , ;

, ; ,

- наружный диаметр;

при , ; , ;

, ; , ;

, ; , ;

, ; , ;

, ; , ;

, ; , ;

, ; , ;

- внутренний диаметр;

при , ; , ;

, ; , ;

, ; , ;

, ; , ;

, ; , ;

, ; , ;

, ; , ;

- межосевое расстояние:

при , , мм

, , мм

, , мм

, , мм

, , мм

, , мм

, , мм

Ширина колеса: мм.

Ширина шестерни:

Полученные диаметры сведем в таблицу 3:

Таблица 2

№	z	m	d (мм)	da (мм)	df (мм)	aw (мм)	b (мм)	b2 (мм)
					61,5 103,5
					52,5 112,5
					43,5 121,5
					73,5 73,5
					46,5 100,5
					61,5 103,5
					43,5 121,5