Содержание

 

Введение

       Создание  современных, точных и высокопроизводительных металлорежущих станков обуславливает повышенные требования к их основным узлам. В частности, к приводам главного движения и подач предъявляются требования: по увеличению жёсткости, повышению точности вращения валов, шпиндельных узлов. Станки должны обеспечивать возможность высокопроизводительного изготовления без ручной последующей доводки деталей, удовлетворяющих современным непрерывно возрастающим требованиям к точности.

       Токарно-копировальные станки широко применяют во всех отраслях машиностроительной промышленности. Они предназначены для токарной обработки из пруткового материала. На таких станках можно производить черновое и чистовое обтачивание, фасонное обтачивание, подрезание торцов, нарезание резьбы, накатку рифлей и отрезание.

       В большинстве станков в качестве привода главного движения применяют коробки передач со ступенчатым регулированием частоты вращения, соединённые с асинхронным электродвигателем. К приводам главного движения предъявляют следующие требования: обеспечение необходимой мощности резания, сохранение постоянства мощности резания в коробках скоростей и крутящего момента, обеспечение заданного диапазона регулирования скорости, высокий КПД, надёжность, простота обслуживания и малые размеры.

       Для обработки на токарно-копировальных станках деталей машин с разными размерами и режущим инструментом, с различными режущими свойствами, при большом числе технологических операций для получения оптимальных режимов резания необходимо изменять частоты вращения шпинделя в пределах от n_min до n_max.

       Между наибольшей и наименьшей частотами  вращения шпинделя промежуточные частоты могут быть расположены бесступенчато (плавно) или ступенчато (прерывисто). Применение бесступенчатого регулирования частоты вращения даёт возможность более просто осуществить оптимальные режимы резания. С применением бесступенчатого регулирования конструкция станка упрощается. В качестве электрического бесступенчатого привода применяют электродвигатели постоянного тока.

     Ступенчатое регулирование даёт возможность  установить ограниченное число частот вращения в заданных пределах. По этой причине величина регулирования не всегда может быть установлена оптимальной. Механизмы со ступенчатым регулированием компактны, просты и имеют более высокий КПД по сравнению с бесступенчатым регулированием.

 

     1 Разработка кинематической  схемы и кинематический  расчет коробки скоростей

     1.1 Выбор приводного  электродвигателя

     При заданной мощности электродвигателя, его выбор осуществляется методом подбора по частоте вращения. При низких частотах вращения шпинделя нецелесообразно применять электродвигатель с пониженной номинальной частотой вращения, так как возрастают масса, размеры и стоимость электродвигателя. В то же время для приводов главного движения не следует применять электродвигатели со скоростью вращения 3000 мин ^–1, так как при этом возрастает уровень шума станка. В таких случаях целесообразно применять электродвигатель с относительно высокой частотой вращения и механические передачи для последующего ее понижения.

     1.2 Определение общего  диапазона регулирования  привода

       (1.1)

где n_max – наибольшая частота вращения шпинделя, мин ^–1;

n_min – наименьшая частота вращения шпинделя, мин ^–1

     1.3 Определение общего  числа ступеней  скорости

      Для геометрического ряда частот вращения число ступеней скорости может быть определено из соотношения:

       (1.2)

     Вычисленная по этой формуле величина z округляется до целого числа, что приводит к некоторому изменению действительного диапазона регулирования R_n .

     1.4 Выбор конструктивных  вариантов привода

     При настройке последовательно включенными  групповыми передачами число ступеней скорости может быть представлено в виде:

       (1.3)

где p_k – число отдельных передач в каждой группе;

   m – число групп передач.

       При выбранном числе ступеней частот вращения шпинделя z количество групп передач, количество передач в каждой группе и порядок расположения групп может быть различным.

 

      Число конструктивных вариантов привода, состоящего из m групп передач, определяется по формуле:

       (1.4)

где q – число групп с одинаковым числом передач.

     1.5 Определение числа  возможных кинематических вариантов

     Если  частоты вращения шпинделя изменяются по геометрическому ряду, то передаточные отношения передач в группах образуют геометрический ряд со знаменателем j^х, где х – целое число, называемое характеристикой группы передач. Для последовательного получения частот вращения шпинделя сначала переключают передачи одной группы, затем другой и т. д.

     В зависимости от принятого порядка  переключений группа может быть:

      а) основной, характеристика, которой определяется по формуле:

     х₀ = 1 (1.5)

      б) первой переборной группой, для которой характеристика определяется по формуле:

     х₁ = р₁ (1.6)

где р₁– число передач в основной группе;

      в) второй переборной группой, для которой  характеристика определяется по формуле:

     х₂ = р₁× р₂ (1.7)

где р₂– число передач в первой переборной группе.

      Основной  и различными по номеру переборными  группами может быть любая группа передач в приводе. Для определенного конструктивного варианта число кинематических будет равно числу перестановок из m групп передач:

     N_кин. = m! (1.8)

     1.6 Определение максимальных  передаточных отношений  по группам передач

      Общее максимальное передаточное отношение  привода определяется по формуле:

       (1.9)

      Поученное передаточное отношение может быть представлено в виде:

       (1.10)

где Н – показатель степени, определяющий величину общего передаточного отношения.

       Определение максимальных передаточных отношений  в группах производится путем разбиения общего передаточного отношения на передаточные отношения групп, для чего вычисляется показатель степени Н и выражается в виде:

       (1.11)

где h_k– показатель степени, характеризующий величину максимального передаточного отношения k-той группы передач;

   m – число групп передач.

      При этом выбранные значения h_k должны быть целыми числами и должны удовлетворять условию:

     h_k £ h_k+1 £ … £ h_m (1.12)

      Максимальное  передаточное отношение в группе определится по формуле:

       (1.13)

      При этом должно быть обеспечено выполнение следующего условия:

       (1.14)

      Так как показатель степени Н, как правило, не является целым числом, он не может быть точно представлен суммой целых чисел. Поэтому для сохранения величины общего максимального передаточного отношения вводится дополнительная передача от вала электродвигателя на входной вал, передаточное отношение которой, определится по формуле:

       (1.15)

       (1.16)

     1.7 Построение структурных сеток

      Структурные сетки строятся в соответствии с  выбранной формулой структуры привода. В них находит отражение относительная связь между передаточными отношениями в группах, поэтому лучи для каждой группы проводятся симметрично, а количество интервалов между их конца ми численно равно характеристике группы, определяемой в соответствии со структурной формулой.

     1.8 Построение графиков частот вращения

      Графики частот вращения отражают частоты вращения всех валов привода, включая валы одиночных передач, необходимых для его компоновки. Построение начинают с цепи редукции, обеспечивающей снижение частоты вращения электродвигателя n_эд. до n_min на шпинделе. Для дальнейшего построения используются структурные сетки.

     1.9 Определение передаточных отношений в группах передач

      Для определения передаточных отношений  используются построенные графики частот вращения.

      Передаточное  отношение передачи определяется выражением:

     u = j^k (1.17)

где k – число интервалов между горизонталями, перекрытых лучами, соединяющими отметки частот вращения на соседних валах.

     1.10 Определение чисел зубьев передач

      При определении чисел зубьев исходят  из постоянства межосевого расстояния и числа зубьев определяют по следующим формулам:

      ;

      ; (1.18)

      ;

     

где z₁ и z₂ – числа зубьев ведущего и ведомого колес;

   z₀ – сума чисел зубьев сопряженных колес;

   f – числитель передаточного отношения;

   g– знаменатель передаточного отношения;

   K – наименьшее кратное сумм (f + g);

   Е – целое число;

   z_min= 18 – минимальное число зубьев.

       В соответствии с полученными числами  зубьев передач, для двух выбранных вариантов привода, вычерчиваются варианты кинематической структуры.

     1.11 Определение крутящих моментов на валах коробки скоростей

      Крутящие  моменты на валах могут быть найдены  по формуле:

       (1.19)

где Р_эд. – мощность на валу двигателя, кВт;

   h– КПД участка кинематической цепи от двигателя до рассчитываемого вала;

   n – расчетная частота вращения вала, мин ^–1.

 

     2 Расчет прямозубой  эвольвентной передачи

     2.1 Определение модуля  зубчатой передачи расчетом на контактную выносливость зубьев

       (2.1)

где K_d – вспомогательный коэффициент; для прямозубых передач K_d = 770;

z₁ – число зубьев шестерни;