Расчет коробок передач металлорежущих станков с применением ЭВМ: Методические указания по курсовому и дипломному проектированию

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования «Оренбургский государственный университет» Кафедра металлообрабатывающих станков и комплексов

А.Н.ПОЛЯКОВ, И.В. ПАРФЕНОВ

Расчёт коробок передач металлорежущих станков с применением ЭВМ МЕТОДИЧЕСКИЕ УКАЗАНИЯ ПО КУРСОВОМУ И ДИПЛОМНОМУ ПРОЕКТИРОВАНИЮ

Рекомендовано к изданию Редакционно – издательским советом государственного образовательного учреждения высшего профессионального образования «Оренбургский государственный университет»

Оренбург 2004

ББК 34.7 я73 П 78 УДК 681.7. 053.2 (075.8) Рецензент кандидат технических наук, доцент И.П. Никитина

П 78

Поляков А.Н., Парфенов И.В. Расчет коробок передач металлорежущих станков с применением ЭВМ: - Оренбург: ГОУ ОГУ, 2004. – 43с.

Методические указания содержат описание кинематического расчета коробок передач металлорежущих станков ориентированное на применение ЭВМ; изложена методика кинематического расчета; даны критерии выбора оптимального варианта кинематики коробки передач; приведены примеры расчетов. Методические указания рекомендуется использовать при выполнении курсовых проектов для специальностей 120200, 120100, 030500, 210200 и дипломному проектированию для студентов специальности 120200 для очной, очно-заочной и заочной формы обучения, а также в инженерных расчетах при решении практических задач.

ББК 34.7 я 73 © Поляков А.Н., Парфенов И.В., 2004 © ГОУ ОГУ, 2004

Введение Создание современных точных и высокопроизводительных металлорежущих станков обуславливает повышение требования к их основным узлам. В частности к приводам главного движения и подач предъявляются требования по увеличению жесткости, повышению точности вращения валов, шпиндельных узлов и передач винт-гайка. Сказанное выше требует от проектировщика проведения многовариантных расчетов с варьированием различных параметров в широких пределах и повышенной точности вращения получаемых результатов, то есть повышение качества расчетов. Традиционные упрощенные методики в этих условиях становятся уже непригодным, так как не учитывают всего многообразия факторов, влияющих на работоспособность узлов. Применение современных методов многовариантных расчетов связано с возрастанием объема вычислений, поэтому расчеты целесообразно проводить на ЭВМ. Эффективное использование ЭВМ возможно лишь при условии значения положений изложенной в указаниях методики расчета, которая легла в основу соответствующего программного обеспечения.

1 Кинематический расчет коробок передач 1.1 Методика кинематического расчёта коробок скоростей Коробка скоростей металлорежущего станка предназначена для того, чтобы обеспечивать такой ряд выходящих скоростей, при котором можно вести обработку с оптимальными режимам. Например, для чистовых операций требуется высокая скорость шпинделя и малая подача, а для черновых операций – низкая скорость шпинделя и большая. Широкий диапазон диаметров обрабатываемых изделий и инструментов, а также разнообразие сочетаний металлов пары инструмент-деталь требует широкого диапазона изменения выходной скорости и мелкого шага её измерения. Другой важный аспект при конструировании приводов металлорежущих станков в обеспечении минимальной стоимости и объема коробки скоростей. Проектировки кинематических схем, определяющих основные технические характеристики современных металлорежущих станков, обычно ограничивается рассмотрением одного – двух вариантов, построенных часто по аналогии с существующими, при этом выбранная схема может значительно отличаться от оптимальной. Широко применяемый графоаналитический способ расчета сложных ступенчатых приводов станков нагляден, но весьма трудоемок. На современном этапе, опираясь на анализ закономерностей построения типовых коробок передач, стало возможным осуществить проектирование оптимальной схемы с помощью ЭВМ. 1.1.1 Основные требования к приводу главного движения Привод главного движения является наиболее нагруженным узлом станка. В связи с этим для снижения нагруженности его деталей и улучшения показателей работоспособности (плавности вращения шпинделя, снижения уровней шума и вибрации, увеличение КПД и т.д.) при проектировании необходимо соблюдать ряд требований /6/: 1) максимально окружные скорости зубчатых колёс не должны превышать значений, указанных в таблице 1.1; 2) при низкоскоростных приводах (nшт ≤ от 20 до 400 об/мин) следует избегать повышающих передач, а понижающие передачи располагать возможно ближе к шпинделю. При этом передаточное отношение последней зубчатой пары должно быть в пределах 1/3 - 1/4, а диаметр ведомого колеса, например в коробке скоростей фрезерного станка, должно быть больше или равен диаметру фрезы; 3) суммарная, приведенная к шпинделю, крутильная податливость привода должна быть такой, чтобы выполнялось условие φпр≤ 0,25°, где φпр- угол закручивания шпинделя при диаметре обработки от 315до 500 мм или таком же диаметре фрезы; 4) целесообразно повышать жесткость привода путем:

- сокращения кинематических цепей; - увеличения изгибной жесткости валов, уменьшая длину пролетов до ι ≤6d, изменяя номер или серию шпинделя и располагая тихоходные колеса ближе к опорам; - увеличения жесткости тех элементов, роль которых в балансе крутильной податливости привода велика. 5) межцентровые расстояния между валами должны увеличиваться от начала к концу кинематической цепи; 6) диаметр передних опор шпинделей следует предварительно назначать в зависимости от диаметра обработки (фрезы) и мощности, передаваемой приводом, руководствуясь таблицей 1.2. В дальнейшем конструктивные параметры шпинделей уточняются при расчёте их на жесткость, быстроходность, тепловыделение в опорах и другие показатели работоспособности; 7) крутильная жесткость шпиндельного узла не должна быть ниже значений, приведенных в таблице 1.3. Угол закручивания при этом не должен превышать 0,06… 10; 8) отклонения действительных частот вращения шпинделя на каждой ступени не должно превышать ±10 (φ-1) %, где φ- знаменатель ряда геометрической прогрессии. Таблица 1.1 - Значение предельных окружных скоростей для силовых зубчатых передач Окружные скорости в м/с при степени точности

Вид передачи Цилиндрические колеса: прямозубые не прямозубые Конические колёса: прямозубые; не прямозубые Червячные передачи

5 и выше

6В

7П

8Н

9

Выше 6 Выше 20

до 15 до 30

до 10 до 20

до 5 до 10

до 3 до 6

Выше 6 Выше 13

до 9 до 19

до 6 до 13

до 3 до 7

до 2.5 до 5

до 7.5

до 3

до 1.5

Выше 5

Таблица 1.2 - Рекомендуемые диаметры передней опоры шпинделя Мощность привода, N кВт 7,5 10 13 17 22 30 40

160

200

80 90 100 120 -

90 100 100 120 -

Диаметр обработки (фрезы), мм 250 320 400 Диаметр передней опоры, мм 100 120 140 120 120 140 120 140 140 140 140 160 140 160 160 160 160 200

500

630

160 160 160 160 160 160 200

160 160 160 160 160 160 200

Таблица 1.3 - Крутильная жесткость шпиндельного узла Диаметр шпинделя Dшп, мм

80

90

100

120

140

160

200

Крутильная жесткость сх101, Н·м/рад

5,0

8,5

14,5

19,0

32,0

35,0

50,0

1.1.2 Определение мощности электродвигателя До начала разработки кинематической схемы станка следует предварительно приближенно определить мощность электродвигателя, так как она влияет на выбор типов передач в кинематических цепях. После разработки кинематической схемы, конструкции узлов и более точного определения их К.П.Д., мощность электродвигателя уточняется. Мощность на шпинделе при установившемся режиме резания с учетом возможной перегрузки до 25 % для универсальных, а в некоторых случаях и для специализированных станков, можно определить по формуле

N=

H⋅υ , 76500 ⋅ η

(1.1)

где Р - основная составляющая силы резания, H; υ – скорость резания, м/с; η – КПД кинематической цепи привода главного движения. При предварительных расчетах по формуле (1.1) можно принимать η=0,70…0,85 для станков с вращательным главным движением и η= 0,60…0,70 для станков с возвратно-поступательным главным движением. Если в проектируемом станке предусматривается только один электродвигатель, то при определении его мощность должна быть учтена мощность, расходуемая в целях подач и вспомогательных движений. Мощность, потребная на подачу, обычно невелика: для токарных и револьверных станков она составляет от 3 до 4 %, для сверлильных – от 4 до 5 %, для фрезерных от 15 до 20 % мощность привода главного движения.

1.1.3 Определение предельных значений чисел оборотов шпинделей Для определения основных технических характеристик станков с вращательным главным движением вначале находят предельные частоты вращения шпинделя. Предельные частоты вращения шпинделя nmax и nmin определяются по формулам: 1000 ⋅ Vmax 1000 ⋅ Vmin ; n min = , (1.2) n max = π ⋅ d min π ⋅ d max

где Vmax(min) – предельные скорости резания, м/мин; dmax(min) – предельные диаметры обработки (или инструментов), мм. В станках с возвратно-поступательным главным движениям для преобразования вращательного движения в поступательное используют следующие типы механизмов: зубчатое колесо – рейка; червяк-рейка; винтгайка; кривошип-шатун; кулисный механизм. Для станков с приводом от зубчатого колеса и рейки, ходового винта и гайки характерно постоянство (исключая период реверса) скоростей рабочего и холостого ходов исполнительных органов. Предельные числа двойных ходов в минуту определяются по формулам:

n max =

υ 0 max ⋅ υmax ; L min ⋅ ( υmax + υ 0 max )

n min =

υm min ⋅ υ min ; L max ⋅ ( υ min + υ 0 min )

(1.3)

где υmax(min)- предельные скорости резания, м/с; υ0max(min)-предельные скорости холостого хода, м/с; Lmax(min)- предельные длины хода стола (салазок), м. Максимальная длина хода стола (салазок, ползуна) регламентируется соответствующими стандартами или определяются по габаритным размерам заготовок. Кулисный и кривошипно-шатунный механизмы не обеспечивают постоянства скорости движения исполнительного органа как во время рабочего, так и во время холостого ходов. Предельные числа двойных ходов в минуту для таких механизмов могут быть подсчитаны по формулам (1.3), если подставить среднее значение скоростей рабочего холостого ходов, которые зависят от конструкции и геометрических размеров механизма. Кулисные и кривошипношатунные механизмы находят весьма ограниченное применение в приводах главного движения отдельных типов станков. В станках с прямолинейным главным движением, неизменным по направлению предельные частот вращения ведущего шкива определяют по формулам (1.2), где dmax=dmin=d, то есть диаметру ведущего шкива, применяемому исходя из конструктивных соображений.

1.1.4 Допустимые передаточные основания в кинематической цепи коробок скоростей Передаточные отношения зубчатых передач в кинематических цепях приводов главного движения в избежании чрезмерно больших диаметров колеса в коробках скоростей практикой установлено следующее: 1 ≤u≤2 4 Следовательно, наибольший диапазон регулирования групповой передачи:

и R пред. =  max  и min

 2 1  = : = 8.  1 4

Наибольшая характеристика hmax (число интервалов на графике частот вращения между крайними точками двух лучей, исходящих из одной точки) такой передачи следует: h max = lg 8 : lg ϕ , так как ϕ h max = 8 , где φ – знаменатель геометрической прогрессии. При построении графиков частот вращения при известном φ необходимо выполнять условия, изложенные выше, то есть между точками лучей, условно обозначающих передачу, число интервалов не может превышать значений, указанных в таблице 1.4. Таблица 1.4 - Допустимые значения интервалов для коробок скоростей Передачи Понижающее Повышающее Максимальное расхождение крайних лучей

1,06 24 12

1,12 12 6

36

18

Число интервалов при φ 1,26 1,41 1,58 6 4 3 3 2 1 9

6

1,78 2 1

2 2 1

3

3

4

1.1.5 Определение диапазона регулирования и числа ступеней частот вращения шпинделя. Выбор значения знаменателя ряды φ По найденным значениям наибольшей nmax и наименьшей вращения шпинделя определяем диапазон регулирования:

R п. =

n max , n min

nmin частот

(1.4)

Зная диапазон регулирования частот вращения шпинделя Rn и задаваясь значением знаменателя ряда геометрической прогрессии φ, можно определить число ступеней частот вращения шпинделя:

S = 1+

lg R n . lg ϕ

(1.5)

Задаваясь значением S, можно найти знаменатель геометрического ряда

ϕ = S −1 R n .

(1.6)

При выборе знаменателя ряда необходимо учитывать следующее: 1) значения знаменателей ряда нормализованы; 2) отраслевой стандарт ОСТ 2 Н11-1-72 рекомендуют применять в основном знаменатели ряда φ = 1,26; 1,41;1,58; 3) при проектировании станков средних размеров в большинстве случаев принимают значения знаменателя ряда φ = 1,26 или φ =1,41, так как они обеспечивают необходимые эксплуатационные условия; 4) если в цепи привода предусмотрены сменные зубчатые колёса, то можно принимать значения знаменателя ряда φ = 1,06; 1,12 и 1,26. Это относиться в основном к станкам для массового и серийного производства, когда станок редко перестраивается; 5) в станках с большими диаметрами обрабатываемых деталей необходимо применять наименьшие значения ряда (1,06; 1,12 и 1,26), а в станках с малыми диаметрами обрабатываемых деталей – большие (1,58 1,78); 6) желательно, чтобы число ступеней частот вращения было произведением множителей 2 и 3 (две или три передачи в группе, то есть между двумя валами), а также выполнялось условие S=2Е1×3E2, где Е1 и Е2 – целые числа. Этому условию соответствуют значения S=2,3,4,6,8,9,12,16,18,24,27,32,36; 7) в целях упрощения конструкции коробки скоростей можно применять многоскоростной электродвигатель, однако это не всегда целесообразно, так как при этом желательно иметь одинаковые значения знаменателя ряда у коробки и электродвигателя; 8) коробки скоростей универсальных станков должны иметь большее число ступеней скорости, меньшее значение знаменателя φ, так как они предназначаются для обработки многих деталей и для выполнения различных работ. Коробка скоростей специального станка может иметь небольшое число ступеней скорости, так как эти станки создаются для обработки определенных деталей или же для выполнения отдельных операций. Для расчетного диапазона регулирования значения знаменателя ряда должны быть выбраны так, чтобы спроектированная коробка скоростей была конструктивно простой и дешевой и в то же время отвечала требованиям эксплуатации. Более подробные рекомендации по выбору значений знаменателя ряда можно найти в литературе /1,2,3,4/.

1.1.6 Определение числа передач в группах и выбор рационального варианта структурной формулы При анализе реально существующих коробок скоростей, учитывая ограничения на число тройных блоков и числа передач в группах значениями

Р=2,3, возможные структурные формулы конструктивных вариантов можно свести к следующим: S=3.3.3.… .2; S=3.2.… .2; S = 3.2. ….2; S = 2.2. ….2/ Однако, в отдельных случаях, например, при S=16, можно принимать Р=4, при этом целесообразно ставить на валу блок не из четырех колес, а два двойных блока, это несмотря на некоторое усложнение конструкции механизма управления уменьшит осевые габаритные размеры коробки. Не рекомендуется в коробках скоростей в последней по порядку группе оставить более двух передач. Особенно важно соблюдать это условие при проектировании станков повышенной точности. А иногда для обеспечения лучших условий работы шпинделей применяют постоянную шпиндельную передачу. Однако, в структурой формуле это отражения не находят. Для уменьшения веса редуцирующей коробки выгодно применять такой конструктивный вариант структуры, при котором число передач в группах Рj уменьшается вдоль цепи от электродвигателя к шпинделю, то есть Р1≥Р2≥…≥Рj≥…≥Рn. Для мультипликаторной (ускоряющей) коробки число передач в группах увеличивается от электродвигателя к шпинделю Р1≤Р2≤…≤Рj≤…≤Рn. Для коробок с равной редукцией и мультипликацией целесообразно Р1=Р2=…= Рj=…= Рn. Выполнение этих рекомендаций позволяет получить больше передач с малым весом деталей, так как расчетные крутящие моменты на валах увеличиваются вдоль цепи передач от электродвигателя к шпинделю с уменьшением его частоты вращения. Предпочтение следует отдавать варианту структурной формулы с последовательно возрастающими характеристиками. Характеристика группы равна числу степеней скорости групповых передач предшествующих по индексации, а не кинематически, данной группе. x = j− 1

h j = 1 ⋅ П рк . k =0

(1.7)

кроме перечисленных выше правил, которые не являются строго обязательными, но рекомендованы к применению, следует добавить еще одно. Необходимо стремиться к уменьшению номенклатуры колес, используемых в коробке, что дает значительный экономический эффект. Это достигается симметричным расположением лучей в поле одной группы и применением одинаковых лучей (т.е. с одинаковыми передаточными отношениями) в различных группах передач.

1.1.7 Определение передаточных чисел Для определения передаточных чисел в каждой группе передач вычисляем общее передаточное число между электродвигателем и шпинделем при его минимальной частоте вращения.

U MAX =

n э . д.

, n min где nэ.д. – частота вращения вала электродвигателя, об/мин.

(1.8)

Далее определяем характеристику всей цепи от электродвигателя до нижней ступени:

H max = lg U MAX / lg ϕ ,

(1.9)

где Hmax - характеристика цепи от электродвигателя до нижней ступени коробки скоростей, ее не следует путать с характеристикой группы передач. Полученное значение характеристики всей цепи распределяться на характеристики минимальных передаточных отношений между группами передач.

H max = H max 1 + ... + H max i + ... + H max n ,

(1.10)

где Hmax i – характеристика минимального передаточного отношения i – группы передач. В качестве первого приближения Emax делится поровну – между группами, то есть

H max =

H max , n

(1.11)

где n – число групп передач. Все полученные значения Hmax i округляются до целых

H max i = int( H max i ) ,

(1.12)

Остаток от деления распределяется между нулевой группой, за которую принимается передача от электродвигателя к входящему валу коробки скоростей, и постоянной шпиндельной передачей, если таковые предусматриваются или становятся необходимыми или становятся необходимыми в силу различных обстоятельств. Кроме того, полученные значения Hmax i проверяются следующими двумя условиями:

H max 1 ≤ ... ≤ H max i ≤ ... ≤ H max n

(1.13)

и

ϕ H max i ≤ 4 ,

(1.14)

Используя полученные значения Hmax i и hi рассчитываем передаточные числа всех передач по формуле:

u ij = ϕ ( j−1)⋅hi / ϕ Hmax i ,

(1.15)

где i – номер группы от 1 до n; j – номер передачи от 1 до Pi.

1.1.8 Определение чисел зубьев колес и построение матрицы частот вращения Определение чисел зубьев осуществляется при соблюдении следующих условий:

Z Σi = const ;

(1.16)

Z min ≥ 18 ;

(1.17)

u `ij ≤

ϕ−1 ⋅ u ij , 10

(1.18)

где ZΣi – суммарное число зубьев, одинаковое для всех передач i- той группы; Zmin I -минимальное число зубьев, допускаемое по условиям подрезания в i- той группе; u `ij - передаточное отношение, полученное как отношение чисел зубьев j- той передачи i-той группы. Числа зубьев в передаче определяются из решения системы уравнений:

Z 1ij + Z 2ij = Z Σij ;  Z 1ij  = u ij,  Z 2ij  откуда

(1.19)

Z 1ij =

u ij ⋅ Z Σij u ij + 1

; Z 1ij =

Z Σij u ij + 1

,

(1.20)

Далее рассчитываются фактические передаточные числа

u `ij =

Z 1ij u 2ij

,

(1.21)

используя которые строится матрица фактических частот вращения всех валов коробки скоростей.

n ij = n i −1,k ⋅ u ij ,

(1.22)

где k – номер передачи в (i-1)- той группе nij – частота вращения вала при включенной j-той передачи i – той группы.

1.1.9 Определение частных частот вращения, мощности, крутящих моментов и диаметров валов привода Обычно расчетные частоты вращения валов определяются по графику частот вращения с помощью расчетной ветви. Положение расчетной ветви для коробок скоростей определяется расчетной частотой вращения шпинделя:

n шт = n min 4

n max , n min

(1.23)

Далее используется матрица частот вращения валов и фактические передаточные отношения для определения расчетной ветви, при этом за nшт принимается ближайшее число оборотов шпинделя удовлетворяющие условию (1.23). Мощность на i- том валу коробки скоростей определяется произведением:

N i = N эд ⋅ ηi ,

(1.24)

где Nэд – мощность электродвигателя, кВт; ηi – КПД участка кинематической цепи до i- того вала, под считываемый как произведение КПД отдельных элементов, начиная с вала электродвигателя.

ηi = η1 ⋅ η2 ⋅ ... ⋅ ηi −1 ,

(1.25)

Крутящий момент на i- том валу привода определяется по формуле:

M i = 9740 ⋅

Ni , Н·м ni

(1.26)

Предварительно диаметры валов могут быть определены по формуле [II]

di = c ⋅ 3

Ni , ni

(1.27)

Mi , 9740

(1.28)

или

di = c ⋅ 3

где с=100…150, меньшие значения используются при постоянной нагрузке, малых изгибающих моментов и коротких валах; большие – при переменной нагрузке, значительных изгибающих моментах и длинных валах. Рассчитанные значения диаметров округляются до ближайших больших значений в соответствии со стандартами на подшипники.

1.2 Особенности кинематического расчета приводов подач 1.2.1 Классификация приводов подач Приводы подач делятся на два типа: резьбовой и нерезьбовой. Нерезьбовые коробки подач встречаются у большинства металлорежущих станков, рассмотрению последних и посвящен настоящий раздел методических указаний. Важнейшей отличительной особенностью привода подач является большая редукция и тихоходность передач привода, поэтому в них помимо коробки подач, являющейся множительным механизмом, обеспечивающим получение нужного числа подач, имеется ряд понижающих одиночных подач, иногда червячных. Привод подач может получить движение от шпинделя станка (токарные, сверлильные и другие станки) или от отдельного электродвигателя (фрезерные, шлифовальные станки). Привод подач, в котором движение получается от шпинделя, называется зависимым, в если движение получается от отдельного электродвигателя – независимым. В качестве тяговых устройств, преобразующих вращательное движение в поступательное, наиболее широко используются: винт-гайка; реечное колесо – рейка. Таким образом, кинематические цепи подач станков различного типа можно разделить на три части:

- передачи, соединяющие источник движения с коробкой подач; - коробка подач или механизм, её заменяющий (сменные зубчатые колёса и другие); - передачи, связывающие коробку подач с тяговым устройством, обеспечивающим перемещение рабочего органа станка. Механизмом, определяющим структуру привода подач, является коробка подач. В металлорежущих станках применяются следующие разновидности коробок подач: - с передвижными блоками зубчатых колес; - со встречными ступенчатыми конусами; - с механизмом "Нортона"; - С механизмом типа "Меандр"; - со сменными зубчатыми колесами.

1.2.2 Определение требуемой мощности подачи Мощность, расходуемая непосредственно на подачу исполнительного органа станка, относительно невелика и может быть приближенно определена по мощности электродвигателя (см. п. 1.1.2). Более точно величину мощности подачи N, кВт, можно определить по формуле:

N=

Q ⋅ S мин , кВт, 60 ⋅ 10200

(1.29)

где Q – тяговая сила, необходимая для перемещения исполнительного органа станка при резании, Н; Sмин – величина минутной подачи при черновой обработке, мм/мин. Величину тяговой силы, если она е задана можно рассчитать по формулам, приведенным в работе /9/. Подача Sмин при расчете независимого привода определяется следующим образом:

S мин = t ⋅ n н.пр .

или

S мин = π ⋅ m p ⋅ z p ⋅ n н .пр . ,

(1.30)

где n н.пр . – расчетная частота вращения последнего вала независимого привода, об/мин. При расчете независимого привода величина Sмин определяется произведение:

S мин = S max ⋅ n шп ,

(1.31)

где Smax – максимальная подача за один оборот шпинделя, мм/об; nшп – расчетная частота вращения шпинделя, об/мин. Если привод подач независимей, необходимая мощность двигателя Nэд определяется отношением:

N эд =

N , ηn

(1.32)

Найденное значение Nэд уточняется при выборе типа электродвигателя по справочным данным.

1.2.3 Допустимые передаточные отношения в кинематической цепи подач Передаточные отношения зубчатых передач в кинематических цепях приводов подач (в том числе и передач коробки) принимаются в пределах, отличающихся от пределов, установленных для приводов главного движения. Для коробок подач практикой установлены следующие значения передаточных отношений: 1 ≤ u ≤ 2,8, 5 то есть для понижающих передач – umin ≥0,2, а для повышающих– umax ≥2,8. Следовательно, наибольший диапазон регулирования групповой передачи:

u R перед. =  max  u min

 2.8 1  = : = 14, 1 5 

Наибольшая характеристика h такой передачи будет:

h max = lg 14

lg ϕ

,

так как

ϕ hmax = 14. Таким образом, при построении графика частот вращения число интервалов между точками лучей, условно обозначающих передачу, не должно превышать значений, указанных в таблице 1.5. Таблица 1.5 - Допустимые числа интервалов для коробок подач Число интервалов при φ

Передачи Понижающие Повышающие Максимальное лучей

расхождение

крайних

1,06

1,12

1,26

1,41

1,58

1,78

2

27 18 45

14 9 23

7 4 11

4 3 7

3 2 5

2 1 3;4

2 1 3

1.2.4 Особенности построения графика частот вращения привода подач Особенностью кинематического расчета привода подач является то, что при построении графиков частот вращения используют не сами величины известного ряда подач, а частота вращения последнего звена кинематической цепи (обороты ходового винта, гайка или реечкой шестерней). Рассмотрим методику определения этих частот вращения. Подача осуществляется ходовым винтом. Положим, что задан геометрический ряд подач S1,…,Si,…,Sz в мм/об шпинделя и известен шаг ходового винта (гайки) – t в мм. Тогда частота вращения ходового винта (гайки), отнесение к одному обороту шпинделя, определяется по формуле:

ni =

Si , t

(1.33)

где Si – i-тая подача геометрического ряда, мм/об; ni –i –тая частота вращения ходового винта (гайки), об/об.шп. Частота вращения от nmin до nmax также как и заданный ряд подач образуют геометрическую прогрессию. Подача осуществляется реечной передачей. Допустим, по-прежнему, что задан геометрический ряд подач и заданы число зубьев zp и модуль mp в мм реечного колеса (обычно принимается по базовому варианту). Тогда, частоты вращения реечного колеса, отнесение к одному обороту шпинделя, определяется по формуле:

ni =

S i ⋅ n шп , π ⋅ mp ⋅ zp

(1.34)

здесь, как и прежде Si –подача; ni –частота вращения реечного колеса. Выше рассмотрены примеры определения частот вращения последних звеньев кинематической цепи независимых приводов подач. При расчетах независимого привода подач частоту вращения последнего (выходного) вала (ходового винта, гайки или реечной шестерни) определяют аналогично. Отличием при этом является лишь то, что величины подач заданы в мм/мин, а определяемые частоты в об/мин. Дальнейший кинематический расчет выполняется также и у коробок скоростей.

1.2.5 Определение расчетных частот крутящих моментов на валах привода

вращения,

мощности

и

Положение расчетной ветви на графике в приводах подач независимого привода определяется расчетной частотой вращения последнего вала:

n н.пр . = n max ⋅ 3

n min , n max

(1.35)

где nн.пр. – расчетная частота вращения последнего вала независимого привода подач. Положение расчетной ветви для независимых приводов подач определяется верхней линией на графике. Однако, расчетные значения ni берутся не прямо с графика, а находятся путем умножения част вращения верхней линии на величину nшп, определяемой по формуле (1.23) то есть:

n з .пр . = n i ⋅ n шп ,

(1.36)

где nз.пр. – расчетная частота вращения последнего вала независимого привода подач. Мощность на i-том валу независимого привода подач определяются формулой (1.24). Мощность на i-том валу независимого привода подач определяется отношением:

Ni =

N , ηi

(1.37)

где ηi – КПД участка кинематической цепи до i- того вала коробки подач, подсчитываемый как произведение КПД отдельных элементов, начиная с вала тягового устройства. Крутящий момент на i- том валу привода подач определяется по формуле (1.26).

2 Критерий оптимальности коробок передач В качестве критериев, по которым можно выбрать оптимальный вариант кинематической схемы коробки передач, можно использовать критерии приведенные в работе /8/. Критерии числа зубчатых колес, определяется по формуле: n

P = 2∑ Pi ,

(2.1)

i =1

где Pi – число передач в i-той группе; n – число групп передач. Критерий массы коробки передач может быть принят пропорциональным суммарному объему колес. Так как ширина зуба колеса пропорциональна модулю, то критерий массы коробки передач вычисляется по выражению:

n Pi

∑ ∑ m i3 ⋅ ( z 12ij + z 22ij ),

G=

(2.2)

i = 1 j= 1

где mi – модуль i-той группы передач; z1ij ,z2ij – числа зубьев ведущего и ведомого колес всех передач i- той группы при изменении j от 1 до Pi. Критерий шума коробки передач. Шум коробок передач в основном зависит от скорости вращения зубчатых колес, при одинаковом качестве их изготовления. Поэтому априорно можно считать, чем выше скорость вращения зубчатого колеса, тем выше уровень шума коробки передач. Указанный тезис подтверждается практикой. Численное значение критерия определяется формулой:

V=

n Pi

υ ij

∑ ∑ ln υ i = 1 j= 1

,

(2.3)

0

где υij – окружная скорость колеса j-той передачи i-той группы, к/с; υ0=1м/с – принятый уровень отсчета скоростей. Скорость колеса определяется выражением:

υ ij =

π⋅z ij ⋅m i ⋅n i 1000⋅60

,

(2.4)

где zij – число зубьев колеса (шестерни) i – той группы, j – той передачи; mi – модуль i- той группы; ni – частота вращения колеса (шестерни) j- той передачи. Этот критерий вычисляется для каждой ступени скорости выходного вала и в качестве результирующего значения выбирается наибольшее. Критерий КПД. Данный критерий определяется на каждой ступени частоты вращения шпинделя в зависимости от скорости и нагрузки в зубчатых передачах: n

∑ ηj ⋅ γ j H=

j=1

n

,

(2.5)

∑γj j=1

где γ j - весовые коэффициенты, которые назначаются для каждой ступени в долях единицы, оценивая употребительность этой ступени скорости по сравнению с некоторой ступенью, принятой за эталон ( γ эт = 1 ). Значения весовых коэффициентов являются функцией частоты вращения выходного вала коробки передач. Обычно принимают:

γ (n min ) = 0,1;   γ (n max ) = 0,3;  γ (n эт ) = 1 

(2.6)

Таким образом, имея ряд фиксированных значений весовых коэффициентов, можно определить весовые коэффициенты для других частот вращения одним из методов интерполяции (например, линейно - кусочной /13/)при известной эталонной частоте вращения. Для токарных станков принимают nэт =от 300 до 500 об/мин, для фрезерных - nэт =от 500 до 800 об/мин или определяют по формуле:

n эт =

n 2 max + n 2 min . 5

(2.7)

Интерполяционные формулы для определения весовых коэффициентов следующие:

γ j = 0,1 +

γj = 1+

(

0,9 n j − n min

)

n эт − n min

(

− 0,7 n j − n эт n max − n эт

)

,

,

при

при

n j ≤ n эт

n j ≥ n эт

(2.8)

(2.9)

Выбор оптимального варианта по каждому из критериев производиться путем сравнения значений критериев для всех выбранных кинематических схем.

3 Описание программ расчета В соответствии с изложенной выше методикой расчета на кафедре МСК лаборатории ЭВМ разработана программа КИНЕМАТИКА на алгоритмическом языке БЕЙСИКА. Исходными данными для расчета по программе КИНЕМАТИКА являются следующее: - наибольшая частота вращения выходного вала коробки передач; - частота вращения вала двигателя; мощность двигателя привода Nэд; - знаменатель ряда геометрической прогрессии φ; признак, характеризующий либо расчет коробки скоростей F1<5; - либо расчет коробки подач F1≥5. Ввод исходных данных осуществляется с клавиатуры дисплея по запросам программы в режиме диалога (блок 1).

Затем производится расчет существующих конструктивных вариантов при известных исходных данных и вывод результатов на дисплей. Далее в режиме диалога последовательно предлагается пользователю: либо предложит свой конструктивный вариант; либо определит оптимальный; либо выбрать один из рассчитанных на ЭВМ. В блоке 8 по выбранному конструктивному варианту производиться определение возможных кинематических вариантов и вывод их на экран дисплея. По аналогии с предыдущим пользователю предлагаются: - предложить свой кинематический вариант; - определить оптимальный; - выбрать один из расчетных. В блоке 14 производится расчет характеристики всей кинематической цепи от электродвигателя к шпинделю и распределение по группам передач на характеристики минимальных передаточных отношений. Результаты расчета и распределения характеристики всей цепи выводятся на дисплей. Пользователь имеет возможность предложить свой вариант распределения характеристики всей кинематической цепи, либо распределение, предложенное ЭВМ. Далее в автоматическом режиме вычисляются: - передаточные числа передач всех групп; - частоты вращения всех валов коробки; - числа зубьев передач; - расчетная кинематическая цепь и моменты на валах для определения модулей, а также ориентировочные диаметры валов. На этом расчет заканчивается и следует запрос о выводе результатов расчета на печать и о продолжении или завершении расчетов. На рисунке 3.1-3.3 приведена укрупненная блок – схема программы КИНЕМАТИКА. В таблице 1.6 даны идентификаторы исходных данных, которые необходимы для проведения расчетов.

Пуск 030 26

1

N1;N2;N3; N4;F;F1 2 Расчет конструктивных вариантов Предложите свой вариант?

3

Желаете выбрать оптимальный вариант?

4

Q=1

Да

Нет Q=1

Да

Нет Введите номер выбранног конструктивного варианта

6 1=V1=J1

Да

5

N,P(1); P(2),...,P(N)

Нет 7 Определение оптимального варианта

8 Расчет кинематических вариантов

C 29 9

Рисунок 3.1 - Укрупненная блок – схема алгоритма кинематического расчета коробок передач

C 29 9 Предложите свой вариант?

Q=1

Желаете выбрать оптимальный вариант?

Q=1

Да

Нет Да H(1),...,H(n)

Нет Введите номер выбранного конструктивного варианта

Нет

1=V1=J1

Да Определение оптимального варианта

Расчет характеристик минимальных передаточных отношений

Предложите свой вариант?

Q=1

Да

Нет Nmax 1 ,..., Nmax2,..., Nmax n

Расчет передаточных чисел U(I,J)

Р

32

Рисунок 3.12, лист 2

030 18

C 29 9 18 Расчет чисел зубьев

19 Расчет фактических передаточных чисел

20

Расчет частот вращения валов

21

Определение расчетной кинематической цепи

22

Определение расчетных моментов на валах

23 Определение минимально одупстимых диаметров валов

Выводить результаты на печать?

24

Q=1

Да

Нет

26

Q=1

Да

Нет Стоп

Рисунок 3.1, лист 3

25

Печать результатов

028 1

Таблица 1.6 - Список идентификаторов Наименование параметров 1 1Максимальная частота вращения выходного вала коробки 2 Минимальная частота вращения выходного вала коробки 3 Частота вращения вала двигателя 4 Мощность двигателя 5 Знаменатель ряда геометрической прогрессии 6 Признак типа коробки скоростей

Размерность 2

Идентификатор Формулы ЭВМ 3 4

об/мин

nmax

N1

об/мин

nmin

N2

об/мин

nэд

N3

кВт

Nэд

N4

-

φ

F

-

-

F1

4 Примеры кинематического расчета коробок передач Работу над проектом рекомендуется выполнять в следующей последовательности: 1) по найденным исходным данным готовится бланк для кинематического расчета коробки передач на ЭВМ и производится расчет двух – трех вариантов; 2) по результатам расчетов строятся структурные сетки, разрабатываются кинематические схемы и строятся графики частот вращения вариантов привода; 3) производится предварительный силовой расчет элементов привода (определяются модули передач в группах); 4) рассчитываются критерии оптимальности для всех вариантов и производится выбор наилучшего; 5) разрабатывается эскизный проект (компоновочная схема) коробки передач; 6) выполняются проверочные расчеты и вносятся (если требуется) коррективы в эскизный проект; 7) разрабатывается технический проект коробки передач. Вариант 1 Исходные данные

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ Наибольшая частота вращения выходного вала, об/мин630,00 Наименьшая частота вращения выходного вала, об/мин -50,00 Частота вращения вала двигателя привода, об/мин – 1450,00

Мощность двигателя привода, кВт 6,00 Знаменатель ряда – 1,26 Расчет коробок скоростей Рекомендуемый конструктивный вариант 1 3,0000 2,0000 2,0000 Рекомендуемый кинематический вариант 1 1,0000 3,0000 6,0000 Результаты распределения характеристики всей цепи по группам передач Характеристика всей цепи - 14,5700 Характеристика 0-й группы - 2,5700 Характеристика 1-й группы - 2,0000 Характеристика 2-й группы - 4,0000 Характеристика 3-й группы - 6,0000 Матрица чисел зубьев ,00 1,00 2,00 3,00

33,00 18,00 32,00 20,00 29,00 23,00 26,00 26,00 45,00 18,00 35,00 28,00 72,00 18,00 45,00 45,00 Матрица передаточных чисел

,0000 1,0000 2,0000 3,0000

,5455 ,8250 ,4000 ,2500

,7931 0,8000 1,0000

,,,0000

Матрица частот вращения валов (об/мин) Частота вращения выходного вала коробки передач 800,6018 Частоты вращения второго вала коробки передач 500,3761 634,9600 800,6018 Частота вращения третьего вала коробки передач 200,1504 253,9840 32,2407 400,3069 507,9680 640,4814 Частоты вращения четвёртого вала коробки передач 50,0376 63,4960 80,0602 100,0752 126,9920 160,1204 200,1504 253,9840 320,2407 400,3009 507,9680 640,4814 Расчетная кинематическая цепь (об/мин) 1450,0000 39,9004

800,6018 70,0972

500,3761

400,3009

100,0752

Расчетные моменты на валах (Н.м) 107,7029 129,2839 496,6053

16,007

Ориентировочные диаметры валов (мм) 19,3070 22,2787 23,6771 37,0809

Вариант 2 Исходные данные

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ Наибольшая частота вращения выходного вала, об/мин-630,00 Наименьшая частота вращения выходного вала, об/мин -50,00 Частота вращения вала двигателя привода, об/мин – 1450,00 Мощность двигателя привода, кВт - 6,00 Знаменатель ряда – 1,26 Расчет коробок скоростей Рекомендуемый конструктивный вариант 2 3,0000 2,0000 2,0000 Рекомендуемый кинематический вариант 2 1,0000 3,0000 6,0000 Результаты распределения характеристики всей цепи по группам передач Характеристика всей цепи - 14,5700 Характеристика 0-й группы - 1,5700 Характеристика 1-й группы - 2,0000 Характеристика 2-й группы - 5,0000 Характеристика 3-й группы - 6,0000 Матрица чисел зубьев ,00 1,00 2,00 3,00

26,00 18,00 32,00 20,00 29,00 23,00 26,00 26,00 57,00 18,00 46,00 29,00 72,00 18,00 45,00 45,00 Матрица передаточных чисел

,0000 1,0000 2,0000 3,0000

,6923 ,6250 ,3150 ,2500

,7931 ..,6304 1,0000

1,0000

Матрица частот вращения валов (об/мин) Частота вращения выходного вала коробки передач 1008,7582 Частоты вращения второго вала коробки передач 630,4739 800,0496 1008,7562 Частота вращения третьего вала коробки передач 199,0970 252,6473 318,5552 397,4727 504,3791 635,9563

Частоты вращения четвёртого вала коробки передач 49,7743 63,1618 79,6388 99,3682 126,0948 158,9891 199,0970 252,64,73 312,5552 397,4727 504,3791 635,9563 Расчетная кинематическая цепь (об/мин) 1450,0000

1008,73828

630,4739

397,4727

99,3682

Расчетные моменты на валах (Н.м) 85,4785 130,2038 500,1389

39,9004

55,6327

16,007

Ориентировочные диаметры валов (мм) 17,8755 20,6268 23,7331 37,1687

4.1 Пример кинематического расчета коробки скоростей

Исходные данные и результаты расчет в двух вариантов приведены ниже в том виде, в каком они выдаются на печать ЭВМ. Из структурной формулы S=12=3[1]· 2[3]· 2[6] следует, что число валов в коробке скоростей =5(число сомножителей плюс1, плюс вал электродвигателя). Число зубчатых колес равно сумме сомножителей, умноженное на 2, т. е. (3+2+2)·2=14, плюс 2 зубчатых колеса, объединяющих вал электродвигателя с входным валом коробки скоростей. 4.1.1 Построение структурной сетки

Построение структурной сетки производится в следующем порядке: - на равных расстояниях проводятся горизонтальные (вертикальные) линии на одну больше, чем число групповых передач: поле между двумя горизонтальными линиями отводится для одной групповой передачи; - на равных расстояниях проводится столько вертикальных (или горизонтальных) линий, сколько скоростей имеет привод; расстояние между вертикальными линиями равно lgφ, так как для геометрического ряда ni=ni-1·φ и после логарифмирования lgni=lgni-1+lgφ - рядом с полем в порядке конструктивного расположения групп в приводе, указывают число передач в группе Pi и ее характеристику hi; - из каждой полученной точки на второй и последующих горизонталях (вертикалях) аналогичным путем проводят лучи для второй, третьей и т.д. группах передач (рисунок 4.1). По структурной сетке можно определить: а) число ступеней частот вращения на валах привода; б) число групповых передач в приводе и порядок их конструктивного расположения;

в) число передач в каждой группе; г) характеристики групп, т.е. их место в порядке кинематического включения; д) диапазоны регулирования групповых передач, которые равны φ в степени, равной числу интервалов lgφ, заключенному между крайними лучами, выходящими из одной точки. Структурная сетка не дает фактических значений частот вращения и передаточных отношений в группах. Для определения этих величин строят второй график – график частот вращения.

Рисунок 4.1 - Структурная сетка

Рисунок 4.1 - Структурная сетка

4.1.2 Разработка кинематической схемы коробки скоростей

Для построения графика частот вращения необходима полная кинематическая схема привода, которая кроме групповых передач может иметь и одиночные передачи. В качестве исходных данных используются: матрица чисел зубьев и кинематическая схема базового варианта. На схеме (рисунк 4.2) указываются номера валов, характеристика электродвигателя, числа зубьев и колес. Кинематическая схема должна вычерчиваться в соответствии с требованиями /10,12/. При разработке кинематической схемы необходимо учитывать некоторые особенности взаимного расположения зубчатых колес.

Рисунок 4.2 - Вариант 1 - Кинематическая схема коробки скоростей При перемещении подвижных тройных блоков колеса, расположенные справа и слева от среднего (большого) колеса, проходят мимо среднего колеса, закрепленного на следующем валу. Чтобы зубья колес блока не зацепились и блок свободно перемещался при переключении скоростей, должны выполнятся условия (рисунк 4.3):

Рисунок 4.3 - Компоновка группы передач с тройным блоком

а)

б)

Рисунок 4.4 а) в случае выполнения только одного из условий (4.1), (4.2); б) в случае невыполнения условий (4.1), (4.2). Z1 − Z 3 ≥ 4 ,

(4.1)

Z1 − Z 5 ≥ 4

(4.2)

Если условия (4.1) и (4.2) не выполняются или выполняются не полностью, то зубчатые колеса этой группы можно расположить согласно схемам изображенным на рисунке 4.4. при варианте (а) увеличиваются осевые габариты, а при варианте (б) усложняется механизм переключения скоростей. С целью обеспечения свободного нейтрального положения блока (рисунок 4.4.б) расстояние В между неподвижно закрепленными колесами должно быть на 4 6 мм больше размера А. это требование необходимо соблюдать при вычерчивании кинематической схемы приводов. 4.1.3 Построение графика частот вращения шпинделя

Для построения графика частот вращения должны быть известны: а) знаменатель ряда частот вращения, φ;

б) фактические частоты вращения от nmin до nmax; в) частота вращения выбранного приводного двигателя, nэд; г) данная кинематическая схема привода. Порядок построения графика частот вращения следующий: - на равных расстояниях приводиться столько горизонтальных (или вертикальных) линий, сколько валов в проектируемом приводе: каждому валу, начиная с вала двигателя, присваивается номер римской цифрой (рисунок 4.5);

Рисунок 4.5 - График частот вращения первого варианта - на равных расстояниях проводятся вертикальные (или горизонтальные) линии, число которых равно числу частот вращения шпинделя плюс 2 - 5, которым присваивают (слова направо или снизу вверх) порядковые частоты вращения начиная с nmin; - руководствуясь рекомендациями, изложенными в п.1.1.6 точку, отмечающую частоту вращения вала электродвигателя, соединяют через точки минимальных частот вращения валов коробки ломаной линией с точкой, отмечающей минимальную частоту вращения шпинделя, используя результаты расчетов; - на основании структурной сетки и результатов расчета завершается построением графика (рисунок 4.6).

Рисунок 4.6 - График частот вращения второго варианта 4.1.4 Расчет критериев оптимальности

Сравнивая рассматриваемые варианты по числу зубчатых колёс видно, что по этому критерию нельзя отдать предпочтение никакому из них. Для вычисления критерия массы коробки скоростей необходимо знать модуль групповых передач, расчет которых был произведен по программе МОДУЛЬ, результаты приведены в таблице 4.1. Таблица 4.1 - Результаты расчета модулей передач Вариант

0

1 2

3 3

Номер группы передач 1 2 Модуль, мм 2,5 3 3 4

3 5 5

Подставляя значения модулей и чисел зубьев в формулу (2.2) получаем

(

)

(

)

G 1 = 4 3 ⋅ 45 2 + 18 2 + 35 2 + 28 2 + 3 3 ⋅ 32 2 + 20 2 + 29 2 + 23 2 + 26 2 + 26 2 +

(

)

+ 3 3 ⋅ 33 2 + 18 2 = 429005;

(

)

(

)

G 2 = 3 3 ⋅ 57 2 + 18 2 + 46 2 + 29 2 + 2.5 3 ⋅ 32 2 + 20 2 + 29 2 + 23 2 + 26 2 + 26 2 +

(

)

+ 3 3 ⋅ 26 2 + 16 2 = 268091,25.

Как видно из расчетов меньшей массой будет обладать коробка скоростей по второму варианту. При этом отметим, что в расчете не учувствовала третья группа передач как в первом, так и во втором варианте. Это объясняется тем, что модуль и числа зубьев передач этой группы одинаковы в обеих вариантах. Сравнение частот вращения выходного вала коробки скоростей в обеих вариантах показывает, что они отличаются незначительно, поэтому разница значений критериев КПД также будет мала, что можно не учитывать. Анализ графиков частот вращения валов и чисел зубьев передач показывает, что наибольшими скоростями обладают передачи, соответствующие верхним ветвям графиков. Дальнейший анализ выявил, что второй вариант обладает в первой группе большей скоростью вращения передач, чем первый при одинаковых значениях чисел зубьев. Следовательно, шумовые характеристики второго варианта будут хуже, чем у первого. В этом можно убедиться, сделав расчет по формуле (2.3). Таким образом, проведя оценку двух предложенных вариантов по критериям оптимальности, видно, что отдать предпочтение одному из них затруднительно. Выбрать тот или иной можно исходя из требований, которые предъявляются к коробке скоростей. Если предъявленные высокие требования к снижению шума, то предпочтителен первый вариант, если имеются ограничения по габаритам и массе – предпочтителен второй вариант.

Список использованных источников 1.Металлорежущие станки: Учебник для машиностроительных втузов/ Под ред. В.Э. Пуша.- М.: Машиностроение, 1985. - 256с., ил. 2. Металлорежущие станки и автоматы: Учебник для машиностроительных втузов/ Под ред. А.С .Проникова. – М.: Машиностроение, 1981.- 479с., ил. 3. Тарзиманов А.Г. Проектирование металлорежущих станков. – 3-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1980. – 288с. ид. 4. Зеленский Е.И. Методические указания к курсовому проектированию по металлорежущим станкам. – Оренбург: Оренбургский политехнический институт, 1976. – 90с. ил. 5. Аршанский М.М. , Ермаков Ю.И., Лизотуб В.А. Металлорежущие станки: Методические указания по расчету узлов и механизмов на ЭВМ. – М.: ВЭМИ, 1979. – 64с. ил. 6. Киреев Г.И. Комплексный расчет коробок скоростей металлорежущих станков на ВС-ЭВМ: Методические указания по курсовому и дипломному проектированию для студентов специальности 0501. часть I. – Ульяновск: УлПИ, 1984.- 43с. ил. 7. Шестранков А.В., Горшков Г.М. Расчет приводов подач металлорежущих станков с применением ЭВМ: Методические указания по курсовому и дипломному проектированию для студентов специальности 0501. Ульяновск: УлПК, 1985. – 52с., ил. 8. Каменецкая М.П. Проектирование оптимальных кинематических схем коробок скоростей с помощью ЭВМ. – Станки и инструмент, №9, 1975г.- стр. 710. 9. Пуш В.Э. Конструирование металлорежущих станков. – М.: Машиностроение, 1977. – 390с., ил. 10. ГОСТ 2.703 - 68 ЕСКД. Правила выполнения кинематических схем. Введен с 01.01.71 – М.: Изд-во стандартов, 1987 – 7с. 11. Анурьев В.И. Справочник конструктора – машиностроителя. В 3-х т. Т. 2. – М.: Машиностроение, 1978. – 559с. ил. 12. ГОСТ 2.701-84 ЕСКД Схемы. Виды и типы. Общие требования к выполнению. Введен с 01.07.85 – М: Издат-во стандартов, 1987 – 17с. 13. Васильев Г.Н. Автоматизация проектирования металлорежущих станков. – М.: Машиностроение, 1987. – 280с. ил.

Приложение А (справочное) Таблица А1 – Технические характеристики электродвигателей Тип электродвигател я 1

Частота Мпуск сos φ мин вращения Мном об/мин 2 3 4 5 Синхронная частота вращения 3000об/мин

Мощность кВт

Ммакс Мном 6

4А80А2У3 4А80В2У3 4А90 2У3

1,5 2,2 3,0

2850 2850 2850

0,85 0,87 0,88

2,1 2,1 2,1

2,6 2,6 2,5

4А100 2У3

4,0

2880

0,89

2,0

2,5

2,0 2,0 1,7 1,4 1,4 1,4 1,4 1,4 1,4

2,5 2,8 2,8 2,2 2,2 2,5 2,5 2,5 2,5

2,0 2,0 2,1 2,0 2,0 2,0 2,2 2,2 1,4 1,4 1,4 1,4 1,4 1,4

2,2 2,2 2,4 2,4 2,4 2,2 3,0 3,0 2,3 2,3 2,3 2,3 2,5 2,5

2,0 2,0 2,0 2,0 2,0 2,2 2,0 1,2 1,2 1,3 1,3

2,2 2,2 2,2 2,5 2,5 2,5 2,5 2,0 2,0 2,4 2,4

1,7 1,5 1,7

2,0 1,8 2,1

4А100 2У3 4А112М2У3 4А132М2У3 4А160 2У3 4А160М2У3 4А180 2У3 4А180М2У3 4А200М2У3 4А200 2У3 4А80А4У3 4А80В2У3 4А90 4У3 4А100 4У3 4А100 4У3 4А112М4У3 4А132 4У3 4А132М4У3 4А160 4У3 4А16М4У3 4А132М4У3 4А180М4У3 4А200М4У3 4А200 4У3 4А80В6У3 4А90 6У3 4А100 6У3 4А112М6У3 4А112МВ6У3 4А132 6У3 4А132М6У3 4А160 6У3 4А80В6У3 4А80В6У3 4А80В6У3 4А80А4/2У3 4А90А4/2У3

5,5 2880 0,91 7,5 2900 0,88 110, 2900 0,90 15,0 2940 0,91 18,5 2940 0,92 22,0 2945 0,91 30,0 2945 0,90 37,0 2945 0,89 46,0 2946 0,90 Синхронная частота вращения 1500 об/мин 11 1420 0,81 1,5 1415 0,83 2,2 1425 0,83 3,0 1435 0,83 4,0 1430 0,84 5,6 1445 0,85 7,5 1455 0,86 11 1460 0,87 15,0 1465 0,88 18,5 1465 0,88 22,0 1470 0,90 30,0 1470 0,9 37,0 1475 0,90 45,0 1475 0,90 Синхронная частота вращения 1000 об/мин 1,1 920 0,74 1,5 935 0,74 2,2 950 0,73 3,0 955 0,76 4,0 950 0,81 5,5 965 080 7,5 970 0,81 11,0 975 0,86 18,5 975 0,87 22,0 975 0,90 30,0 980 0,90 Синхронная частота вращения 1500/3000 об/мин 1,1 4420 0,79 1,5 2780 0,89 1,5 1420 0,81

Продолжение таблицы А.1 1 4А90В4/2У3 4А100 4/2У3 4А100 4/2У3 4А112М4/2У3 4А132 4/2У3 4А132М4/2У3 4А160 4/2У3 4А160М4/2У3 4А180 4/2У3 4А180М4/2У3 4А200 4/2У3 4А100 8/4У3 4А100 8/4У3 4А112МА8/4У3 4А132 8/4У3 4А132М8/4У3 4А160 8/4У3 4А160М8/4У3 4А180М8/4У3 4А200М84У3 4А200М8/4У3 4А180М12/6У3 4А200М12/6У3 4А20012/6У3

2 2,0 2,0 2,5 2,65 3,40 3,2 4,2 4,2 5,0 6,0 6,7 8,5 9,5 11,0 14,0 14,0 17,0 18,0 22,0 26,5 33,5 37,0 1,0 1,7 1,4 2,4 1,9 3,0 3,2 5,3 4,2 7,1 6,0 9,0 9,0 10,0 13,0 18,0 17,0 25,0 20,0 28,0 6,7 11,0 9,0 14,0 10,0

3 2780 1420 2850 1440 2820 1440 2850 1450 2901 1460 2910 1460 2910 1460 2940 1460 2900 1470 1470 2920 1477 2955 700 1430 700 1430 710 1420 720 1440 720 1440 740 1460 730 1460 73 1455 735 1470 735 1470 480 975 490 985 485

4 0,86 0,86 0,89 0,82 0,91 0,82 0,92 0,84 0,89 0,87 0,9, 0,88 0,99 0,85 0,92 0,87 0,92 0,90 0,90 0,93 0,87 0,89 0,61 0,87 0,62 0,89 0,71 0,89 0,71 0,90 0,72 0,90 0,69 0,92 0,69 0,91 0,76 0,76 0,75 0,81 0,77 0,91 0,66 0,89 0,55 0,86 0,56

5 1,7 1,7 1,8 1,8 1,8 1,8 1,8 1,3 1,1 1,3 1,1 1,3 1,1 1,5 1,2 1,5 1,2 1,3 1,3 1,1 1,8 1,8 1,2 1,4 1,2 1,2 1,2 1,0 1,2 1,0 1,2 1,0 1,5 1,2 1,5 1,2 1,2 1,2 1,4 1,4 1,4 1,4 1,6 1,3 1,5 1,5 1,5

6 1,9 2,2 2,1 2,2 2,2 2,2 2,2 1,8 1,8 1,8 1,8 1,8 1,8 2,1 2,0 2,1 2,0 1,8 1,8 1,8 2,0 2,2 1,8 1,9 1,8 1,8 1,8 1,8 1,8 1,8 1,8 1,8 2,0 2,0 2,0 2,0 1,8 1,8 1,8 2,0 1,8 2,0 1,9 1,9 1,8 2,0 1,8

17,0

980

0,86

1,5

2,0

Приложение В (справочное)

Примеры построения структурных сеток Z=3x2x2

1.

(ii ) = ϕ max min np

4.

( )

9

imax = ϕ12 imin np

2.

5.

( )

imax = ϕ12 imin np

( )

imax = ϕ12 imin np

3.

6.

(ii ) = ϕ max min np

12

(ii ) = ϕ max min np

12

Z=3x2x3

7.

(ii ) = ϕ

8.

(ii ) = ϕ

9.

10.

(ii ) = ϕ

11.

(ii ) = ϕ

12.

max min np

max min np

18

9

max min np

max min np

12

( ) =ϕ imax imin

18

np

(ii ) = ϕ max min np

9

Z=3x3x2

13.

16.

imax imin

( )

= ϕ12

np

(ii ) = ϕ max min np

9

14.

( )

17.

(ii ) = ϕ

imax imin

= ϕ12

np

max min np

12

15.

(ii ) = ϕ

18.

(ii ) = ϕ

max min np

max min np

12

9