Структурная формула данной компоновки: Z0ZC_v

Достоинства: можно производить демонтаж стола, увеличиваются габариты обрабатываемой детали, возможность обеспечение жесткости шпинделя, за счёт подвода обрабатываемой детали к шпинделю.

Недостаток: уменьшается жёсткость из-за стола, а следовательно уменьшается точность позиционирования.

Структурная формула данной компоновки: Z0ZZC_v

Достоинства: можно производить демонтаж стола, простота сборки станка, т.к. коробку скоростей и подач можно собрать отдельно от станины, увеличиваются габариты обрабатываемой детали.

Недостаток: уменьшается жёсткость не только из-за стола, но и из-за возможности перемещать шпиндельный узел, а следовательно уменьшается точность обработки.

1 – деталь; 2 – станина станка; 3 - коробка скоростей и подач; 4 – шпиндель; 5 – стол.

Из рассмотренных вариантов выбираем второй, так как он самый оптимальный по жёсткости и точности.

5. Проектирование и описание кинематической схемы станка

5.1 Проектирование кинематики привода главного движения

Определяем предельный частоты вращения:

Диапазон регулирования R_n частот вращения исполнительного органа

Определяем число ступеней коробки скоростей, при j=1,41:

Проверяем возможность осуществления простой мощности станка:

Для прямозубых колес С=8

Значит структура простая. Из множества возможных вариантов порядка расположения и переключения групповых передач выбираем вариант при котором вес и габариты проектируемого привода минимальны.

Проверяем осуществимость принятого варианта структуры привода по диапазону регулирования группы по условию

- принятый вариант осуществим.

Рис. 3 Структурная сетка.

Рис. 4 График частот вращения.

Передаточные отношения принимаем:

Исходя из этого, рассчитываем числа зубьев колёс:

i₁=1/2 i₂=5/7 i₃=1/1

a₁+b₁=3 a₂+b₂=12 a₃+b₃=2

Наименьшее общее кратное равно 12, т.к. Z_min=18.

Тогда Z₁=20, Z₂=40, Z₃=25, Z₄=35, Z₅=30, Z₆=30

i₄=19/53 i₅=1/1

a₄+b₄=72 a₅+b₅=2

Наименьшее общее кратное равно 72, при условии, что Z_min=18.

Тогда Z₇=19, Z₈=53, Z₉=38, Z₁₀=38

i₆=1/4 i₇=2/1

a₆+b₆=5 a₇+b₇=3

Наименьшее общее кратное равно 15, при условии, что Z_min=19.

Тогда Z₁₁=20, Z₁₂=80, Z₁₃=80, Z₁₄=20.

Рис. 5 Кинематическая схема привода.

5.2 Проектирование кинематики привода подач

Диапазон регулирования R_n подач исполнительного органа

Определяем число ступеней коробки подач, при j=1,41:

Проверяем возможность осуществления простой мощности станка:

Для прямозубых колес С=8

Значит структура простая.

Из множества возможных вариантов порядка расположения и переключения групповых передач выбираем вариант при котором вес и габариты проектируемого привода минимальны.

- принятый вариант осуществим.

Рис. 6 Структурная сетка привода подач.

Передаточные отношения принимаем:

Исходя из этого, рассчитываем числа зубьев колёс:

i₁=1/2 i₂=5/7 i₃=1/1

a₁+b₁=3 a₂+b₂=12 a₃+b₃=2

Наименьшее общее кратное равно 12, т.к. Z_min=17.

Тогда Z₁=20, Z₂=40, Z₃=25, Z₄=35, Z₅=30, Z₆=30

i₄=1/4 i₅=1/2 i₆=2/1

a₄+b₄=5 a₅+b₅=3 a₆+b₆=3

Наименьшее общее кратное равно 15, при условии, что Z_min=17.

Тогда Z₇=19, Z₈=76, Z₉=30, Z₁₀=60, Z₁₁=60, Z₁₂=30.

Определяем минимальное значение частоты вращения последнего вращающегося звена в цепи подачи.

где S_min – минимальная подача (значение из стандартного ряда);

S_т.в.– шаг тягового вала;

Определяем минимальное передаточное отношение кинематической цепи подач:

где n₀ – один оборот шпинделя;

Рис.7 График чисел подач.

6. Динамические, прочностные и другие необходимые расчёты проектируемых узлов

1. Частота вращения на валах

n_I=n_дв=955 мин^-1

n_II=800 мин^-1

n_III-IV=600 мин^-1

n_V=250 мин^-1

Угловые скорости на валах привода

с^-1

Определяем мощности на валах:

Р_I =7000 Вт

Р_II = Р_I·h_рем ·h_под= 7000 ·0,96·0,995 = 6865,6 Вт

Р_III = Р_II·h_цил ·h_под= 6865,6·0,98·0,995 = 6794,2 Вт

Р_IV = Р_III·h_цил ·h_под=6794,2·0,98 ·0,995 = 6724,7 Вт

Р_V = Р_IV·h_цил ·h_под=6724,7·0,98 ·0,995 = 6557,3 Вт

где η_под=0,99 – КПД пары подшипников

η_цил=0,98 – КПД цилиндрической прямозубой передачи

Определяем передаваемые крутящие моменты:

Т_I=Р_I/ω_I=7000/104,2=67,18 Н∙м

Т_II=Р_II/ω_II=6865,6/83,8=81,93 Н∙м

Т_III=Р_III/ω_III=6794,2/62,8=108,19 Н∙м

Т_IV=Р_IV/ω_IV=6724,7/62,8=107,08 Н∙м

Т_V=Р_V/ω_V=6557,3/26,2=250,29 Н∙м

2. Расчёт зубчатой передачи

2.1. Материал шестерни: сталь 45; 240¸285 НВ; s_в=650¸850 МПа; s_Т=580 МПа; вид термообработки – улучшение.

Проектирование вертикально-сверлильного станка (стр. 2 из 4)