, і номінальною частотою обертання n дв2=1460 об/хв при використанні 4 пар полюсів.
2. Кінематичний розрахунок приводу головного руху
2.1 Складання можливих варіантів структурних формул приводу
Складаємо можливі варіанти загальних стандартних формул приводу і їх структурні сітки. Вибираємо перший тип кінематичної формули, тому він оптимальний.
Z=2 [3] 3 [2] 2 [6]
Інший варіант неоптимальний
Z=2 [3] 2 [2] 3 [4]
Вибираємо перший тип кінематичний варіант Z=2 [3] 3 [2] 2 [6], т.к. він оптимальний, тому що кількість передач убуває і характеристики групи зростає до кінця приводу.
2.2 Графік частот обертання шпинделя
Побудуємо графік частот обертання по структурної сітці.
.3 Розрахунок передавальних відносин і чисел зубів коліс
Підраховуємо число зубів коліс, складових привід головного руху. Критерій для вибору числа зубів коліс в групах передач - мінімальне відхилення передавального відношення пари шестерня - колесо від графіка.
Основна переборну група:
2 529
Перша переборну група:
32 40 25 32 57 72
202428 32 253 035 40 455 463 72
2 021 24 4042 48 +6063 72
Друга переборну група:
5050 100
18 20 72 80 90 100
6 060 120
Тоді число зубів та передавальні відносини будуть:
Z 1=25; z 2=29Z 3=32; z 4=40 Z 5=40; z 6=32 Z 7=24; z 8=4Z 9=50; z 10=50 Z 11=20; z 12=80Z 13=60; z 14=60
2.4 Визначення дійсних частот обертання шпинделя
хв - 1
хв - 1
хв - 1
хв - 1
хв - 1
хв - 1
хв - 1
хв - 1
хв - 1
хв - 1
хв - 1
хв - 1
2.5 Визначення похибки частот обертання шпинделя
Відносна похибка частот обертання шпинделя фрезерного верстата не повинна перевищувати значення при обраному коефіцієнті:
;
;
;
;
;
;
;
;
;
;
;
;
Ми можемо зробити висновок про те, що похибки частот обертання шпинделя знаходяться в допустимих межах (не перевищують допустимі 2,5%.)
Остаточно приймаємо числа зубів всіх передач приводу.
2.6 Кінематична схема приводу
3. Прочностной розрахунок приводу головного руху
.1 Розрахунок модуля зубчастих передач
Розрахунок модуля циліндричних передач по допускаються контактним напруженням і напруженням вигину
Розрахунковий модуль по контактним напруженням
Розрахунковий модуль по напруженням вигину
де Сk=3530,9 і Сі=84,87 - коефіцієнти, залежні від матеріалу зубчастої пари, для сталевої шестерні і сталевого колеса- передавальне число зубчастої пари;
- коефіцієнт ширини колеса;
- число зубів шестерні;
=310 МПа і - допустимі контактні напруги і напруги вигину, - номінальна передана потужність, кВт, визначається за
формулою:
=Nе *;
де N е=8 кВт - потужність електродвигуна, - ККД кінематичного ланцюга від двигуна до розраховується шестерні- коефіцієнт форми зуба, залежить від числа зубів;
і - коефіцієнти довговічності коліс, розраховуються за формулами:
де і-коефіцієнти, що враховують зміна потужності.
...
