Разработка конструкции привода главного движения токарного станка с ЧПУ

 

где – предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий

                       базовому числу циклов перемены напряжений (по таблице

                       9.12 [4] );

                s_F – коэффициент безопасности (s_F = 1,2);

             – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего

                       приложения нагрузки (для реверсивных передач

                       );

             – коэффициент долговечности, учитывающий влияние

                       срока службы и режима нагружения (для длительно

                       работающих передач ).

 

4. Определим ориентировочное значение межосевого расстояния a_1ω между валами II–III по формуле [4]:

                                                                (1.7)

где – вспомогательный коэффициент (для стальных прямозубых

               колёс

       U₂ – передаточное число ();

      – передаваемый крутящий момент, Н∙м;

     – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения

                нагрузки по ширине венца;

     – коэффициент ширины шестерни относительно межосевого

                расстояния ();

      – допускаемое контактное напряжение, Н/мм².

Коэффициент, учитывающий  неравномерность распределения  нагрузки по ширине венца  зависит от коэффициента ширины шестерни относительно делительного диаметра :

 

По графику на рисунке 9.5 [4] находим

 

Определяем модуль зацепления:

 

Принимаем стандартное значение модуля

Уточняем межосевое расстояние:

 

Определяем ширину венца  колеса:

 

Принимаем b₂ = 9 мм.

Определяем ширину венца  шестерни:

 

Определим степень точности колёс:

 

где n = 1849,6 мин^–1 – максимальное число оборотов для зацепления Z₂ – Z_2’ (смотрите график чисел оборотов).

По таблице 9.10 [4] принимаем 7-ую степень точности. Основные размеры зубчатых колёс сводим в таблицу 1.3.

5. Определим ориентировочное значение межосевого расстояния a_2ω между валами III–IV по формуле (1.7):

 

где :

 

Определяем модуль зацепления:

 

Принимаем стандартное значение модуля

Уточняем межосевое расстояние:

 

Определяем ширину венца  колеса:

 

Принимаем b₂ = 12 мм.

Определяем ширину венца  шестерни:

 

Определим степень точности колёс:

 

где n = 1183,7 мин^–1 – максимальное число оборотов для зацепления Z₄ – Z_4’ (смотрите график чисел оборотов).

По таблице 9.10 [4] принимаем 8-ую степень точности. Основные размеры зубчатых колёс сводим в таблицу 1.3.

6. Проверочный расчёт зубчатой передачи.

Производим проверочный  расчёт по контактным напряжениям наиболее нагруженного зубчатого зацепления Z₄ – Z_4’ по формуле 9.7 [4] – в этом зацеплении наибольший крутящий момент:

                                                               (1.8)

 

где – коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей

               зубьев в полюсе зацепления;

      – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов

              колёс (;

       – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;

    – удельная расчётная окружная сила, Н/мм.

Коэффициент определяется по формуле [4]:

 

 где – угол наклона зубьев по делительному цилиндру:

 

Коэффициент определяется по формуле [4]:

 

где – коэффициент торцевого перекрытия, определяется по формуле [4]:

 

Удельная расчётная окружная сила определяется по формуле [4]:

                                                                      (1.9)

где – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между

                 зубьями (для прямозубых передач

      – определяем по графику на рисунке 9.5 [3] ();

      – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку,

                 возникающую в зацеплении [4]:

                             (1.10)

где – удельная окружная динамическая сила, Н/мм [4]:

 ,      (1.11)

 

где – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и

               модификации профиля головок зубьев (

       – коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления

               зубьев шестерни и колеса (;

         – окружная скорость, м/с.

 

 

Прочность передачи по контактным напряжениям обеспечена.

Производим проверочный  расчёт по напряжениям изгиба по формуле 9.11 [4]:

                                                                            (1.12)

где – коэффициент, учитывающий форму зуба;

 – коэффициент, учитывающий наклон зуба (для прямозубых передач

        );

 – коэффициент,  учитывающий перекрытие зубьев (=1);

 – удельная  расчётная окружная сила, Н/мм.

По графику на рисунке 9.6 [4] определим : , .

Определим менее прочное  звено: ,

Удельная расчётная окружная сила определяется по формуле [4]:

                                                                      (1.13)

где – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между

                 зубьями (для прямозубых передач

      – определяем по графику на рисунке 9.5 [3] ();

      – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую

                в зацеплении [4]:

                        (1.14)

где – удельная окружная динамическая сила, Н/мм [4]:

  .     (1.15)

 

 

Прочность зубьев по напряжениям  изгиба обеспечена.

 

Таблица 1.3 – Основные размеры цилиндрических зубчатых колёс

Число зубьев Z	Модуль m, мм	Диаметры, мм			Ширина зубчатого венца  b1, мм	Ширина зубчатого венца  b2, мм	Меж- осевое расстоя- ние aω, мм
		Дели-тельный d = m ∙ z	Выст-упов da = = d + +2m	Впадин df = d – – 2,5m
Z2 = 23	2,5	57,5	62,5	51,25	14	9	74
Z2’ = 36		90	95	83,75
Z3 = 32		80	85	73,75
Z3’ = 27		67,5	72,5	61,25
Z4 = 48	2	96	100	91	17	12	96
Z4’ = 48		96	100	91
Z5 = 19		38	42	33
Z5’ = 77		154	158	149

 

 

1.6.2 Расчёт клиноременных передач

 

1. Произведем расчет клиноременной передачи от вала электродвигателя к коробке скоростей к валу II привода главного движения. Ранее определили: N_Э = 5,5 кВт, число оборотов электродвигателя n_э = 1445 мин^–1.

По таблице 1П.35 [3] выбираем клиновый ремень нормального сечения B, ширина ремня b =17 мм, ширина ремня по нейтральной линии b_р = 14 мм, толщина h = 11 мм, площадь поперечного сечения А = 138 мм².

По таблице 1П.36 [3] минимально допустимый расчётный диаметр ведущего (малого) шкива .

При коэффициенте скольжения ε = 0,01...0,02 (расчетное значение ε = 0,015) диаметр d_р2 ведущего шкива:

                                                                            (1.16)

 

Принимаем стандартное значения d_р2 = 160 мм.

Определяем фактическое  передаточное число U_ф и проверяем его отклонение ΔU от заданного U [3]:

                              

Тогда имеем:

 

Межосевое расстояние, в  интервале от до [3]:

                                                                (1.17)

где – толщина клинового ремня, мм.

 

                                       

Принимаем

Длина ремня [3]:

                                                (1.18)

 

Полученное значение округляем  до ближайшего стандартного: .

Уточненное межосевое  расстояние по формуле [3]:

 

 

 

Таким образом, имеем межосевое  расстояние

Угол обхвата ремнем меньшего шкива

                                                           (1.19)

 

Определяем допускаемую  мощность [P], передаваемую одним клиновым ремнем в условиях эксплуатации рассчитываемой передачи

Скорость ремня V (м/с):

                                                                                              (1.20)

 м/с.

В зависимости от полученной величины V линейным интерполированием определяем приведенную мощность [P₀], передаваемую одним клиновым ремнем.

Для сечения ремня B при d_р1 = 125 мм по табл. 1П.38 [3] имеем:

V = 5 м/с [Р₀] = 1,39 кВт;

V = 10 м/с [Р₀] = 2,26 кВт.

Тогда при V= 9,45 м/с методом интерполяции:

 кВт.

Коэффициент угла обхвата  α₁ по таблице 1П.39 [3] на ведущем (меньшем) шкиве (α₁ = 175°) С_α = 0,99.

Для передаточного числа U_ф коэффициент С_u по таблице 1П.40 [3] (U_ф = =1,28) С_и =1,082.

Коэффициент длины ремня [3]:

                                                     ,                                             (1.21)

где l – стандартная длина ремня, мм;

     l₀ – базовая длина для соответствующего сечения ремня, мм.

Для сечения ремня A (l = 1250 мм; l₀ =2240 мм):

 

Коэффициент режима нагрузки С_p =1,2.

Тогда допускаемая мощность, передаваемая одним клиновым ремнем в условиях эксплуатации рассчитываемой передачи [3]:

                                        ,                                     (1.22)

получим:

 кВт.

Определяем число ремней по формуле [3]:

                                                                                          (1.22)

где С_z – коэффициент числа ремней.

При мощности на ведущем (меньшем) шкиве Р₁ = Р_тр= 5,5 кВт, задаваясь коэффициентом С_z = 0,9, имеем:

 

Примем количество ремней

Определение силу предварительного натяжения F₀(Н) одного клинового ремня [3]:

 

                                                                           (1.23)

где q — масса 1 м длины ремня; для ремня сечения B q = 0,18 кг/м.

Тогда:

 

Определяем консольную нагрузку на вал F(Н) ременной передачи:

                         (1.24)

2. Рассчитаем клиноременную передачу, соединяющую IV и V валы. Ранее определили мощность на IV валу:

Исходя из того, что максимальная частота вращения вала IV по графику частот вращения равна 1183,7 мин^-1, по таблице 1П. 35[3] выбираем клиновый ремень нормального сечения В, ширина ремня b =17 мм, ширина ремня по нейтральной линии b_р = 14 мм, толщина h = 11 мм, площадь поперечного сечения А = 138 мм².

По таблице 1П.36 [3] минимально допустимый расчётный диаметр ведущего (малого) шкива .

При коэффициенте скольжения ε = 0,01...0,02 (расчетное значение ε = 0,015) диаметр d_р2 ведущего шкива:

                                                                            (1.16)