Разработка конструкции привода главного движения токарного станка с ЧПУ

По принятым зубчатым колёсам уточним числа оборотов шпинделя, составив для каждого числа оборотов управление кинематического баланса (смотрите график частот вращения). Ошибка полученных чисел оборотов не должна превышать процент ошибки полученного числа оборотов номинального

                                                                             

 

% ошибки 0;

 

% ошибки 0,9;

 

% ошибки 0;

 

% ошибки 0,9.

 

1.5 Расчёт мощности привода и  крутящих моментов на валах

 

Определим мощность двигателя привода главного движения для универсальных станков  с учётом перегрузки двигателя (стр. 20 [2]):

 

 

где – эффективная мощность резания;

             – КПД пары подшипников качения;

             – КПД цилиндрической зубчатой передачи;

             – КПД пары клиноременной передачи;

            Мощность требуемая на передачу, для токарных станков составляет 3-4% мощности привода [2]:

 

Общая мощность

Принимаем электродвигатель асинхронный двигатель  с короткозамкнутым ротором типа 4А112M4У3 мощностью N_э = 5,5 кВт, n_э = 1445 мин^-1.

Для определения  крутящих моментов на валах в коробках скоростей приводов главного движения универсальных станков в качестве расчётной частоты вращения шпинделя принимается не n_min, а подсчитывается для токарных станков по формуле [2]:

.

В качестве расчётной частоты принимаем  ближайшее значение (смотрите график частот вращения рис 4): n_р = n₃ = 64 мин^–1.

Определим расчётные крутящие моменты на валах  по расчётной цепи [3]:

На валу II

 

 

 

На валу III

 

 

 

На валу IV

 

 

 

На валу V

 

 

 

 

 

 

 

1.6 Расчёт передач, устройств и механизмов привода станка

 

1.6.1 Расчёт зубчатых  зацеплений привода

 

1. Выбор материала и термообработки зубчатых колес

Для получения зубьев сравнительно высокой контактной выносливости с  прочной сердцевиной и для  уменьшения габаритов зубчатых колес  и следовательно всего привода  принимаем для изготовления всех колес сталь 40ХН. Принимаем термообработку зубчатого венца нагревом ТВЧ  до твердости 48...53 HRC_э. Механические характеристики принимаем по таблице 1П.7 [3]: σ_Т = 750 МПа.

2. Определяем допускаемые контактные напряжения при расчете на выносливость по формуле [4]:

                                                                                     

где σ_Hlimb – базовый предел контактной выносливости поверхностей

                     зубьев, соответствующий базовому  числу циклов N_HO;

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

          K_HL – коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока

                    службы и режима нагружения  передачи (K_HL = 1).

Среднюю твёрдость H поверхности зубьев находим по формуле:

 

Предел контактной выносливости зубьев σ_Hlimb определяем по формуле:

_.

 

3. Определяем допускаемые напряжения изгиба зубьев по формуле [4]:

                                                                                

 

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 ).

 

1. 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 = 12 мм.

Определяем ширину венца  шестерни:

 

Определим степень точности колёс:

 

где n = 693,6 мин^–1 – максимальное число оборотов для зацепления Z₂ – Z_2’ (смотрите график чисел оборотов).

По таблице 9.10 [4] принимаем 8-ую степень точности. Основные размеры зубчатых колёс сводим в таблицу 1.2.

2. 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.

3. 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