124110 (Разработка электромеханического привода подачи станка модели 16К20), страница 4

Для каждой из передач определяем модули.

Для передачи 17/66 модуль из условия обеспечения изгибной прочности:

мм

Из условия обеспечения усталостной прочности поверхностных слоев:

мм

Для всех зубчатых колес данной передачи, исходя из расчетов и конструктивных особенностей данной схемы, принимаем модуль m=3 мм

3.3 Определение параметров зубчатых колес

К основным параметрам зубчатых колес относятся модуль, межосевое расстояние, ширина зубчатых колес, диаметр делительной окружности, диаметр вершин зубьев и диаметр впадин зубьев.

Межосевое расстояние для рассчитанной передач определяется по формуле:

aW=

Для выбранной передачи с передаточным отношением i1=0,258 и числами зубьев Z1=17, Z2=66 межосевое расстояние будет равно:

aW= мм

Диаметр делительной окружности зубчатых колес определяется по формуле:

dwi=mZi

dw1= 3∙17=51мм

dw2=3×66=198мм

Диметр вершин зубьев:

dai= dwi+2m

da1= 51+2∙3=57мм

da2=198+2∙3=204мм

Диаметр впадин зубьев:

dfi= dwi-2. 5m

df1= 51-2,5∙3=43,5мм

df2=198-2,5∙3=190,5мм

Зная коэффициент ширины зубчатого колеса ψ=8, определим ширину зубчатого колеса:

bi= ψ∙mi

b1=8∙3+5=29мм.

b2= b1-5=24мм

3.4 Расчет вала

Назначим максимальный крутящий момент валу по характеристике выбранного двигателя:

Диаметры вала определяем по формуле:

где [τк] – допускаемое касательное напряжение материала вала, мПа.

Для материала вала (принимаем сталь 45) для которой [τк] =20 мПа.

Расчетный диаметр вала:

мм

Принимаем следующие диаметр вала: d=45 мм,

3.5 Уточненный расчет вала

Уточненный расчет выполняем для вала, на котором находится зубчатое колесо, которое передает крутящий момент на суппорт станка.

Для проверочного расчета строим эпюру нагружения этого вала. Размеры вала определяем исходя из размеров упругой муфты, ширины зубчатых колес и ширины подшипников.

Рис. 3.1 Расчетная схема.

Определяем окружную силу в зацеплении по формуле:

Для зубчатого колеса:

H

Определяем радиальную силу:

Fr=Ft×tgα,

Где α – угол профиля зубьев. α=200. Для зубчатого колеса:

Fr=4667∙tg20°=1698 мм.

Рассмотрим данную расчетную схему вала в двух плоскостях: горизонтальной и вертикальной, в которых действуют радиальная и окружная силы.

Рисунок 3. 2 – Схема нагружения и эпюры крутящих и изгибающих моментов рассчитанного вала.

Составим уравнение равновесия вала в горизонтальной плоскости.

По найденным реакциям строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости. Составим уравнение равновесия в вертикальной плоскости.

Суммарный изгибающий момент в опасном сечении вала:

Эквивалентный момент в опасном сечении вала:

3.6 Расчет вала на усталость

Усталостный расчет вала выполняется как проверочный. Он заключается в определении расчетных коэффициентов запаса прочности в предположительно опасных сечениях.

При расчете принимаем, что напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, а напряжения кручения – по отнулевому циклу.

Амплитудные значения напряжений изгиба и кручения определяются по формулам:

где М – изгибающий момент в сечении;

Wнетто – момент сопротивления сечения изгибу,

Wкнетто – момент сопротивления сечения кручению;

Момент сопротивления сечения изгибу для сечения со шпоночным пазом определяется по формуле:

где e - коэффициент нагружения шлицев.

Момент сопротивления сечения кручению определяется по формуле:

Коэффициенты запаса усталостной прочности определяются по формуле:

по нормальным напряжениям

по касательным напряжениям

гдеs-1, t-1 – пределы выносливости для стали 40Х:

s-1 = 470 МПа, t-1 = 270 МПа;

es, et - коэффициенты, учитывающие влияние абсолютных размеров вала, определяются по таблице 15 [5, с. 11] , es = et = 0,75;

(кs) d, (кt) d – коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и

кручении с учетом влияния шероховатости поверхности;

b - коэффициент упрочнения поверхности, b = 2,5 – при улучшении;

sа, tа – напряжения изгиба и кручения;

ys, yt - коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла напряжений, определяется по таблице 9 [5, с. 11] ,

ys = 0,1, yt = 0,05;

sm = 0;

tm = tа.

Коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении с учетом влияния шероховатости поверхности определяются по формулам:

(кs) d = кs + -1

(кt) d = кt + - 1

где кs, кt - эффективные коэффициенты концентрации напряжений, определяются по таблице 18 [5, с. 31] , кs= 1,72 кt = 2,7;

, - коэффициенты влияния шероховатости поверхности,

определяются по таблице 20 [5, с. 32] ,

=1 =1.

Определяем (кs) d:

(кs) d =1,72+1–1=1,72

Определяем (кt) d:

(кt) d =2,7+1–1= 2,7

определяем Ss:

Определяем St:

Общий запас прочности определяется по формуле:

S=

S≥ [S] =1. 5…2. 5, т.е. условие выполняется.

3.7 Выбор элементов передающих крутящий момент

Для всех передач принимаем шлицевое соединение, которое имеет следующие размеры рабочих частей:

, b=6, d_lmin=23,4, a=1,65, =0,6, r_max=0,3.

, b=8, d_lmin=29,4, =0,6, r_max=0,3.

, b=8, d_lmin=39,5, a=2,57, =0,6, r_max=0,3.

Шлицевое соединение подлежит проверке на смятие, которая проводится по формуле:

Где T –крутящий момент на валу;

j - коэффициент, который учитывающий неравномерное распределение нагрузки между шлицами (обычно принимают =0,75); z - количество шлицев; D – наружный диаметр шлицев; d – внутренний диаметр шлицев;  - размер фаски по длине шлица; l_p – рабочая длина шлицев, чаще всего равна длине хвостовика.

[sсм] – допускаемые напряжения смятия для материала шлицев средней серии:

[sсм] = 30-60 МПа.

Все выбранные шлицевые соединения соответствуют условию прочности при проверке на смятие.

3.8 Выбор подшипников

Для выбора подшипников опор валов определяем диаметры шипов, которые определяются по формуле:

dш=(0,8…0,9) dв, dш=0,85 45=40мм

Учитывая элементы расположенные на валах а также по полученным диаметрам шипов, выбираем подшипники, параметры которых сносим в таблицу 8.

Таблица 8 – Параметры подшипников.

Подшипник	внутренний диаметр d, мм	наружный диаметр D, мм	ширина кольца B, мм	статическая грузоподъем-ностьC0,кН
3608	40	90	33	64,9
3608	40	90	33	64,9

3.9 Проверочный расчет подшипников

Фактическая долговечность подшипника в часах.

;

где С – динамическая грузоподьемность, кН.

Р – приведенная грузоподьемность, кН.

r - коэфициент формы тел качения, - для шариковых подшипников, - для роликовых подшипников.

Приведенную грузоподьемность:

Н;

де V – „коэффициент кольца”: V=1 при вращении внутреннего кольца, V=1,2 при при вращении наружного кольца;

R, A – радиальная и осевая нагрузка на подшипник;

X, Y – коэффициенты приведения R, A; Х=1. [3 с. 68 табл. 8. 4]

- коэффициент безопасности, зависит от вида работы и серьезность последствий аварии. [3 с. 65 табл. 8. 1].

- коэффициент температурного режима. [3 с. 65 табл. 8. 2].

- временная нагрузка до .

- при .

, т. к. часов то условие долговечности выполняется.

4. Определение системы смазки

Смазочная система станка служит для подачи смазочного материала ко всем трущимся поверхностям.

Существует несколько схем подвода смазочного материала к трущимся поверхностям.

Индивидуальная схема служит для подвода смазочного материала к одной смазочной точке, централизованная к нескольким точкам. В нераздельной схеме нагнетательное устройство присоединено к смазочной точке постоянно, в раздельной оно подключается только на время подачи смазочного материала. В проточной системе жидкий или пластичный материал используется один раз. В циркуляционной системе жидкий материал подается повторно. В системах дроссельного дозирования объем смазочного материала, подаваемого к смазочной точке регулируется дросселем. В системах объемного дозирования могут регулироваться не только доза, но и частота подачи. В комбинированных системах могут быть предусмотрены объемное и дроссельное регулирование одно - и двухматериальные питатели. Системы с жидким смазочным материалом в зависимости от способа его подачи к поверхностям трения могут быть разбрызгивающими, струйными, капельными, аэрозольными.

Для смазки данного станка принимаем импульсную смазочную систему, в которой смазочный материал ко всем поверхностям трения подается одновременно.

Схема импульсной системы приведена на рисунке 6. 1, где 1 – указатель уровня смазочного материала; 2 – приемный фильтр; 3 – насос; 4 – фильтр напорной магистрали; 5 – манометр; 6 – смазочный дроссельный блок с ротаметрическими указателями; 7 – реле расхода смазочного материала; 8 – точки смазывания; 9 – указатель потока; 10 – точки смазывания с форсункой; 11 – точки смазывания; 12 – смазочный дроссельный блок; 13 – сливной магнитосетчатый фильтр; 14 – предохранительный клапан; 15 – реле уровня; 16 – фильтр; 17 – резервуар.

Рисунок 6.1 – Схема импульсной централизованной смазочной системы

5. Расчет динамических характеристик привода

При движении суппорта передний край его каретки приподнимается и между направляющими и кареткой образуется клиновидный зазор, в котором создается гидродинамический несущий клин. При скорости скольжения равной критической, условия для создания жидкостного трения оптимальные. При этом характеристика режима трения тоже будет критической и равной: