Металлорежущие станки

Рассчитаем межосевые расстояния по формуле:

где zc — сумма чисел зубчатых колес, входящих в зацепление. Определим основные размерные характеристики для всех зубчатых колес коробки скоростей для дальнейшего проектирования:

Делительный и начальный диаметр:

Далее, определим диаметры вершин зубьев по формуле:

Затем, определяем диаметры впадин зубьев:

Ширина зубчатого венца для каждой групповой передачи:

Проверочный расчет зубчатой передачи.

Теперь, когда известны параметры передачи и условия ее работы, определим изгибные и контактные напряжения и сравним их с допускаемыми по выносливости материала. В этом разделе расчет будет производиться для одной, наиболее нагруженной передачи.

1. Расчет на контактную выносливость рабочих поверхностей зубьев. Действующие в передаче контактные напряжения определяют по формуле:

где — контактные напряжения, МПа; - коэффициент, зависящий от угла наклона зубьев, 275; - коэффициент, зависящий от механических свойств материала зубчатых колес, 1,76; - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, 0,88;uпередаточное число, 72/18=4;.- начальный диаметр шестерни .где — коэффициент торцевого перекрытия, вычисляемый по формуле:

Удельная расчетная окружная сила определяется по формуле:

где — исходная окружная сила, Н; равная: — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, 1; - коэффициент распределения нагрузки по ширине венца, 1; - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении, 1: где — удельная окружная динамическая сила, Н/мм:где v — окружная скорость, м/с; aω - межосевое расстояние, мм; g0-коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса, 42; δнкоэффициент, учитывающий жесткость зубьев, 0,014Допустимое контактное напряжение определяется по формуле:

где — коэффициент долговечности, 1. Таким образом, проверку на контактную выносливость зубчатая передача прошла.

2. Расчет на изгибную выносливость зубьев. Действующие напряжения изгиба считают по формуле:

где — коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, 1; - коэффициент, учитывающий угол наклона зубьев, 1 т.к. зубья прямые. Расчетная удельная окружная сила вычисляется по формуле:

где — расчетная окружная сила в зацеплении;

венца, мм.-коэффициент, учитывающийраспределение нагрузки между парами зубьев, 1; -коэффициент, учитывающийнеравномерность распределения нагрузки по длине контактныхлиний, 1,1; -коэффициент, учитывающий «внутреннюю» динамическую нагрузку взацеплении, 1. Остальные параметры совпадают с теми, которые используются при расчете на контактную выносливость. Из расчета видно, что действующие напряжения изгиба не превышают допустимые, то есть зацепление прошло проверку на изгибную выносливость зубьев.

5Статический расчет выходного вала. Определим реакции опор на четвертом валу (на выходном валу).Мощность на выходном валу Для шестерни cZ=72 радиальная нагрузка составит Рр=10 354 Н (см. проверочный расчет зубчатой передачи) тангенциальная Рt= Ррxcosα=3769Н (где α=70,2 угол между векторами Рр и Рt) для шестерни cZ=30 радиальная Рр=20 565 Н тангенциальная Рt=7485Н.В вертикальной плоскости: FyA=7485 HFyВ=7485−3769=3716 НРасчет изгибающих моментов в вертикальной плоскости: I участок 0 < X1 < 0,38.My1=FyAxX1=7485×0,38=2844,3 Hм. II участок 0 < X2 < 0,075 (обход ведем с противоположной стороны). My2=FyВ xX2=3716×0,075=278,7Hм.В горизонтальной плоскости: FхA=20 565 HFхВ=20 565−10 354=10211 HРасчет изгибающих моментов в горизонтальной плоскости: I участок 0 < X1 < 0,38.Mx1=FхAxX1 =20 565×0,38=7814,7 Hм. II участок 0 < X2 < 0,075. (обход ведем с противоположной стороны) Mx2 =FхВxX2 =10 211×0,075=765,82 Нм. Строим эпюру изгибающего момента. Строим эпюру крутящего момента. Определяем приведенный результирующий момент. НмВал на прочность рассчитываем по формуле:

где Мпр — приведенный момент в опасном сечении, Н· м; W — момент сопротивления в опасном сечении, мм3, рассчитываемый по формуле:

где d — наружный диаметр вала; d0 — внутренний диаметр полого вала. Тогда действующие напряжения изгиба в опасном сечении:

Из расчета видим, что полый вал диаметром 65 мм, с внутренним диаметром 40 мм, изготовленный из стали 40Х выдержит прилагаемую нагрузку с запасом 20%.6Расчёт шпинделя на жесткость.

Расчётная схема шпинделя представлена на рисунке 5. Суммарный прогиб конца шпинделя (в точке c — месте резца) определяется по формуле, ммгде Н/мм2 — модуль упругости стали;

момент инерции сечения шпинделя в пролёте и на консоли, мм4; - внешняя нагрузка (тангенциальная сила резания), Н; - нагрузка на шпиндель от зубчатой передачи, Н; - расстояние между опорами, мм; - расстояния от места приложения нагрузки до опор, мм. Расчётная схема шпинделя.

Максимальная тангенциальная сила резания при точении была определена в первой части работы, так же как и скорость: v=25,4 м/мин;Pz=911 Н. Средний момент инерции определяется по формуле, мм4r=18 мм — радиус отверстия шпинделя, мм. ммгде — наружные радиусы первого, второго, …, k-го участков шпинделя, мм; - длины первого, второго, …, k-го участков шпинделя, мм. мм4Полученное значение прогиба сравнивается с допускаемыми значениями мм.

Условия на максимально допустимый прогиб выполняются. Определяется угол наклона упругой оси шпинделя в передней опоре, как наиболее ответственный и сравнивается с допустимыми значениями. Угол наклона в передней опоре (точка В), рад рад < рад.

Условие выполняется.

7Расчет коробки подач.Рис.1 Кинематическая схема коробки подач. Определим мощность, воспринимаемую каждым из валов коробки подач по формуле:

где — мощность передаваемая на выходной вал XI;-коэффициент полезного действия участка кинематической цепи. Где 4кВтпредполагаемая мощность на выходном валу (по станку прототипу), 0,85-кпд цепи. Рассчитаем крутящие моменты на всех валах:

где — мощность на валах, кВт; - частота вращения валов, об/мин.Для XI вала частота вращения составит 100 об/ мин (по станку прототипу). Тогда для IXвалаоб/мин, для Xвала Определим диаметры валов по допускаемому напряжению при кручении: где — крутящий момент на валу, Н· м; - допускаемое напряжение при кручении, По ГОСТ 12 080;66 принимаем мм. По ГОСТ 12 080;66 принимаем мм. По ГОСТ 12 080;66 принимаем мм. Примем модуль первой ступени равным m1=1,25, для второй ступени m2=1,75Так как количество зубьев и модули зубчатых колес и шестерен рассчитываемых передач схожи с передачами коробки скоростей станка-прототипа, то, аналогично для рассчитываемых передач выберем материал для шестерен и колес — сталь 40Х с закалкой ТВЧ до твердости HRC 50. После расчета модулей шестерен можно рассчитать межосевые расстояния и диаметры зубчатых колес. Рассчитаем межосевые расстояния по формуле:

где zc — сумма чисел зубчатых колес, входящих в зацепление. Определим основные размерные характеристики для всех зубчатых колес коробки скоростей для дальнейшего проектирования:

Делительный и начальный диаметр:

Далее, определим диаметры вершин зубьев по формуле:

Затем, определяем диаметры впадин зубьев:

Ширина зубчатого венца для каждой групповой передачи:

Смазочное масло подается через штуцеры в крышки коробки подач.

Литература

Ачеркан Н. С. Металлорежущие станки и станочные приспособления.А. А. Погонин. Кинематический расчет и надежность проектируемого металлорежущего станка.А. И. Кочергин. Конструирование и расчет металлорежущих станков и станочных комплексов. Р. А. Тихомиров, В. Н. Жарков. Обоснование технических характеристик приводов металлорежущих станков. А. А. Погонин, И. В. Шрубченко, М. Н. Воронкова и др. Расчет и конструирование деталей и узлов металлообрабатывающих станков. Киркач Н. Ф., Баласанян Р. А. Расчет и проектирование деталей машин.

3-е изд. доп. и доработ.