|
Анализ конструкции обрабатываемых деталей, уточнение технологии изготовления детали представителя (маршрута обработки и операции, выполняемой на проектируемом станке).
Рисунок 7. Структурная сетка.
При окончательной разработке кинематической схемы привода возникает необходимость введения постоянных передач для уменьшения осевых и радиальных габаритов привода.
Разрабатываем принципиальную кинематическую схему привода рис.8.
Рисунок 8. Принципиальная кинематическая схема разрабатываемого привода с раздельной компоновкой и нормальной структурой.
Построение графика частот вращения шпинделя.
Рисунок 9. График частот проектируемого модуля.
5.3 Error: Reference source not foundОпределение передаточных отношений, чисел зубьев шестерен и диаметров, уточнение кинематической схемы.
По графику частот вращения определяем значения частных передаточных отношений
 800/1000=0,8
 ;
 ;
 .
Определяем числа зубьев, представив передаточные отношения в виде простых дробей, с условием, что Szi>70, тогда:
Для постоянной передачи ip= 0,59,принимается D2 =100 мм, коэффицент скольжения для клиноременной передачи =0,98,
 ,
 = 122,5мм.
 Проверка кинематического расчёта.
 <  (2,5 < 3,95)
5.4 Определение расчетных нагрузок.
Мощность на i-том валу равна:
 (17)
где  - коэффициент потери мощности на i-том валу.
Для первого вала:
 (18)
где  - КПД пары подшипников,  ;
 - КПД зацепления зубчатой передачи, 
P1=2,7*0,99^2*0,99=2,62
Для второго вала:
 (19)
где  - КПД зубчатого зацепления, 
P2=2,62*0,99^2*0,99=2,54
Для третьего вала:
 , (20)
P3=2,54*0,99^2*0,99=2,47
Определяем максимальные моменты на валах:
Момент на i-том валу:
 (21)
где  - расчетная частота вращения i-того вала.
Получаем
T1=9550(2,62/1600)=15,6=16 Кнм
T2=9550(2,54/400)=60,6=61Кнм
T3=9550(2,47/400)=58,9=59Кнм
6. Проектные расчеты деталей 6.1 Расчет допускаемых контактных напряжений для зубчатых колес
Из условия оптимизации габаритов для всех зубчатых колес принимаем материал 20Х с последующей цементацией (HRC 56-62).
Так как НВ>350, то допускаемые контактные напряжения определяются по формуле
 , (23)
где SH – коэффициент запаса прочности, равный 1,1;
 – предел контактной выносливости по поверхности зуба, для расчетного материала равен 410 МПа;
ZN – коэффициент долговечности, принимаем равным 1,6;
ZR – коэффициент влияния шероховатости, принимаем равным 1.
ZV – коэффициент учитывающий влияние окружной скорости, принимаем равным 1.
 МПа.
Максимальное допускаемое напряжение изгиба рассчитывается по формуле
 , (24)
где SF – коэффициент запаса прочности, равный 1,7;
 – предел выносливости, для расчетного материала равен 240 МПа;
YN – коэффициент долговечности, принимаем равным 1;
YA – коэффициент учитывающий влияние шероховатости, равный 1.2;
YR – коэффициент учитывающий влияние реверса, принимаем равным 1.
 = 169 МПа.
|
|
|
Скачать 1.56 Mb.