Станки. Пример.. Университет имени Р. Е. Алексеева Кафедра Машиностроительные технологические комплексы
![]()
|
3 Силовые расчеты элементов спроектированного узла3.1 Механическая характеристика привода главного движения![]() При работе на станках целесообразно использовать привод главного движения на максимальную мощность, чтоб обеспечить наиболее эффективный (производительный) режим работы. Для универсальных станков с широким диапазоном регулирования, Rn, установленная максимальная мощность двигателя используется полностью, начиная с некоторого номинального числа оборотов (на низких частотах трудно подобрать режим, на котором привод работал бы с максимальной мощностью из-за возможных поломок инструмента), следовательно, для универсальных станков характерна механическая характеристика, представленная на рис. 4. ![]() Рис. 4. Механическая характеристика универсального станка Из рис. 4. следует, что для универсальных станков наиболее напряженным является номинальный режим работы и все дальнейшие силовые расчеты выполняем для этого режима. Номинальную частоту вращения приблизительно можно определить по формуле: ![]() где: к – количество ступеней коробки передач, к = 18. ![]() 3.2 Расчет наиболее нагруженной зубчатой передачи на выносливость при изгибеНаиболее нагруженной является передача, один из элементов которой вращается в номинальном режиме. С частотой вращения 63 мин-1 вращается зубчатое колесо Z20. С данным зубчатым колесом сопряжена шестерня Z19. Следовательно, зубчатая передача U9 c элементами Z19 – Z20 является наиболее нагруженной. Согласно расчету по формуле (3.1) номинальная частота вращения равна 63 мин-1. С данной частотой вращается зубчатое колесо Z20. Для шестерни Z19 частоту вращения определяем по структурной схеме. Итого имеем: ![]() ![]() Крутящий момент на элементах зубчатой передачи определяем по формуле: ![]() где: nэл – частота вращения шестерни или зубчатого колеса наиболее нагруженной передачи. ![]() ![]() Определим межосевое расстояние по формуле: ![]() Определяем диаметр начальной окружности шестерни по формуле: ![]() где: U – передаточное отношение наиболее нагруженной передачи, U = U9 = 0,25. ![]() Определяем рабочую ширину венца зубчатого колеса по формуле: ![]() где: ![]() ![]() ![]() ![]() Усилие, действующие на единицу ширины зуба определяется по формуле: ![]() Где: К – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями по ширине зуба, К = 1,5…2. Принимаем К = 1,75. ![]() ![]() ![]() Согласно формуле (3.6), усилие, действующее на единицу ширины зуба, возрастает с увеличением передаваемой мощности и передаточного числа и уменьшается с увеличением частоты вращения, межосевого расстояния и рабочей ширины зуба. Это усилие вызывает изгиб зуба, его поломку и выкрашивание в зоне контакта. Таким образом необходимо произвести расчет зубьев зубчатой передачи на выносливость при изгибе. Зуб рассчитываем на изгиб как консольную балку переменного сечения, нагруженную сосредоточенной силой F, определяемой по формуле: ![]() Максимальные напряжения в основании зуба определяем по формуле: ![]() где: ![]() ![]() ![]() ![]() где: S1 – толщина зуба в опасном сечении, мм; ![]() ![]() ![]() ![]() Рис. 5 Действие сосредоточенной силы на зуб Подставив выражения (3.9) и (3.10) в формулу (3.8) получим: ![]() Формула (3.11) также имеет следующий вид: ![]() где: ![]() ![]() Величина ![]() ![]() При этом должно выполняться условие выносливости при изгибе: ![]() где: ![]() ![]() где: SF – коэффициент безопасности (запас прочности), SF = 2,5; ![]() ![]() изменяется от 40 кгс/мм2 для сырых зубьев до 100 кгс/мм2 для закаленных ТВЧ зубьев. Принимаем ![]() ![]() 4,6 кгс/мм2 ![]() Условие выносливости зубьев при изгибе выполняется. Из формулы (3.12) видно, что напряжение изгиба в зубе возрастает с увеличением удельной окружной силы и убывает с увеличением модуля. |