Модернизация привода подач станка модели 6Н10 с упрощением конструкции коробки подач (стр. 2 из 7)

Строим структурную сетку для принятой структуры

Рисунок 1 – Структурная сетка

Принимаем минимальную подачу S

=0,1мм/об

Для φ=1.41 принимаем из стандартного ряда подачи:

=0,1мм/об

=0,14мм/об

=0,2мм/об

=0,28мм/об

=0,4мм/об

=0,56мм/об

Находим частоты, соответствующие подачам S

-S

по формуле:

(13)

где i

- передаточное отношение червячной пары (i

=1/50)

- число зубьев реечного колеса ( z

=10)

- модуль реечного колеса ( m

=3)

мин

=0,0742 мин

=0,106 мин

=0,1484 мин

=0,212 мин

=0,297 мин

Строим график частот вращения шпинделя (рисунок 2), исходя из условия:

Рисунок 2 – График частот вращения

По графику частот вращения находим передаточное отношение всех передач в виде:

(14)

где m – число интервалов, на которые поднимается луч передачи (+) или опускается (-):

Для зубчатых передач:

i₁=1/j^1,5; i₂=1/j²; i₃=1/j³; i₄=1; i₅=1/j²; i₆=1/j⁴

Определение чисел зубьев шестерен коробки подач по таблице Гермара [3] принимаем в зависимости от стандартного знаменателя

и суммарного числа зубьев в зубчатой передачи, принимаем число зубьев шестерни.

Результаты выбора занесены в таблицу 1:

Таблица 1 – Подбор чисел зубьев колес

I	i₁=1/1,68	i₂=1/2	i₃=1/2,8	i₄=1	i₅=1/2,8	i₆=1/3,95
Z_iZ_i	2034	2754	2160	5252	3668	2282
SZ	54	81	81	104	104	104

Составляем уравнение кинематического баланса для всех частот вращения шпинделя и определяем действительные частоты, которые могут отличаться от стандартных не более, чем на

, т.е. ±10*(1,41 1)=4,1%

D=[(n_стаид-n_факт)/n_c_танд]*100; (15)

Определим фактические частоты вращения.

n₁=20/34*21/60*22/82=0,055мин^-1;

n₂=20/34*27/54*22/82=0,077 мин^-1;

n₃=20/34*21/60*36/68=0,108мин^-1;

n₄=20/34*27/54*36/68=0,151мин^-1;

n₅=20/34*21/60*1=0,206мин^-1;

n₆=20/34*27/54*1=0,294мин^-1;

Результаты расчета погрешности действительных передаточных отношений сводим в таблицу 2.

Таблица 2 – Погрешности действительных передаточных отношений

N	1	2	3	4	5	6
n_станд	0,053	0,0742	0,106	0,1484	0,212	0,297
n_факт	0,055	0,077	0,108	0,151	0,206	0,294
D, %	3,7	3,7	1,9	1,7	2,8	1

Все отклонения передаточных отношений находятся в пределах допустимых, поэтому пересчет не производим.

4 Силовые расчеты и расчеты деталей на прочность

4.1 Определение крутящих моментов на валах

Расчет начнем с последнего вала коробки подач, момент на котором находим через формулу(10) работы реечной шестерни.

Находим моменты на остальных валах:

(16)

(17)

(18)

4.2 Проектный расчет зубчатых передач

4.2.1 Выбор материалов и термообработки

В качестве материала для изготовления всех зубчатых колес принимаем сталь 40Х ГОСТ 4543-71, с термообработкой – закалка плюс высокий отпуск (35…40HRC). Обработка зубчатого венца т.в.ч. с последующим низким отпуском. (50…55НRC). Механические свойства материала:

- для колеса:

=1600 МПа,

=1400 МПа, 54HRC

- для шестерни:

=1600 МПа,

=1400 МПа, 52HRC

4.2.2 Определение допускаемых напряжений

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса определяем из источника по формуле:

, (19)

где

, МПа - базовый предел контактной выносливости зубьев, определяемый для шестерни и колеса:

= 1.2 - коэффициент безопасности для зубчатых колес с поверхностным упрочнением зубьев.

_ш=17*HRC+200=17*52+200=1084МПа (20)

_к=17*HRC+200=17*54+200=1118 МПа (21)

МПа

=1129,167МПа

Допускаемые напряжения изгиба колеса и шестерни определяем из источника по формуле:

(22)

где

- базовый предел выносливости зубьев при изгибе, определяемый для шестерни и колеса:

Для колеса

=650 МПа, для шестерни

=600МПа

= 0.8 – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (для НВ> 350 и реверсивной передачи)

=1,75 - коэффициент безопасности,

- коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагружения (

=1,25).

Тогда допускаемые напряжения изгиба колеса составят:

=342,9МПа

=371,43МПа

4.2.3 Определение размеров передач и зубчатых колес

Определяем ориентировочное значение делительного межосевого расстояния по формуле 8.13:

; (23)

где

из стандартного ряда