Модернизация привода главного движения станка модели 6С12 (стр. 3 из 5)

где

Коэффициенты неравномерности распределения нагрузки- длительные пределы выносливости зубьев при расчете на изгиб и контактную прочность в Па;

- коэффициенты переменности режима работы, учитывающие благоприятное влияние переменного режима работы универсального станка на величину допускаемого напряжения, когда через рассчитываемую передачу не всегда передается полная мощность, что позволяет повысить допускаемые напряжения по сравнению с длительными пределами выносливости;

- коэффициент формы зуба, определяемый по приведенному числу зубьев шестерни:

=58

- угол наклона зубьев;

, принимаю ;

- коэффициент угла наклона зубьев, учитывающий благоприятное влияние да прочность наклонного расположения контактной ликии, для >30' ; для определяется по формуле:

=0,93

- коэффициент уменьшения суммарной длина контактных линий (принимаю );

- коэффициент перекрытия в торцояом свечении. Опоеделяется по формуле:

= 1,74

- соответственно, числа зубьев шестерни и колеса;

“+”- для наружного зацепления;

“-”-.для внутреннего зацепления;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий вследствие неодинаковой удельной жесткости контактирующей пары зубьев.

Расчет косозубой передачи выполняется в следующем порядке.

Определяют нормальный модуль

= мм

и округляют его до стандартного значения

=2,5. Рассчитывают межосевое расстояние А

=

и сравнивают его с подсчитанным по формуле:

= ≈142 мм.

где

- сумма зубьев колес пары.

142>70 - условие

выполняется.

5.1.2 Проверочный расчет конической передачи

Исходные данные:

mte1,2=4, z1,2=35, 7-A, δ=45ْ , β = 25°, сталь 40Х, ТО - закалка ТВЧ.

Проверочный расчет на изгибную прочность

,

где

Н,

dm=mmn·z=3,1*35=109мм,

mmn=mte·(1-0.5

)·cosβ=4(1- )·cos25ْ=3,1 мм,

KF= KFβ· KFV=1·1,4=1,4,

KH= KHβ· KHV=1,05·1,2=1,26,

KFβ=1+( KHβ - 1)·1.5=1+(1-1)·1.5=1,

Zv=

.

В зависимости от Zv выбираю уF=3,75. Тогда

МПа<[ ]=2.28·108МПа

– условие изгибной прочности выполняется.

Проверочный расчет на контактные напряжения

МПа<[

]=13,3·108МПа

Прочностной расчет конической передачи проведен успешно.

5.2 Расчет клиноременной передачи

Исходные данные:

P1=7,5 кВт, n=1600об/мин, i≈1.

В зависимости от n выбираем сечение ремня Б, ремень армирован стальным кордом.

Принимаю dшк=200 мм,P0≈5.5 кВт.

Пусть а≈500мм. Тогда lp=2·500+0.5·π·(200+200)=1628 мм. Принимаю lp=1600 мм.

Уточняем межосевое

мм.

Ср=1,2, Сi=1, Cl=0,92, Cα=1.

Pp=P0Сi Cl Cα/ Ср=5,5·1·0,92·1/1,2=4,22 кВт.

6) Число ремней z=7.5/4.22≈2 ремня.

Находим предварительное натяжение одного ремня при

v=πdшкn/60=3.14·0.2·1600/60=16.75м/с и Fv=1250·138·10-6·16.752=48.4H равно

F0=0.85PCpCl/(zvCαCi)+Fv=0.85·7.5·103·1.2·0.92/(2·16.75·1)+48.4=189H

Сила, действующая на вал

F=2F0z=2·189·2=756H.

Ресурс наработки

Т=ТсрК1К2=2000·2,5·1=5000ч.

6. Определение параметров валов

6.1 Приближенный расчет валов

Для материала валов принимаем сталь 45, улучшение , для которой [τк] =20 МПа.

dI=

мм , dII= мм, dIII= мм.

6.2 Уточненный расчет валов

Рис.2 – Схемы нагружения валов.

Составляя уравнения моментов для второго и третьего вала находим реакции опор:

для 2-го вала:

RAV=22290H, RBV=15908H, RAH=9570H, RBH=10458H,

суммарная RA=24621H, RB=18565H.

для 3-го вала:

RAV=21866H, RBV=3644H, RAH=774H, RBH=10150H,

суммарная RA=3725H, RB=24106H.

Уточненный расчет выполняем для первого вала, так как он является наиболее нагруженным.

Для проверочного расчета строим эпюру нагружения этого вала.

Определяем окружную силу в зацеплении по формуле:

Для зубчатого конического колеса:

H.

Определяем радиальную силу:

Fr2=Ft2×tgα×cosd1=11197H.

Определяем осевую силу:

Fa=Fr2×cosb=5221H, Ma=

H.

Для шкива:

Ft1=25000Н,Fr1=756Н.

Рассмотрим данную расчетную схему вала в двух плоскостях: горизонтальной и вертикальной, в которых действуют радиальная и окружная силы. Через уравнения моментов относит. опорных точек находим реакции опор.

Рис.3 – Эпюры изгибающих элементов.

В вертикальной плоскости:

RAV=14445H, RBV=44430H.

В горизонтальной плоскости:

RAH=879H, RBH=11320H.

Суммарные реакции:

RA=45849H, RB=14472H.

Максимальный эквивалентный момент:

Мэмах=2707 Н×м.

6.3 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 Мизг, Мкр – изгибающий и крутящий момент в сечении;

Коэффициенты запаса усталостной прочности определяются по формуле:

по нормальным напряжениям

по касательным напряжениям

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

s-1 = 370 МПа, t-1 = 215 МПа;

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

Кd, КF – коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и

кручении с учетом влияния шероховатости поверхности

Кd=0,5; КF=1;

Ks - коэффициент упрочнения поверхности, Ks = 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 = 0,05, yt = 0;

sm = 0;

tm = tа.