Характеристика металлорежущих станков (стр. 3 из 4)

a₈ + b₈ = 9 → К = 99

Примем 2·Z₀ = 100

Для червячной передачи

; число заходов червяка k = 2 → Z_k = 16. По стандарту Z = 17.

Для полученных на валу VΙΙ значений n необходимо рассчитать соответствующие им нормализованные значения подач:

S = n_р.к. ·π·m·z мм/об.

Получаем S = n_р.к. ·122,46 мм/об

5 Расчёт коробки скоростей.

Определяют первоначально ориентировочно межосевое расстояние:

мм, где

Ka – коэффициент, учитывающий материал; Ka = 495, т.к. колесо и шестерня изготовлены из стали;

U – передаточное число; для понижающих U = 1/i и для повышающих U = i;

М_Т2 – крутящий момент на валу колеса, Н·м;

К_Нβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, К_Нβ = 1,3;

[σ]_Н – допускаемое напряжение, МПа;

ψ_ва – отношение ширины зубчатого венца к межосевому расстоянию, ψ_ва = 0,2.

Допускаемые контактные напряжения:

где

σ_Н0 – базовый предел контактной выносливости поверхностей зубьев; для стали 50ХН

σ_Н0 = 2·350 + 70 = 770 МПа;

S_H – запас прочности, S_H =1,1.

МПа

За n_расч. принимается 95 мин^-1.

Расчётный крутящий момент на шпинделе:

Н·м, где N = 4,6 кВт.

Н·м – на VI валу.

На V валу М_ТV = М_ТVI·i₉·η_V-VI

М_ТV = 472·1/4·0,96 = 113 Н·м

Аналогично

М_ТIV = 113·7/11·0,96 = 69 Н·м

М_ТIII = 69·4/5·0,96 = 53 Н·м

М_ТII = 53·7/11·0,96 = 32 Н·м

М_ТI = 32·4/5·0,96 = 25 Н·м

мм

→ m = 2

Отсюда a_W0= 90 мм

мм

→ m = 2,5

Отсюда a_W1 = 90 мм

мм

→ m = 4

Отсюда a_W4 = 108 мм

мм

→ m = 2

Отсюда a_W1 = 100 мм

мм

→ m = 2

Отсюда a_W8 = 120 мм

Проверка на контактную прочность:

МПа

Проверяем:

Расчет на изгиб:

мм, где

Km – вспомогательный коэффициент, Km = 13;

М_Т1 – крутящий момент на шестерне, Н·м;

К_Fβ – коэффициент нагрузки, К_Fβ = 1,3;

Y_F1 – коэффициент формы зуба (табл. 4.13 I1I)

ψ_вт – отношение ширины колеса к модулю т;

σ_FP1 – допускаемое изгибное напряжение для материала шестерни, МПа.

Для реверсивных передач:

σ_FP = 0,3· σ_FО·K_FL МПа, где

σ_FО – предел выносливости зубьев на изгиб;

K_FL – коэффициент режима нагружения и долговечности, K_FL = 1.

σ_FP = 0,3· 1,8·350·1,0 = 190 МПа.

Проверяем:

мм

мм

мм

мм

мм

Находим геометрические параметры зубчатых колёс:

делительный диаметр d = mz;

диаметры вершин da = d + 2m;

диаметры впадин df = d – 2m;

где т – модуль зацепления, мм;

z – число зубьев.

z	d, мм	da, мм	df, мм
z0 z'0 z1 z'1 z2 z'2 z3 z'3 z4 z'4 z5 z'5 z6 z'6 z7 z'7 z8 z'8 z9 z'9	40·2 = 80 50·2 = 100 28·2,5 = 70 44·2,5 = 110 18·4 = 72 36·4 = 144 21·4 = 84 33·4 = 132 24·4 = 96 30·4 = 120 24·2 = 48 76·2 = 152 56·2 = 112 44·2 = 88 38·2 = 76 62·2 = 124 24·2 = 48 96·2 = 192 80·2 = 160 40·2 = 80	84 104 75 115 80 152 92 140 104 128 52 156 116 92 80 128 52 196 164 84	76 96 65 105 64 136 76 126 88 112 44 148 108 84 72 120 44 188 156 76

6 Расчёт третьего вала.

Приближённый расчёт вала:

мм.

Уточнённый расчёт вала:

Общий коэффициент запаса прочности:

, где

- коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

- коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям, где σ_-1 и τ_-1 – пределы выносливости материала вала при симметричных циклах изгиба и кручения.

σ_-1 = 0,45· σ_в; τ_-1 = 0,58· σ_-1.

Материал вала – сталь 45; σ_в = 590 МПа, σ_Т = 300 МПа, термическая обработка – нормализация;

K_σ = 2; K_τ = 1,75; ε_σ = 0,88; ε_τ = 0,77; β = 1 – учитывает влияние шероховатости.

, где