Проектирование модуля главного движения станка сверлильно-фрезерно-расточной группы (стр. 3 из 4)

6.2 Выбор расчётной цепи

За расчетную цепь принимаем нижнюю ветку графика от номинальной частоты вращения двигателя. В качестве расчетных частот для определения максимальных моментов на валах примем:

n1=1120 об/мин

n2=560 об/мин

n3=140 об/мин

6.3 Расчет максимальных моментов на валах

Момент на i-том валу:

(

где

- расчетная частота вращения i-того вала.

6.4 Предварительный расчет валов

В качестве материала для валов выбираем Сталь 45Х ГОСТ 4543-71.

Предварительный расчет валов веду на кручение по допустимым напряжениям.

Диаметр выходного конца i-того вала при допускаемом напряжении кручения

:

;

Для данногослучая:

6.4.1 Эскизы валов

Рис. 9 Эскиз входного вала

Рис.10 Эскиз промежуточного вала

Рис.11. Эскиз шпинделя

Как видно из эскизов валов все диаметры увеличиваются в одну сторону, т.е. условие сборки обеспечиваются.

6.5 Расчёт зубчатых передач проектный

Расчет ведется по самой нагруженной передаче i1. Как видно из графика максимальный момент на валах возникает при работе двигателя на номинальной частоте, следовательно, на этой частоте и ведем расчеты.

Для колес Z1-Z4 принимаем сталь 45, 240-280HB, c т.о. улучшение. Для колес Z5-Z8 принимаем сталь 35хм, 45HRC, с т.о. закалка.

Исходя из унификации деталей, инструментов и используемых материалов, необходимо изготавливать колеса из одного материала, при этом желательно в одной группе иметь один модуль. Поэтому проводим расчет самой нагруженной передачи. По результатам вычислений, для менее нагруженных передач, назначим параметры(модуль, материал колес и т.д.)

Определение допускаемых контактных напряжений

(9)

где

- предел выносливости материала, принимаем по таблице 8.9 [9]

=720 МПа для стали 45 240…280 HB

=965 МПа для стали 35ХМ 45 HRC

- коэффициент безопасности, принимаем по таблице 8.9 [10]

=1,1

- коэффициент долговечности, принимаем =1

МПа

Мпа

МПа

МПа

Определение допускаемых напряжений изгиба

(10),

где

- предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба, принимаем по таблице 8.9 [9]

=400 МПа для стали 45 240…280 HВ

=650 МПа для стали 35ХМ 45 HRC

-коэффициент безопасности, принимаем по таблице 8.9 [9]

=1,5 для стали 45 240…280 HВ

=1,75 для стали 35ХМ 45 HRC

- коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки

=1 для односторонней нагрузки

- коэффициент долговечности, принимаем =1

МПа

МПа

МПа

МПа

(11),

где u - передаточное число передачи

- приведённый модуль упругости, МПа для всех сталей

- момент на ведомом валу

- коэффициент концентрации нагрузки по контактным напряжениям, принимается по графику ([9], рис. 8.15) при - коэффициент ширины колеса относительно его диаметра

Это коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния.

По рекомендации ([9], стр. 93) принимаем

Межосевое расстояние определяют для наиболее тяжелонагруженных пар колёс, для которых передаточное число наибольшее, а число оборотов колеса наименьшее. Такими парами являются z1 z2 и

.

Межосевое расстояние между I и II валом

мм

Расчётный модуль

мм

По ГОСТ 9563-60 принимаем

= 2 мм

Уточнение межосевого расстояния

мм

Межосевое расстояние между II и III валом

мм

Расчётный модуль

мм

По ГОСТ 9563-60 принимаем

= 3 мм

Уточнение межосевого расстояния.

мм

По [9], стр. 138

мм

мм

Для облегчения переключения зубчатые венцы выполняются с бочкообразной формой рабочих торцов зубьев.

В результате рабочая длина зуба уменьшается примерно на величину

(см. Рисунок 12), где h- высота зуба

мм

мм

мм

мм

Рисунок 12. Зуб

Поэтому окончательная ширина венцов зубчатых колёс будет

мм

мм

Для того, чтобы выполнить проверочные расчеты передач достаточно сделать проверочный расчет самой нагруженной передачи. В наиболее неблагоприятных условиях находятся зубчатые колёса

, прочность которых проверим с помощью программного обеспечения, разработанного в «СТАНКИНе».Результаты проверки приведены на рисунке 13.