Расчет коробки подач горизонально-фрезерного станка (стр. 4 из 8)

Рисунок 5.1 - Кинематическая схема привода главного движения станка

5. Силовой расчет привода станка

5.1 Расчет коэффициента полезного действия

Определяем эффективную мощность станка затрачиваемую на процесс резания:

5.2 Мощность холостого хода

Для станков с главным вращательным движением приблизительно можем найти по такой формуле:

где dср. – среднее арифметическое в мм. диаметров всех опорных (подшипниковых) шеек валов коробки скоростей станка. dср=30…50мм. dшп. - среднее арифметическое в мм. диаметров всех опорных шеек шпинделя. (70…120мм.). С =2 (для подшипников скольжения); n1, n2, n3 – частоты вращения в мин^-1 валов коробки скоростей.

5.3 Расчетный КПД станка

Определяют в зависимости

:

;

5.4 Мощность главного двигателя

Мощность главного двигателя определяют по формуле:

Из выше перечисленных расчетов можновыбрать двигатель безступенчатым изменением скоростей. Выбираем двигатель серии 4П, ближайший по мощности двигатель 4ПФ112S с креплением на фланце, мощностью

кВт, частотой вращения . ; ; ;

5.5 Определение коэффициента полезного действия

Определение коэффициента полезного действия станка производим позависимости:

;

Где N_дв.ф. – мощность электродвигателя по подобраному каталогу.

КПД станков с главным вращательным движением должен быть не ниже 0,7.

5.6 Расчет крутящих моментов на валах приводов станков

М_кр.вал = 9740

[Н·м];

где

- номинальная мощность главного электродвигателя в кВт;

- кпд механизма от вала электродвигателя до рассматриваемого вала;

-расчетная частота вращения вала в мин^-1;

M_kp.1 = 9750·

Н·м;

M’_kp.2 = 9750·

Н·м;

M’’_kp.3 = 9750·

Н·м;

M’_kp.4= 9750·

Н·м;

6. Прочностной расчет основных элементов коробки скоростей

6.1 Расчет на прочность зубчатых колес

Рассчитываем модуль зубчатой передачи не только по напряжениям изгиба, но и по контактным напряжениям; из двух величин выбираем большую и приводим к стандартному значению:

6.1.1 Расчет первой передачи

, мм.

, мм.

где

- расчетами крутящий момент на валу шестерни (меньшего колеса) передачи в н м,

z- число зубьев шестерни;

i- передаточное число, равное отношению числа зубьев большего колеса к числу зубьев меньшего колеса (

), независимо от того, понижающей передача или повышающая;

- знак плюс для подач наружного зацепления, минус внутреннего;

- коэффициент формы зуба, для z=20 =0,4

,

b- рабочая ширина зубчатого венца колеса в мм;

- коэффициенты, учитывающие увеличение нагрузки на передачу по сравнению с номинальной вследствие неравномерного характера процесса резания в работы привода;

где

‑ коэффициент перегрузки, =1,4;

, ‑ коэффициенты динамичности нагрузки, из-за изготовления и монтажа

При

и

; =1,35; =1,23;

коэффициенты неравномерности распределения нагрузки по длине зуба;

для

;

- допускаемое напряжение на изгиб и контактную прочность в определяются по формулам:

=2,9·10⁸·0,9·1,3=3,4·10⁸ Па,

=11·10⁸·0,71=7,8·10⁸ Па.

‑ длительные пределы выносливости зубьев при расчете на изгиб и контактную прочность в

‑ коэффициент, учитывающий влияние режима шлифования зубьев на величину допускаемого изгибного напряжения, =0,9;

‑ коэффициенты переменности режима работы,

,

где

- расчетное (базовое) число циклов нагружения при испытании материала шестерни на усталостную прочность, =1,2·10⁸

- количество передач в группе, =2

- расчетная частота вращения шестерни в мин^-1; =370об./мин,

‑ коэффициенты увеличения и , зависящие от степени универсальности станка в расположения передачи (ближе к выходному валу).

;

;

;

,

таким образом

мм,

Принимаем по стандартному ряду m=2,5мм.

6.1.2 Расчет второй передачи