Станок для сверления отверстий (стр. 5 из 11)

При этом передаточное число привода определяется как:

(1.8.4)

где:

- номинальная скорость двигателя, - скорость вращения выходных валов привода.

Подставив соответствующие значения величин в формулу (1.8.4), получим для первого двигателя

, для второго двигателя .

Исходя из полученных значений передаточных чисел привода, приходим к выводу, что оба типа двигателя соответствуют одноступенчатому зубчатому приводу. Для первого двигателя это будет понижающий привод, для второго – повышающий.

Принимая во внимание одинаковые скорости вращения выходных валов B,C,D.E целесообразно выполнить привод в соответствии с кинематической схемой рис. 1.8.2. Так как ведущая шестерня

передает вращение одновременно на два колеса , то принимаем вариант второго двигателя – повышающий. В этом случае диаметр, ведущий шестерни будет больше диаметра ведомых колес. Это позволит сделать диаметр ведущего вала максимально близким к диаметру вала двигателя и обеспечить его соответствующую прочность.

По ГОСТ 19523-74 выбираем двигатель ближайшей большей мощности с частотой вращения, находящейся в определенном интервале. По П1 [1] выбираем асинхронный электродвигатель серии 4АМ80В6У3 повышенным пусковым моментом, параметры которого:

=1,1 кВт, n=1000об/мин.

рис. 1.8.2

Находим угловую скорость и частоту вращения звеньев привода

Угловая скорость электродвигателя и быстроходного вала:

(1.8.5)

=104,7 рад/с

Угловая скорость тихоходного вала:

(1.8.6)

рад/с

При этом частота вращения вала электродвигателя и тихоходного вала:

об/мин

Частота вращения быстроходного вала привода:

об/мин (1.8.7)

Вращающие моменты

Т₁=(P_НД х 10³)/ω₁=(1,1 х 10³)/104,7 =10,5 Нм (1.8.8)

Т₂= Т₁ х ή₁ х ή_п =10,5 х 0,98 х 0,99=10,2 Нм (1.8.9)

Т₃= Т₂ х u₂ х ή₂ х ή₃ =10,2 х 0,74 х 0,98 х 0,99 =7,3 Нм (1.8.10)

Мощности

P₁=1,1 кВт (1.8.11)

Р₂=(P_нд х 10³) х ή₁ х ή_п = (1,1 х 10³) х 0,98 х 0,99=1,07кВт (1.8.12)

Р₃= Р₂ х ή₂ х ή₃=(1,07х10³) х 0,98 х 0,99=1,04 кВт (1.8.13)

Силовые и кинематические параметры привода

Таблица 1.8.2

Тип двигателя 4АМ80В6У3		РНД=Р1=1,1 кВт, n=1000 об/мин
Вал привода	n, об/мин	Р, кВт	Т, Нм
Вал двигателя	n1=1000	P1=1,1	Т1=10,5
Тихоходный вал привода	n2=1000	Р2=1,07	Т2=10,2
Быстроходный вал привода	n3=1350	Р3=1,04	Т3=7,3

1.8.2 Расчёт зубчатых передач привода сверлильной головки

С ведущего зубчатого колеса вращение передается на два ведомых колеса, которые расположены симметрично относительно оси привода. Диаметры ведомых колес, а также силы и моменты, возникающие при передаче вращения одинаковы. Для дальнейших расчетов будем рассматривать одно зубчатое зацепление.

Выбор материала и термической обработки

Для передач с прямыми зубьями и малой передаваемой мощности Р≤2 кВт материал зубчатых колес принимаем сталь 40Х и вариант термообработки II:

колесо: – улучшение; HB 269…302; G_т=750•10⁶,

шестерня: - улучшение и закалка ТВЧ, HRC 45…50.

Определяем допускаемое напряжение

Число циклов перемены напряжений:

для колеса N₂=573 ω₂•L_h=573•104,7•10000=600•10⁶;

для шестерни N₁= u• N₂=0,74•600•10⁶=444•10⁶.

Число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу контактной выносливости, определяем по таблице 3.3 (8)

для колеса HB_ср=0,5(269+302)=285;N_H02=20•10⁶;

для шестерни HRC_ср=0,5(45+56)=50,5; N_H01=100•10⁶.

Коэффициент долговечности:

для колеса

,

для шестерни

,

Допускаемое контактное напряжение и напряжение изгиба, соответствующее числу циклов N_H0 и 4•10⁶ (см. таб. 2.2) (7):

для колеса

[σ]_H02=1,8 HB_ср+67=1,8•285+67=580 МПа;

[σ]_F02=1,03 HB_ср=1,03•285=293 МПа,

для шестерни

[σ]_H01=14 HRC_ср +170=14•50,5+170=877 МПа;

[σ]_F01=310 МПа, полагая, что модуль передачи m≤3 мм.

Допускаемое контактное напряжение и напряжение изгиба с учетом времени работы передачи:

для колеса

[σ]_н2 =К_НL2 x [σ]_H02=1•580=580 МПа;

[σ]_F2=К_FL2 х [σ]_F02=1•293=293 МПа,

для шестерни

[σ]_н1 =К_НL1 x [σ]_H01=1•877=877 МПа;

[σ]_F1=К_FL1 х [σ]_F01=1•370=310 МПа.

Среднее допускаемое контактное напряжение

[σ]_н=0,45([σ]_н1+[σ]_н2)=0,45 (877+580)=656 МПа

При этом условие

[σ]_н=656 МПа <1,23[σ]_н2=1,23•580=713 МПа соблюдается

Окончательно принимаем в паскалях (Па)

[σ]_н=656•10⁶ Па; [σ]_F2=293

10⁶ Па; [σ]_F1=310•10⁶ Па.

Определение межосевого расстояния

, (1.8.14)

где К_а - вспомогательный коэффициент. Для прямозубых передач К_а=49,5;

- коэффициент ширины венца колеса, равный 0,28...0,36 — для шестерни, расположенной симметрично относительно опор в проектируемых нестандартных одноступенчатых цилиндрических редукторах;

и- передаточное число редуктора;

Т₃- вращающий момент на тихоходом валу при расчете редуктора, Нм;

[σ]_н - допускаемое контактное напряжение колеса с менее

прочным зубом или среднее допускаемое контактное напряжение,

Н/мм² (см. 3.1, п. 2, в) (8);

- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.

Для прирабатывающихся зубьев

=1 (см. 3.1, п. 1) (8).

Принимаем

=0,35, тогда =0,5 (u±1)=0,5•0,35(0,74+1)=0,3.

принимаем значение, а = 47 мм.

Предварительный размер колеса

Делительный диаметр, мм

d₂=2а•u/(u±1)=2•47•0,74/(0,74+1)=40 мм; (1.8.15)

Ширина венца колеса и шестерни, мм

b₂=

a=0,35•47=16,5 мм. (1.8.16)

Принимаем b₂=20 мм

b₁= b₂+(2…4)=20+4=24 мм. (1.8.17)

Модуль передачи

m ≥ 2КmТ₃/ d₂b₂[σ]_F. (1.8.18)

где К_m – вспомогательный коэффициент. Для прямозубых передач К_m=5,8;

[σ]_F – допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом, н/мм².

Подставляем значения в формулу

m ≥ 2 •5,8•7•10³/(39•24•293)≥0,3 мм.

Примем стандартное значение m=2,0 мм.

Определим суммарное число зубьев для прямозубых колес

Z_∑=Z₁ + Z₂=2а/m(1.8.19)

Z_∑=2•47/2=47

Число зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни

Z₁= Z_∑ /(u+1)=47/(0,7+1)=27,6. (1.8.20)

Принимаем Z₁=27.

Число зубьев колеса

Z₂= Z_∑ - Z₁=47-27=20. (1.8.21)

Фактическое передаточное число

u_ф= Z₂/Z₁=20/27=0,74(1.8.22)

∆u= ׀u_ф- u׀• 100/u=׀0,74- 0,74׀ •100/0,74=0≤4%

Условие выполняется

Определяем фактическое межосевое расстояние

а= (Z₁+ Z₂) m/2=(27+20)•2/2=47 мм(1.8.23)

Диаметры колес

Делительные диаметры:

шестерни

=2•27=54 мм; (1.8.24)

колеса

=2•20=40 мм; (1.8.25)