4. Попередній силовий розрахунок привода головного руху.

_{4.1 Визначення крутних моментів на валах, Розрахунок частоти обертання згідно рекомендацій}

_{nр=150об/хв.}

_{Uном=750об/хв}

_{Nном=7.5кВт}

_{Розрахуємо крутний момент на шпінделі}

_{Номінальний момент на валу електродвигуна}

_{На основі кінематично розрахунку отриманих силових параметрів будуємо навантажувальну характеристику.}

_{Рис.6 Навантажувальна характеристика привода головного руху}

_{На графіку частот обертання , отриманому в кінематичному розрахунку товстими лініями (рис.7) виділяються ті передачі , які з’єднують розрахункову частоту обертання з валом електродвигуна.}

_{Рис.7 Розрахункові передачі}

_{4.2 Визначаємо розрахунковий крутний момент на валах}

_{4.3 Приблизний розрахунок валів (на кручення).}

_{Діаметри валів коробки швидкостей та коробки подач визначаються по емпіричній формулі}

_{4.4 Розрахунок модулів зубчатих коліс}

_{Визначення модулів зубчатих передач в першій передаточній групі}

_{Розрахунок модуля на згин}

_{Z=36, ψ=8, K=, Ni=3.24 кВт, σзгин= 220 мПа , y=0.255- ці коефіцієнти знаходяться [3,cтр.123]}

_{Розрахунок модуля на зминання}

_{ψ=8, σпов=1200 МПа, і=2.5 - ці коефіцієнти знаходяться [4,cтр.125]}

_Модуль

_{Визначаємо модуль зубчастих передач для другої передаточної групи}

_{Розрахунок модуля на згин}

_{Z=60, ψ=8, K=1, Ni=1,4 кВт, σзгин= 220 мПа, y=0.255}

_{Розрахунок модуля на зминання}

_{Коефіцієнти знаходяться (4,стр.32)}

_i=4

_{σпов=1200 МПа}

_ψ=8

_Модуль

_{Виходячи з конструктивних особливостей приймаємо модульна першій та другій передаточній групи m=4}

_{4.5Вибір електромеханічних муфт}

_{Електромеханічних муфти в випускаються двух видів: безконтактні та з струмознімачем. Муфти вибираються по крутному моменту. Дані електромашинних муфт беремо в атласі Решетов Д.Н. з деталей машин.}

5. Компоновка привода головного руху

_{5.1 Визначаємо міжосьову відстань.}

_{5.2 Розраховуємо розміри зубчастих коліс та блоків для кожної множиної групи окремо.}

_{Ширина зубчастого колеса визначається по формулі}

_{Де ψ- коефіцієнт ширини зуба}

_{m- модуль зубчастого колеса}

_{Діаметри зубчастого колеса визначаються по формулі}

_{Відступимо від стрілок на відстань}

_{Уточнюючи цей факт, потрібно коефіцієнт Кп вибрати рівним 1,8. Коефіціент тертя рекомендується вибрати рівним f=0.2 Pz=9,кН}

_{Розрахункове значення масової сили Р=12,44 кН}

_{Тягова схема привода подач зображена на Рис.8 . Насоси Н1 та Н2 призначені для виконання робочої подачі,при цьому тиск в напорній частині гідроліній Р має велике значення .}

_{Рис.8 Схема гідроприводу подач}

6. Уточнений силовий розрахунок

_{6.1 Складаємо розрахункову схему}

_{Вал привода головного руху розглядаємо як балку на двух опорах}

_{Рис.9 Схема нзагрузки}

7. Розрахунок шпиндельного вузла на жорсткість

_{Рис.10 Вихідні данні для розрахунку}

_{Р=Q=0,4 кН - повна сила в зубчастих зачепленнях.}

_{7.1 Складаємо розрахункову схему. Визначаємо переміщення точок під дією сил.}

_{7.2 Визначаємо Q}

_{Розрахунок шпінделя на жорсткість полягає в тому ,що Мп визначає величину φ в шпинделі в передньому центрі та кут Θ вісі шпинделів, яке характеризує жорсткість шпінделя.}

_{7.4Вибираємо підшипники}

_{Шарикопідшипник радіальний}

_{d=110 мм. , D= 220мм.}

_{Шарикопідшипник упорний}

_{d=180 мм. , D= 225мм.}

_{Роликові подшипники двухрядні}

_{d=160 мм. , D= 240мм.}

_{Розраховуємо рівняння відносно Р0}

_{Максимальний тиск на направляючі}

_{Мінімальний тиск на направляючій}

_{Прямокутні направляючі роблять симетричними, тому що а= с, тоді}

_{, ,}

_{Якщо А>С, то максимальний тиск на направляючій “а”}

_{а,мінімальний тиск буде на направляючій “С”}

_{Мінімальний тиск визначає область нормальної роботи направляючих, а нормальна робота направляючих буде при:}