6.4.2. Определение расчетного напряжения изгиба зубьев

Расчетное напряжение изгиба зубьев определяется по формуле

МПа,

где Y_F, Y_ε, Y_β – коэффициенты, учитывающие форму зуба, перекрытие зубьев, наклон зуба;

W_Ft – удельная расчетная окружная сила, Н/мм;

m – модуль зубчатых колес, мм.

Полученное расчетное напряжение изгиба зубьев сопоставляется с допускаемым для проверки выполнения условия

.

7. Расчет валов привода станка

7.1. Особенности расчета валов коробки скоростей

Расчет валов коробок скоростей главных приводов имеет специфические особенности, так как валы передают различные крутящие моменты в зависимости от передаточных отношений зубчатых колес, вводимых в зацепление путем их осевого перемещения или вклю-чаемых с помощью муфт. Поэтому составляется несколько расчетных схем при различных вариантах включения зубчатых колес и устанавливаются случаи с наибольшими нагрузками на опоры и наибольшими изгибающими моментами на валах.

Валы коробок скоростей располагаются в разных плоскостях, по-этому для составления расчетных схем необходимо иметь их поперечную компоновку, т. е. свертку (рис. 7.1), на которой устанавливаются положения зацеплений зубчатых колес и направления сил в этих зацеплениях.

Рис. 7.1. Расчетная схема нагрузок на промежуточный вал шпиндельной бабки

В общем случае плоскости действия нагрузок для различных валов не совпадают. В связи с этим при расчетах все силы, действующие на валы со стороны различных передач, выражаются через их проекции на две взаимно перпендикулярные плоскости. Реакции опор и изгибающие моменты определяются геометрическим суммированием результатов их расчетов, полученных отдельно для этих плоскостей.

7.2. Проектировочный расчет валов

В результате проектировочного расчета определяются ориентировочные значения диаметров концов входных и выходных валов и под шестерней всех валов, а также выбираются диаметры шеек валов под подшипники. Этот расчет ведется только на кручение по известному крутящему моменту T_j, передаваемому валом, и допускаемому касательному напряжению [ ].

При проектировочном расчете диаметры входного и выходного концов вала определяют, принимая [ ] = 20–25 МПа, а диаметр вала под шестерней для каждого вала – при [ ] = 10–20 МПа по формуле

, мм,

где Т_j – расчетный крутящий момент на валу, Н·м;

[ ] – допускаемое напряжение на кручение, МПа.

Остальные диаметры вала принимают, изменяя на 2–5 мм каждую последующую ступень, при этом должна обеспечиваться сборка. Полученные диаметры округляются до ближайших стандартных значений.

Диаметры валов под подшипники качения должны соответствовать значениям: 20; 25; 30; 35; 40; 45; 50; 55; 60; 65; 70; 75; 80; 85; 90; 95; 100 и т. д.

Диаметры валов, на которые посажены зубчатые колеса, муфты, шкивы и т. п., выбирают из ряда: 20; 21; 22; 24; 25; 26; 28; 30; 32; 34; 36; 38; 40; 42; 45; 48; 50; 52; 55; 60; 63; 65; 70; 75; 80; 85;90; 95; 100 и т. д.

Диаметры шлицевых валов могут иметь размеры zdD, например:

а) легкой серии: 62326; 62630; 62832; 83236; 83640; 84246; 84650; 85258 и т. д.;

б) средней серии: 62125; 62328; 62632; 62834; 83238; 83642; 84248; 84654; 85260 и т. д.