Анализ показателей точности редуктора цилиндрического двухступенчатого и методов их обеспечения
.pdf
СБГУАП группа 4736 https://new.guap.ru/i03/contacts
Т3ном = 9550 *5.85*0.98*
*
/400 = 115.85 H*m
9.1.2Расчёт зубьев на выносливость
Вцелях обеспечения изгибной прочности зубьев рассчитывается максимально допустимый модуль на выносливость при изгибе:
|
|
|
|
T K |
F |
Y |
||||
m |
K |
m |
3 |
1 |
|
|
F1 |
|||
2 |
|
|
|
|
|
|||||
u |
|
|
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
Z |
|
bd |
FP1 |
|||
|
|
|
|
1 |
|
|
|
|||
, (9.5)
где Кm - коэффициент, равный 14 для прямозубых передач;
bd - отношение ширины венца b к номинальному диаметру шестерни d (для коробок передач станков bd = 0.2…0.4);
КF - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца;
Z1 - число зубьев шестерни;
YF1 - коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни;
FP1 - допустимое значение на усталость при изгибе.
Коэффициент КF определяется по таблице в зависимости от расположения передачи относительно опоры.
Коэффициент YF1 определяется по формуле:
Y |
3.518 |
6 |
|
0.11 |
z |
60 0.00034 |
|
|
|
|
|||||
F1 |
z |
10 |
z |
|
16 |
1 |
|
|
|
|
|
||||
|
1 |
|
1 |
|
|
|
|
(9.6)
Допустимое значение на усталость при изгибе FP1 определяется из табл. 8.
Модуль, вычисленный по формуле (9.5) округляется до большего стандартного значения по ГОСТ 9563 - 60 (табл. 9.4).
СБГУАП группа 4736 https://new.guap.ru/i03/contacts
Y |
3.518 |
6 |
|
0.11 |
23 |
60 0.00034 3.951 |
|
|
|||||
F1 |
23 |
10 |
|
23 16 |
|
|
|
|
|
|
СБГУАП группа 4736 https://new.guap.ru/i03/contacts
Y |
|
3.518 |
|
|
6 |
|
|
0.11 |
|
|
22 60 0.00034 3.988 |
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||
F 2 |
|
|
|
|
22 10 |
22 16 |
|
||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||||
YF 3 |
3.518 |
|
|
|
6 |
|
|
0.11 |
|
|
|
33 60 0.00034 3.763 |
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||
|
|
|
|
|
33 |
10 |
|
33 16 |
|
||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||||
m 14 3 |
50.98 *1.1* 3.951 |
|
3.29 3.5 |
||||||||||||||||
|
|||||||||||||||||||
1 |
|
|
|
232 * 0.2 *160 |
|
|
|
|
|
|
|
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||
m |
|
14 3 |
96.75 *1.1* 3.988 |
4.2 |
4.5 |
||||||||||||||
2 |
22 |
2 |
* 0.2 *160 |
|
|
||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||||
m |
|
14 3 |
115.85 *1.1* 3.763 |
|
|
3.34 3.5 |
|||||||||||||
3 |
33 |
2 |
* 0.2 *160 |
|
|
|
|
||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
Для предотвращения усталостного выкрашивания поверхностного слоя зубьев при сопоставлении расчётного ( H) и допустимого ( HP) контактных напряжений в полюсе зацепления должно выполнятся условие:
H HP(9.7)
Расчётное контактное напряжение (МПа) для зубьев стальных прямозубых передач рассчитывается по формуле:
|
|
|
|
|
|
1 |
T (u 1) |
|
|
|
|
||
|
H |
12270Z |
H |
Z |
|
|
1 |
|
K |
Hv |
K |
H |
|
d |
|
|
d |
||||||||||
|
|
|
|
|
|
||||||||
|
|
|
|
|
|
bd |
|
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
1 |
|
1 |
|
|
|
|
|
(9.8)
где: Т1- крутящий момент на шестерне, Н · м; d 1 - начальный диаметр шестерни, мм,
H1
H 2
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
12270 *1.76 * 0.88 |
1 |
|
|
|
|
50.98(1.58 1) |
*1.0 *1.1 587.2H |
||||
75.67 |
|
0.2 * 75.67 |
|||||||||
|
|
|
|
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
12270 *1.76 * 0.87 |
|
1 |
|
|
|
96.75(2 1) |
*1.0 *1.1 779.7H |
||||
92.4 |
|
0.2 * 92.4 |
|||||||||
|
|
|
|
|
|
||||||
СБГУАП группа 4736 https://new.guap.ru/i03/contacts
|
1 |
|
115.87(1.26 1) |
|
|||
H 3 |
12270 *1.76 * 0.87 |
|
|
|
|
*1.0 *1.1 610.4H |
|
|
|
||||||
|
110.22 |
0.2 *110.22 |
|
|
|||
< 800; 779.7 < 800; 610.4 < 800: - условие выполняется.
d 1 = mz1 (9.9)
d 1 = 3.5*23=80.5 мм. d 2 = 4.5*22=99 мм. d 3 = 3.5*33=115.5 мм.
где: m - модуль определён по формуле (9.5); u - передаточное число (u 1), u = z1 / z2;
ZH - коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев, для прямозубых передач с углом зацепления 200 и X = 0, ZH = 1,76.
Z - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий,
его рассчитывают по формуле:
Z |
|
|
4 |
|
|
|
3 |
, (9.10) |
|||||
|
|
|
||||
|
|
|
|
|||
где - коэффициент торцевого перекрытия, который определяется по ГОСТ 16532 - 70 или упрощённо по приближённым зависимостям.
Z |
|
|
|
4 1.66 |
|
0.88 |
|
1 |
3 |
|
|||||
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
Z |
|
|
|
4 1.67 |
|
0.87 |
|
2 |
3 |
||||||
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
Z |
|
|
|
4 1.72 |
|
0.87 |
|
3 |
3 |
|
|||||
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
|
|||
СБГУАП группа 4736 https://new.guap.ru/i03/contacts
|
|
1 |
|
1 |
|
|
|
|
|
|
|||
|
|
|||||
1.88 3.2 |
|
|
|
|||
|
z1 |
|
z2 |
, (9.11) |
||
где: z1 и z2- числа зубьев, соответственно шестерни и колеса;
КHv - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку,
возникающую в зацеплении (табл. 4).
|
|
|
1 |
|
1 |
|
1.66 |
|
|
|
|
|
|||
1 |
1.88 3.2 |
|
|
|
|||
|
|
23 |
|
37 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
1 |
|
1 |
|
1.67 |
|
|
|
|
|
|||
2 |
1.88 3.2 |
|
|
|
|||
|
|
22 |
|
44 |
|
||
|
|
|
|
||||
|
|
|
1 |
|
1 |
1.72 |
|
|
|
|
|
|
|||
3 |
1.88 3.2 |
|
|
|
|||
|
|
33 |
|
41 |
|
|
|
|
|
|
|
||||
СБГУАП группа 4736 https://new.guap.ru/i03/contacts
10. РАСЧЁТ ВАЛОВ НА ПРОЧНОСТЬ
. 1Ориентировочный расчёт
Для возможности предварительного прочерчивания сборочных чертежей (развертка, общие виды и поперечные разрезы) необходимо ориентировочно определить диаметры валов привода. Так как на данном этапе проектирования не известны изгибающие моменты, определяемые длинами валов, взаимным их расположением в пространстве, местами приложения и величинами действующих сил и опорных моментов,
ориентировочный расчёт производится исходя из крутящих моментов по пониженным допускаемым напряжениям.
Последние берутся в пределах:
25
30
,
Н |
мм |
2 |
|
.
Наименьший диаметр вала рассчитывается по формуле:
|
|
|
M |
||
d 3 |
|
кр |
|||
0,2 |
|
||||
|
|
|
|||
d |
|
3 |
50.98 |
||
1 |
0.2 25 |
||||
|
|
||||
|
|
|
|||
|
, |
|
|
|
|
мм,
2.16
мм,
d2
d3
3 96,75 0.2 25
3
115,85
0.2 25
2.66
2.82
ìì,
ìì,
Полученные по (10.1) значения диаметров валов округляются до стандартных в сторону увеличения; возможно, некоторое увеличение диаметра вала из конструктивных соображений.
СБГУАП группа 4736 https://new.guap.ru/i03/contacts
11.1Расчет шпоночных соединений
11.2Расчет шлицевых соединений
Шлицевые и шпоночные соединения рассчитывать согласно
рекомендациям курса “Детали машин” [3].
СБГУАП группа 4736 https://new.guap.ru/i03/contacts
12.РАСЧЁТ И ПРОЕКТИРОВАНИЕ ШПИНДЕЛЬНОГО УЗЛА
12.1Основные требования к шпиндельным узлам. Материалы
шпинделей и термическая обработка
Шпиндели являются важнейшими элементами станков,
непосредственно влияющими на качество обрабатываемых, на станке изделий. Они служат для закрепления и вращения заготовки или инструмента, обеспечения заданного их положения по отношению к другим узлам станка. Поэтому для нормального функционирования в пределах срока службы станка шпиндели должны удовлетворять следующим требованиям:
требования точности, регламентированной стандартами (табл.12.1);
нормальной точности, и не менее 500 Н/мкм для станков степени В
ивыше;
требованиям заданной быстроходности без существенного изменения характера зазоров-натягов (табл. 12.2.);
требованиям заданной несущей способности (коэффициент работоспособности) и предельно допускаемой нагрузочной способности;
требованиям долговечности шпиндельных опор в период до среднего ремонта по системе планово-предупредительного ремонта
(пределах 12000-20000 час);
требованиям допустимого нагрева шпиндельных узлов.
По условиям работы шпиндели делятся на:
шпиндели, подверженные изгибающим и крутящим воздействиям
(токарных, фрезерных, шлифовальных и других станков), к которым в полной мере относятся все перечисленные требования;
шпиндели, подверженные преимущественно крутящим воздействиям (сверлильных, резьбонарезных, притирочных станков) и мало влияющие на точность и шероховатость обрабатываемой поверхности: к ним предъявляются менее жёсткие требования и их конструирование обычных
СБГУАП группа 4736 https://new.guap.ru/i03/contacts
валов.
Поэтому дальнейшие рекомендации и соображения относятся преимущественно к первой группе шпинделей. Выбор материала для шпинделей и методов его упрочнения зависит от точности станка, его размеров, вида опор и условий
Материал для шпинделя выбирают, исходя из требований обеспечить необходимую твердость и износостойкость его шеек и базирующих поверхностей, а также предотвратить малые деформации шпинделя с течением времени (коробление).
Шпиндели станков нормальной точности изготовляют из сталей 40Х, 45, 50 с закалкой ответственных поверхностей до твердости 48…56 HRCэ с
использованием индукционного нагрева. Если его применение вызывает затруднения, шпиндели изготовляют из сталей 40ХГР, 50Х и подвергают объемной закалке до твердости 56...60 HRCэ.
Шпиндели станков с ЧПУ и многоцелевых станков, для которых требуется повышенная износостойкость поверхностей, используемых для центрирования и автоматического закрепления инструментов или приспособлений, изготовляют из сталей 20Х, 18ХГТ, 12ХНЗА с цементацией
изакалкой до твердости 56...60HRCэ.
Вкачестве материала для изготовления шпинделя вертикального-
сверлильного станка используем Ст. 45Х.
12.2 Выбор конструктивного варианта шпиндельного узла
Шпиндельный узел является одним из основных узлов станка,
конструктивная форма и раз меры которого влияют на компоновку и параметры других узлов, в частности коробки скоростей.
На предварительном этапе проектирования шпиндельного узла осуществляют следующее:
выбирают тип опор и схему их расположения, определяют
СБГУАП группа 4736 https://new.guap.ru/i03/contacts
конструктивные основные параметры шпинделя;
выбирают тип приводной передачи;
выбирают значение предварительного натяга, класс точности и серию подшипников;
выполняют приближенную оценку радиальной жесткости узла.
Шпиндельный узел с однорядными шариковыми радиально упорными подшипниками типа 36000КУ применяют в средних токарных, расточных и сверлильных станках.
В передней опоре первый подшипник предназначен для восприятия радиальной нагрузки, второй - для
осевой.
Диаметр шпинделя в передней опоре d = 60...200 мм. Узел характеризуется
относительно высокой быстроходностью dnmax= (1,5...4,5) • 105 мм • мин-1, где nmax- наибольшая частота вращения.