Силовой расчет коробки подач
3.1 Расчет тягового усилия
Расчет ведем по наибольшему тяговому усилию, необходимому для преодоления сил полезного сопротивления, на основании которого определяем, с учетом КПД, моменты, силы, мощности, приложенные к отдельным звеньям[6, с. 402].
Тяговая сила, необходимая для преодоления сил полезного сопротивления [5, с. 402]:
,
где
- составляющая сила резания, действующая
в направлении подачи,
- коэффициент,
учитывающий влияние опрокидывающего
момента, возникающего вследствие
несимметричного положения силы подачи,
kn
= 1,15 [5, с. 402, табл. 27],
F – сила трения в направляющих [5, с. 402, табл. 27]:
f– приведенный коэффициент трения (f = 0,15) [5, с. 402, табл. 27]
Q – вес, движущихся частей, Н
,
x=1, y=0,75, n=0
Тогда
3.2 Крутящий момент на валу конечного звена
Крутящий момент на валу конечного звена кинематической цепи, воспринимающего тяговую силу (реечное колесо) определяется по формуле [5, с. 402]:
,
где Р – максимальное значение тяговой силы (Р = 20,4 кН);
Н – ход кинематической пары, преобразующей вращательное движение в поступательное, м.
Для реечной пары[5, с. 14]:
мм
= 0,107 м
Н×м.
3.3 Мощность на конечном валу
Мощность на валу конечного звена (реечного колеса) определяем по формуле:
,
кВт,
где n – число оборотов вала конечного звена в минуту.
,
где i – передаточное отношение кинематической цепи от шпинделя до реечной шестерни.
По кинематической цепи для ступени подачи S1:
Тогда
мин-1.
кВт.
3.4 Крутящий момент и мощность на выходном валу коробки подач
Крутящий момент и мощность определяем с учетом передаточного отношения червячного зацепления и цилиндрической передачи, КПД реечного, червячного и цилиндрического зацеплений, подшипников.
,
где u – передаточное число цепи;
η – КПД цепи.
;
,
где ηр= ηц= 0,96 – КПД реечной и цилиндрической передачи;
ηч= 0,6 – КПД червячной передачи;
ηп= 0,995 – КПД пары подшипников.
Н×м;
кВт.
3.5 Мощность и крутящий момент на каждом валу коробки подач
Мощность на валах
кВт;
кВт;
кВт;
кВт.
Принимаем электродвигатель асинхронный закрытый обдуваемый типа 4А71В8У3 фланцевого исполнения со следующими параметрами Nдв=0,25 кВт, nс=700мин -1.
Частота вращения каждого вала
мин-1;
мин-1;
мин-1;
мин-1;
Крутящий момент на каждом валу[5, с. 64]:
Н×м
Н×м
Н×м
Н×м
3.6 Расчет модулей зубчатых зацеплений
В коробках подач, как правило, модуль шестерен определяется из расчета на изгиб mизг [7, с. 81].Расчет ведем по формуле[7, с. 150]:
,
см
где σпов и σизг – допускаемые напряжения по усталости поверхностных слоев и на изгиб, Н/см2: σизг = 785 Н/мм2 = 78500 Н/см2 (стр.194[6]);
N – номинальная передаваемая мощность рассчитываемой шестерни, кВт;
n – минимальное число оборотов шестерни, при котором передается полная мощность, об/мин;
у – коэффициент формы зуба (при z = 20...60 у = 0,243...0,268);
z – число зубьев шестерни;
ψ = 6;
К = Кд · Кк · Кр = 1 · 1,3 · 1 = 1,3 – коэффициент нагрузки, который учитывает изменение по сравнению с номинальной от действия различных факторов.
Для валов I
– II
– колеса z1
и z2
с
,NI
= 4,47 кВт, nI
= 730 об/мин
Для валов II – III – колеса z7 и z8 с i = 3,85, NII = 4,43 кВт, nII = 500 об/мин:
Для валов III – IV – колеса z11 и z12 с i = 2.21, NIII = 4,39 кВт, nIII = 180 об/мин:
Для валов IV – V – колеса z17 и z18 с i = 1,405, NIV = 4,35 кВт, nIV = 112 об/мин:
На всей цепи передач расчетное значение модуля получилось меньше или равно единице. Поэтому из конструктивных и технологических соображений принимаем для всех ступеней передач одинаковый модуль. Для обеспечения необходимой жесткости валов принимаем конструктивно значение модуля m = 2 мм.
Степень точности колес определяется в зависимости от назначения [6, с. 373]. Для силовых кинематических цепей (коробок скоростей, подач) с линейной скоростью υ≤10 м/с применяются зубчатые колеса 7-й степени точности.