Расчет передач силовых головок

 

Конструктивные особенности редукторов всех наладок заключаются в том, что передаточное отношение редуктора . Поэтому зубчатый привод силовой головки должен обеспечивать рабочую частоту на шпинделе головки. Расстояния между осями валов в приводе стандартные мм для силовых головок сверления и мм для силовых головок резьбонарезания, поэтому расчет передаточных отношений сводится к подбору зубчатых колес.

Число зубьев, модуль и передаточные отношения зубчатых колес приводов 1-ой и 3-ей силовых головок приведены в таблице 1.4.

 

Таблица 1.4 – число зубьев, модуль и передаточные отношения зубчатых колес приводов 1-ой и 3-ей силовых головок.

 

колесо
число зубьев
	1,0
модуль , мм	1,5

 

Число зубьев, модуль и передаточные отношения зубчатых колес привода 2-ой и 4-ой силовых головок приведены в таблице 1.5.

 

Таблица 1.4 – число зубьев, модуль и передаточные отношения зубчатых колес привода 2-ой и 4-ой силовых головок.

колесо
число зубьев
	0,5
модуль , мм	1,0

 

 

Проверка частоты вращения

 

об/мин., ,

об/хв., ,

 

Для агрегатных станков допускаемая погрешность должна находиться в пределе . Значения действительных частот вращения не превышают предельных значений.

Определим межосевые расстояния по формуле

 

, мм (1.12)

мм

мм.

 

Определим мощность на валах насадки по формуле [16]

 

, кВт, (1.13)

 

где – мощность на -том вале, кВт;

– мощность на предыдущем вале, кВт;

– к.п.д. передачи и к.п.д подшипников на -том вале.

Средние значения к.п.д. элементов передач приведены в таблице 1.7.

 

Таблица 1.7 – Средние значения к.п.д. элементов передач.

 

Элементы передач
Подшипники качения	0,995
Цилиндрическая прямозубая зубчатая передача	0,99

 

кВт,

 

Мощность на втором валу (шпинделе) уменьшается в два раза т.к. крутящий момент с него передается одновременно и на привод подачи.

Крутящий момент на валах определяется по формуле [16]

 

, Н∙м (1.14)

 

где – крутящий момент на -том вале, кВт;

– мощность на -том вале, кВт;

– частота вращения -того вала.

 

Крутящий момент на шпинделе сверлильной головки

Н∙м,

Крутящий момент на шпинделе резьбонарезной головки

Н∙м,

 

Расчетна выносливость зубьев при изгибе

 

Этот расчет служит для предварительного определения размеров. Расчет производится для шестерни, как больше нагруженной.

Значение модуля m:

[1] (1.15)

K_m – вспомогательный коэффициент К_m = 14;

T_1F – крутящий момент на ведущем валу, Нм;

Z₁ – число зубьев шестерни;

ψ_bd – параметр = b/d = (6…10)/Z₁;

K_FB – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, принимают в зависимости от параметров ψ_bd по графику;

σ_FP1 – допускаемое изгибное напряжение, кгс/мм²

σ_FP1 = 0,4 σ⁰_FlimbK_FL; (1.16)

где:

σ⁰_Flimb – базовый предел выносливости зубьев, определяется в зависимости от способа ТО или ХТО по таблицам. Материал для зубчатых колес выбираем сталь 40Х, HRC 48…55 (ТВ4) - σ⁰_Flimb = 600 мПа

K_FL – коэффициент долговечности, K_FL = 1;

σ_FP = 0,4 · 600 · 1 = 240 мПа

σ_F – коэффициент учитывающий форму зуба.

 

Минимальный модуль зубчатых колес приводов 1-ой и 3-ей силовых головок (30:30) из условия прочности зуба на изгиб.

ψ_bd = b/d = 10/45 = 0,222; К_Fb = 1,01; У_F = 3,73;

 

 

Минимальный модуль зубчатых колес приводов 2-ой и 4-ей силовых головок (24:48) из условия прочности зуба на изгиб.

ψ_bd = b/d = 8/22 = 0,364; К_Fb = 1,01; У_F = 3,73;

 

 

Проведем проверочный расчет цилиндрических зубчатых передач на выносливость зубьев при изгибе [9].

Удельная расчетная окружная сила

 

, Н (1.17)

 

где – расчетный крутящий момент, Н∙м;

– ширина венца по основанию зуба, мм;

– делительный диаметр шестерни, мм;

– коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, которая возникает вследствие колебаний масс колес и ударов в зацеплении;

– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, которая возникает вследствие погрешностей изготовления колес, упругих деформации валов, зазоров в подшипниках;

– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, при расчете прямозубых передач .

Расчетное напряжение изгиба зубьев [9]

 

, МПа, (1.18)

 

где – коэффициент формы зуба;

– коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, при расчете прямозубых передач принимают ;

– коэффициент, учитывающий наклон зуба, при расчете прямозубых передач .

Допускаемое напряжение при расчете зубьев на выносливость при изгибе

, МПа, (1.19)

 

где – длительный предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу от нулевых циклов перемены напряжений, МПа;

– коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зубьев, для нешлифованных зубьев ;

– коэффициент, учитывающий влияние упрочнения переходной поверхности зубьев в результате механической обработки, для неупрочненных ;

– коэффициент, учитывающий особенности работы зубьев при передаче реверсивной нагрузки, при отсутствии реверса ;

– коэффициент режима нагружения и долговечности, принимаем ;

– коэффициент, отражающий чувствительность материала зубьев к концентрации напряжений

 

(1.20)

 

– коэффициент, учитывающий параметры шероховатости переходной поверхности зуба, для нешлифованных зубьев ;

– коэффициент безопасности

 

(1.21)

 

тут – коэффициент безопасности, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса и ответственность зубчатой передачи;

– коэффициент, учитывающий способ получения заготовки.

Расчет передачи 30:30 (сверлильная головка). Исходные данные:

Н·м; мм; мм; ; ; ; мм; ; ; ; ; ; МПа; ; ; ; ;

 

Н,

МПа,

,

,

МПа МПа.

 

Расчет передачи 20:40 (резьбонарезная головка). Исходные данные:

Н·м; мм; мм; ; ; ; мм; ; ; ; ; ; МПа; ; ; ; ;

 

Н,

МПа,

,

,

МПа МПа.

 

Условие выносливости зубьев при изгибе выполняется, поскольку расчетная нагрузка значительно меньше допускаемой. Расчет на контактную выносливость зубьев не требуется.