- •Введение
- •1.2 Содержание и оформление расчетно-пояснительной записки
- •1.3 Исходные данные для проектирования
- •1.4 Техническая характеристика станка
- •2 Задание на модернизацию
- •2.1 Патентно-информационные исследования
- •2.2 Направления патентных исследований
- •3 Схемотехническое проектирование привода
- •3.1 Определение скоростных параметров электромеханического привода
- •3.2 Компоновка механического привода
- •3.3 Графоаналитическое проектирование привода
- •3.3.1 Графоаналитический расчет привода
- •3.3.2 Проектирование привода с многоскоростным электродвигателем
- •3.3.3 Проектирование привода сложенной структуры.
- •3.3.4 Проектирование привода с бесступенчатым регулированием частот вращения
- •3.3.5 Особенности проектирования привода подач
- •4 Конструирование модернизируемого узла
- •4.1 Расчет и конструирование коробки передач
- •4.2 Зубчатые передачи
- •Окружное усилие на колесе Ft2 будет осевой силой Fa1 для червяка
- •4.3 Валы и оси
- •4.3.1 Силы, нагружающие валы цилиндрических
- •4.3.2 Силы, нагружающие валы конических передач
- •4.3.3 Сила, нагружающая валы ременных
- •4.3.4 Силы, нагружающие валы червячных передач
- •4.3.5 Сила, нагружающая валы от муфт
- •4.3.6 Проектный расчет валов
- •5 Шпиндельный узел
- •6 Проектирование привода подач
- •6.1 Передача ходовой винт-гайка скольжения
- •6.2 Передача винт-гайка качения
- •6.2.1 Проектный расчет швп
- •6.3 Гидростатическая передача винт-гайка
- •7 Направляющие
- •7.1 Конструкции направляющих и
- •7.2 Расчет направляющих скольжения с полужидкостной смазкой
- •7.3 Расчет направляющих качения без циркуляции тел
- •7.4 Расчет направляющих с циркуляцией тел качения
- •Принципы и методы повышения точности станка
- •Общие положения и методы оценки точности при модернизации
- •8.2 Критерии оценки качества станков при модернизации
- •Заключение
- •Список литературы
- •3 94026 Воронеж, Московский просп., 14
4.2 Зубчатые передачи
В коробках передач металлорежущих станков используются цилиндрические прямозубые и косозубые, конические и червячные передачи.
Исходные данные для расчета:
- результаты кинематического расчета: число зубьев ведущего Z1 и ведомого Z2 колес, передаточное число , межосевое расстояние, а мм;
кинематическая схема;
график частот вращения;
- крутящие моменты на ведущем Т1 и ведомом Т2, Нм колесах;
частоты вращения ведущего n1ведомого n2 колес;
материал колес и его параметры.
Таблица 6 - Материал колес и рекомендуемые сочетания
№ варианта |
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
шестерня |
45 |
55 |
40Х |
45Х |
45ХН |
20Х, 25ХГМ, 18ХГТ12ХНЗА |
зубчатое колесо |
35, 40Л, 45Л, Ст 5 |
40, 45 45Л, Ст 6 |
55, 40ХЛ |
40Х |
40Х 45Х |
40, 45, 45Л, Ст 6 |
Рекомендуемые виды термообработки зубчатых колес в передачах различного назначения и допустимые пределы выносливости, используемые в расчетах следующие:
1. Вид термообработки для неответственных передач улучшение, твердость для шестерни НВ от 260 до 300; для зубчатого колеса – НВ от 230 до 260 [7].
Предел контактной выносливости передачи, МПа
= 2НВ + 70,
где - предел текучести.
Допускаемые контактные напряжения, МПа
σн 1(2) = 0,9σн /Sн, (33)
где ZN – коэффициент долговечности, 1 ≤ ZN ≤ ZN max.
Для зубчатых колес с однородной структурой
ZN max = 2,6. При базовом числе циклов нагружения передачи не более эквивалентного ZN1(2)≤ 0,75
Sн – коэффициент запаса прочности, Sн = 1,1.
Предел выносливости зубьев при изгибе, МПа:
НВ , σ = 0,8σ .
Допускаемые изгибные напряжения, МПа:
Y YA, где
YN – коэффициент долговечности, для НВ ≤ 350,
1 ≤ YN ≤ 4,0; для НВ > 350, 1 ≤ YN ≤ 2,5.
YA – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки: YA = 1 – при работе без реверса,
YA = (0,7-0,8) – при реверсивной нагрузке.
2. Термообработка при использовании для шестерни и колеса сталей марки 40Х, 40ХН, 35ХМ следующая: для шестерни – улучшение и закалка, твердость НRC 45-53; для колеса – улучшение твердости НВ 270-300.
Предел контактной выносливости шестерни, МПа
σн = 17 ·НRC +200, σн max=2,8σ .
Допускаемые контактные напряжения, МПа:
σн1 = 0,9 σн Z /Sн; для колес с поверхностной закалкой зубьев ZN max = 1,8, Sн = 1,2; с однородной структурой
ZN min = 2,6, Sн = 1,1.
Для колеса определение контактных напряжений изложено в п. 1.
Предел выносливости зубьев шестерни при изгибе, МПа: = (550...900); σF max1= 0,6σв.
Допускаемые изгибные напряжения для шестерни и колеса одинаковые и определяются по методике изложенной в п.1.
3. При использовании сочетания материала шестерни и колеса по варианту 2 (табл. 6) применяют одинаковую термообработку для шестерни и колеса: улучшение и закалку, твердость НRC 45-53.
Определение пределов выносливости контактной и изгибной изложены в п. 3.3.
4. При использовании сочетания по варианту 6 применяют термообработку: цементацию и закалку для шестерни, твердость НRC 56-63 и для колеса улучшение и закалку, твердость НRC 45-53. Предел контактной выносливости шестерни, МПа
σн 1= 23HRC, σн max 1= 44 НRC.
Допускаемые контактные напряжения, МПа
σн1= 0,9 σн 1 ZN1/Sн1, где 1 ≤ ZN1 ≤ ZNmax1, ZNmax= 1,8; Sн1=1,2.
Предел выносливости при изгибе зубьев шестерни, МПа σF 1 = 680 950, σFmax1 = 0,6 σв.
Допускаемые изгибные напряжения шестерни см п. 1. Расчет пределов контактной изгибной выносливости колеса, см. п. 3.3.
Силы, действующие в зацеплении зубчатой прямозубой цилиндрической передачи показаны на рис. 16; в косозубой передаче – рис. 17, а [8].
Рисунок 16 - Схема сил в зацеплении прямозубых
цилиндрических колес
Крутящий момент Н·м, на шестерне, Т1 = Тд·u1, на колесе
Т2 = Тд·u2. Окружные силы, Н., диаметры – мм
на шестерне Ft1 = 2·103 Т1/d1, (34)
на колесо Ft2 = 2·103 Т2/d2, (35)
где d1 = mz1; d2 = mz2.
Радиальные силы, Н
на колесе Fr2 =Ft2 tg /cos , (36)
на шестерне Fr1 = Ft1tg /cos , (37)
где угол зацепления = 200, угол наклона зуба для прямозубых колес = 0, для косозубых колес < 200 (для предварительных расчетов принимается = 130). Осевые силы, Н на шестерне Fa1= Ft1 tg , на колесе Fa2= Ft 2 tg .
Рисунок 17 - Схемы усилий в зацеплениях косозубых (а)
и конических (б) колес
При расчете сил, действующих в зацеплении конических колес учитывают углы делительных конусов (см. рис. 17, б).
Окружные силы – Н, диаметры – мм, на шестерне
Ft1 = 2·103 Т1/d1; на колесе Ft2 = 2·103 Т2/d2, где d1-средний делительный диаметр d1 = mt·z1; mt – окружной модуль в среднем нормальном сечении зуба; d2 = mt·z2.
Радиальные силы, Н:
на шестерне Fr1 = Ft1tg · cos , (38)
на колесе Fr2= Ft2tg · sin , (39)
углы делительных конусов, град = arctg (z1/z2),
= arctg (z2/z1). Осевые силы, Н: на шестерне
Fa1 = Ft1 tg · sin , на колесе Fa2 = Ft2 tg · cos .
Для расчета сил, действующих в зацеплении червячной передачи составляется схема сил (рис.18) .
и в зацеплении червячной передачи (б)
(момент - Нм, диаметры – мм)
Окружное усилие на червяке Ft1 будет осевым усилием для колеса Fa2
Ft1 = 2·103 Т1/d1 = Fa2, Н; d1 = m·q, (40)
где q – коэффициент диаметра червяка, предварительно принимают q =10.