10. Пример проведения расчетов при проектировании коробки скоростей станка

10.1. Определение вращающих моментов на валах.

Вращающий момент на первом валу:

Нм

где С=9500 – коэффициент мощности;

- мощность на входном валу;

;

- кпд подшипников качения, = 0,995;

- кпд ременной передачи; = 0,96;

Вращающий момент на втором валу:

где - кпд цилиндрической передачи; = 0,98;

- передаточное число;

– с первого вала на второй с наибольшей редукцией;

- со второго вала на третий с наибольшей редукцией;

; и т.п

Соответственно вращающие моменты

10.2. Выбор материалов для зубчатых колёс и

определение допускаемых напряжений.

Зубчатые колёса передач и редукторов в большинстве случаев изготавливают из сталей, подвергнутых термическому и химико-термическому упрочнению. В табл. 4.5 [12] (стр.88) приводятся стали для шестерен и зубчатых колёс и соответствующая им термообработка.

Рекомендуется для шестерни назначать большую прочность стали, чем для колеса. Например, для улучшаемых сталей твёрдость шестерни должна быть больше твёрдости колеса на 15 ÷ 20 HB. Следовательно, базовый предел выносливости шестерён и колёс можно установить исходя из следующего условия.

, МПа.

10.3. Определение допускаемых контактных напряжений.

где - коэффициент безопасности, для улучшения =1,1 ( [12] стр.90, табл. 4.6).

- коэффициент долговечности при расчёте на контактную выносливость.

где - базовое число циклов нагружения;

- эквивалентное число циклов нагружения;

m = 6

Вычисление начинается с наиболее нагруженного звена (самая тихоходная передача, например, на

где = 30(HB)^2,4 , циклов;

циклов,

где n, мин־¹ (минимальная частота из графика чисел оборотов;

- расчётная долговечность; = 30000 часов;

- относительный момент i-го режима работы;

li - относительное время работы на i-ом режиме;

Допускаемые контактные напряжения на промежуточном валу (ближайшем к шпинделю).

= 30(HB)^2,4 , циклов

, циклов

Проводим аналогичные расчеты и на других валах.

10.4. Определение допускаемых изгибных напряжений.

где - коэффициент реверсивности; = 0,8 для реверсивных передач;

- коэффициент запаса при изгибной выносливости;

= 1,75([12] табл.4,6, стр.90);

- базовый предел выносливости; = 1,8HB, МПа;

10.5. Расчёт основных геометрических параметров передач.

Определение геометрических параметров первой групповой передачи.

Назначим коэффициент ширины [12].

.

Коэффициенты неравномерности нагрузки по ширине колеса:

=1+0,34 ;

=1+0,6

Из условия обеспечения контактной выносливости зубьев определим межосевое расстояние:

где Ka - коэффициент для прямозубых передач. Ka = 495.

Полученное значение a округлим до стандартного значения из ряда предпочтительных чисел.

Находим модуль:

m = (0,01÷0,02) мм.

По стандартному ряду чисел принимаем m, мм. Проверяем межосевое расстояние:

мм. .

Определение основных размеров зубчатых колёс. При суммарном смещении XΣ = 0 диаметры начальных окружностей совпадают с делительными.

Диаметры начальных (делительных) окружностей :

, мм;

, мм;

, мм;

………………….

Диаметры окружностей выступов:

, мм;

, мм;

, мм;

………………….

Диаметры окружностей впадин:

, мм;

, мм;

, мм;

……………………

Ширина колёс:

, мм.

Принимаем по стандартному ряду чисел. Аналогично определяем геометрические параметры других групповых передач.