ПРОЕКТИРОВАНИЕ СИЛОВОГО СТОЛА КООРДИНАТНО-РАСТОЧНОГО СТАНКА

6 ПРОЕКТИРОВАНИЕ СИЛОВОГО СТОЛА КООРДИНАТНО-РАСТОЧНОГО СТАНКА

6.1 Расчет передачи винт-гайка

Исходными данными данного расчета являются:

-размер стола 1250х200 мм

-масса детали 200 кг

По конструктивным соображениям назначудлину винта l=1350 мм.

Определю массу стола:

М=ρ*V= кг

где ρ – плотность стола;

V – объем стола

Тогда масса перемещаемых частей:

где  - масса детали

 - масса стола.

Определяем значение диаметра винта

где L – диаметр винта, см

-диаметр винта, см

Принимаем по табличным данным нормали Н23-7

=4,5 0,5 t=0.8 где

диаметр шарика

t – шаг винта

Проверим полученные значения на соблюдение условия:

 где

m – масса перемещаемых частей механизма подачи

- длина винта

, условие выполняется.

Рассчитаем необходимое число шариков в передаче

Таким образом получим следующие расчетные данные:

Диметр винта =4,5 см

Шаг винта t=0.8 см

Диаметр шарика 0,5 см

Число шариков  шт

6.2 Расчет параметров зубчатых колес

Исходными данными расчета являются:

- тип двигателя: 2ПБ-112LГ

- общее передаточное U=1

При расчете зубчатых колес коробки скоростей модуль рассчитывается для каждой из передач в отдельности исходя из прочности зубьев на изгиб, а также исходя из контактной прочности зубьев.

Принимаем: материал колеса — сталь 40Х, термообработка – закалка объемная, твердость 45-52 HRC (450B).

Число зубьев колеса принимаем равным 24.

Определим модули для всех передач по наиболее нагруженной цепи.

Для стальных прямозубых колес формула для определения модуля исходя из прочности зубьев на изгиб имеет вид:

m_изг=,

где М_кр- расчетный крутящий момент на валу шестерни,

z - число зубьев шестерни,

y_н - коэффициент формы зуба;

y_н = 0,37;

ψ_m = 6;

κ_и- коэффициент, учитывающий увеличение нагрузки на передачу по сравнению с номинальной.

κ_и = κ_п κ_dи κ_нр.и,

где

κ_п - коэффициент перегрузки,

κ_п = 1;

κ_dи - коэффициент динамичности нагрузки, учитывающий дополнительные динамические нагрузки на зубья колес вследствие погрешностей ее изготовления и монтажа, а также деформацией зубьев под нагрузкой;

κ_dи=1;

κ_нр.и - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба;

κ_нр.и = 1,15;

κ_и=1*1*1,15 = 1,15.

 - допускаемое напряжение на изгиб,

Где σ_ид - длительный предел выносливости зубьев при расчете на изгибную прочность;

σ_ид = 1,9*10⁸ Н/м² [5, с.22];

κ_шл - коэффициент , учитывающий влияние режима шлифования зубьев на величину допускаемого изгибного напряжения;

κ_шл = 1,2;

κ_и.реж - коэффициент переменности режима работы, учитывающий благоприятное влияние переменного режима работы универсального станка на величину допускаемого напряжения;

κ_и.реж = 1,3 [5, с.23];

.

=.

Определим модуль передачи по контактным напряжениям

.

Определим модуль первой передачи.

z₁=24;

М_кр= 18,5 Нм;

ψ_m=6;

i - передаточное число (принимается i≥1, т. е. берется величина обратная передаточному отношению).

i₁=1

k_k – коэффициент, учитывающий увеличение нагрузки на передачу по сравнению с номинальной вследствие неравномерного характера процесса резания в работе привода.

k_k= k_п+ k_dk+ k_нр.к ;

k_п =1 – коэффициент перегрузки;

k_нр.к = 1,15 – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба;

k_dk=1 – коэффициент динамичности нагрузки;

k_k=

- допускаемое напряжение на контактную прочность, Н/м²;

=Н/м² - длительный предел выносливости зубьев при расчете на контактную прочность;

= 1,3 – коэффициент переменного режима работы;

=Н/м²=1230 Па.

мм.

Модуль по контактным напряжениям превышает модуль по изгибным напряжениям.

Принимаем максимальное значение модуля для всех передач m_.= 2 по ГОСТ 9563-80.