Разработка и проектирование главного привода движения токарно - карусельного станка

     Допускаемые контактные напряжения:

     s_{H 19(20)} = 0,9×s_{H lim 19(20)}× Z_N19(20)S_H19(20),           (3.1.3)

     где S_H – коэффициент запаса прочности, для колес с однородной структурой S_H = 1,1.

      s_{H 19} = 0,9×s_{H lim 19}× Z_N19/S_H19 = 0,9×640×0,889 /1,1 = 465,5 МПа.

      s_{H 20} = 0,9×s_{H lim 20}× Z_N20/S_H20 = 0,9×566×0,935/1,1 = 432,99 МПа.

     В качестве расчетного допускаемого контактного  напряжения [s_Н] при расчете прямозубой цилиндрической передачи на контактную усталость принимается минимальное напряжение [s_Н] = s_{H 20} = 432,99 МПа. 

     Определение допускаемых изгибных напряжений:

     Базовое число циклов напряжений N_{F lim} = 4×10⁶.

     Эквивалентное число циклов:

     N_{FE 19(20)} = 60×n₁₉₍₂₀₎ ×L_h×c×k_FE,

     где L_h = n_год×254×n_см×8 – продолжительность работы передачи, час;

           n_год = 8 – число лет работы;

           n_см = 2 – число смен;

           n ₁₉₍₂₀₎ – частота вращения шестерни (колеса);

           с = 1 –  число зацеплений  зуба за один оборот колеса;

           k_FE = 1 – коэффициент учитывающий изменение нагрузки передачи.

     Получаем:

     L_h = 8×254×2×8 = 32512 час.

     Для шестерни z₁₉:

     N_{FE 19} = 60×n₁₉×L_h×c×k_FE = 60×63×32512×1×1 = 122,8×10⁶.

     Для колеса z₂₀:

     N_{FE 20} = 60×n₂₀×L_h×c×k_FE = 60×22,4×32512×1×1 = 43,7×10⁶. 
 

     Определяем  коэффициент долговечности Y_N:

так как  N_{F lim 19} < N_{FE 19} и N_{F lim 20} < N_{FE 20},

то принимаем  Y_N19 = 1 и Y_N20 = 1 ([2], стр. 42).

     Предел  выносливости зубьев при изгибе:

     s_{F lim 19(20)} = f (HB ₁₉₍₂₀₎), ([2], табл. 4.1.3).

     Для НВ £ 350 и термообработки улучшение имеем:

     s_{F lim 19} = 1,75×285 = 499  МПа, s_{F lim 20} = 1,75×248 = 434МПа. 

     Допускаемые изгибные напряжения:

     s_{FР 19(20)} = 0,4×s_{F lim 19(20)}×Y_N19(20)×Y_A,       (3.1.4)

     где Y_A – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки, Y_A = 1, так как приложение нагрузки одностороннее ([2], стр. 42).

     s_{FР 19} = 0,4×s_{F lim 19}×Y_N19×Y_A = 0,4×499 ×1×1 = 199,6  МПа.

                   s_{FР 20} = 0,4×s_{F lim 20}×Y_N20×Y_A = 0,4×434×1×1 = 173,6 МПа. 

     Допускаемые напряжения при действии максимальной нагрузки

([2], табл. 4.1.3):

     s_{HР max 19(20)} = 2,8×s_T, s_{FР max 19(20)} = 0,8×s_T.      (3.1.5)

     s_{HР max 19} = 2,8×750 = 2100 МПа, s_{HР max 19} = 2,8×750 = 2100 МПа.

     s_{FР max 20} = 0,8×750 = 600 МПа, s_{FР max 20} = 0,8×750 = 600 МПа. 
 

           3.2 Проектировочный расчет

           Расчет диаметра шестерни и выбор основных параметров передачи.

     Расчетный диаметр шестерни ([2], стр. 44):

     

,  (3.2.1)

     где k_d = 77 МПа – для прямозубых передач;

           y_bd – коэффициент ширины шестерни относительно ее диаметра, y_bd = = b/d₁₅ = f (HB, расположение колес относительно опор) = 0,3 … 1,2 ([2], табл. 4.2.6);

           K_Hb – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, K_Hb = f (HB, расположение колес относительно опор, y_bd) = 1,05 … 1,1 ([2], рис. 4.2.2 а);

           K_A – коэффициент внешней динамической нагрузки,

 K_A = 1,25 ([2], табл. 4.2.9);

           +(–) – зацепление внешнее (внутреннее),

           u = z₁₉/z₂₀ = 57/20 = 2,85 – передаточное отношение.

     

 мм.

     Ширина  венца зубчатого колеса:

     b₂₀ = b = y_bd×

;    (3.2.2)

     b₂₀ = 0,3×336,7 = 101 мм.

     Ширина  венца шестерни:

     b₁₉ = b₁₉ + 3 ... 5;       (3.2.3)

                                            b₁₉ = 101 + 5 = 106 мм.

     Определяем  модуль из расчета на контактную выносливость по формуле:

     m =

/z₁₉;

     m = 336,7 /20  = 16.8мм.

     Округляем полученное значение m до ближайшего стандартного значения:

     m = 16, ([2], табл. 4.2.1).

     Из  конструктивных соображений принимаем  m=12.

          Расчетное межосевое расстояние:

     

,             (3.2.4)

     где d_W19(20) = m×z₁₉₍₂₀₎ – диаметр начальной окружности шестерни (колеса).

     d_W19 = 10×20 = 200 мм,

     d_W20 = 10×57 = 570 мм.

     

мм.

     Диаметры  вершин зубьев:

     d_a19(20) = m×( z₁₉₍₂₀₎ + 2);        (3.2.5)

     d_а19 = 10×(20 + 2) = 220 мм,

     d_а20 = 10×(57 + 2) = 590 мм.

     Диаметр впадин зубьев:

     d_{f19 (20)} = m×( z₁₉₍₂₀₎ – 2);      (3.2.6)

     d_f19 = 10×(20 – 2) = 180 мм,

     d_f20 = 10×(57– 2) = 550 мм. 
 

     3.3 Проверочный расчет зубчатых передач на выносливость по контактным напряжениям и напряжениям изгиба. 

     Проверка  расчетных контактных напряжений: 

     Окружная  сила в зацеплении:

     F_t = 2×T₄×10³/ d_W1;                            (3.3.1)

     F_t = 2×2654×10³/200 = 9312H.

     Окружная  скорость колес:

     u = p×d_W19×n₁₉/(60×10³);                      (3.3.2)

     u = 3,14×200×63/(60×10³) = 0,66 м/с.

     Степень точности 8 (средней точности), ([2], табл. 4.2.8).

     Удельная  окружная динамическая сила:

     

,                         (3.3.3)

     где d_Н – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля на динамическую нагрузку; d_Н = 0,06 ([2], табл. 4.2.10);

            g₀ – коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса; g₀ = f (степень точности, m) = 5,6, ([2], табл. 4.2.12).

     W_Hυ = 0,06×5,6×0,66×

Н/мм.

     Удельная  расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации:

     

;                

     W_HtP = 9312×1,1/106 = 96,63 Н/мм.