11.Ориентировочный расчет диаметров валов и проверка максимально нагруженного вала [6, ]
В качестве материала валов выбираем термически обработанную сталь 45. Твердость стали НВ = 235…262. Проектный расчет валов выполняется по напряжениям кручения, то есть при этом не учитываются напряжения изгиба, концентрации напряжений и переменность напряжений во времени (циклы напряжений). Допускаемое напряжение на кручение применяют.
Предварительный расчет валов червячной передачи
Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:
Ведомого (вал червячного колеса):
Тк2=Т2=1077Нм
Ведущего(червяк):
Тк1=Т1=Т2/uη=1077/80*0.9=14.2Нм
Диаметр выходного конца ведущего вала
Принимаем dв1=48мм
Диаметр подшипниковых шеек
dп1=55мм
Диаметр выходного конца ведомого вала
Принимаем
dв2=60мм
Передача винт-гайка
Диаметр вала:
d2
=
мм,
где Мк2 = Т2 – крутящий момент, равный вращающему моменту на винте, Н·м,
принимаем по стандартному ряду d2 = 28 мм.
диаметр под подшипник d3 :
d3 = d2 + 2t = 28 + 2· 2,5 = 33 мм,
принимаем d3 = 35 мм.
Проверка максимально нагруженного вала [6, ]с.376
Силы в зацеплении:
окружная сила на червячном колесе, равная осевой силе на червяке:
Н;
окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе:
Н;
радиальные силы на колесе и червяке:
Н.
При отсутствии специальных требований червяк должен иметь правое направление витков.
Вал червяка
Расстояние
между опорами:
мм. Диаметр d1
= 40 мм.
Реакции опор:
в
плоскости xz
Н;
в
плоскости yz
;
Н;
;
Н.
Проверка:
Суммарные реакции:
Н;
Н.
Осевые составляющие радиальных реакций шариковых радиально-упорных подшипников по формулам:
Н;
Н,
где для подшипников шариковых радиально-упорных с углом α = 26° коэффициент осевого нагружения е = 0,68 (табл. 9.18).
Осевые
нагрузки подшипников (табл. 9.21). В нашем
случае S1
< S2;
;
тогда
H;
H.
Рассмотрим левый («первый») подшипник.
Отношение
;
осевую нагрузку не учитываем.
Эквивалентная нагрузка:
Н,
где по табл. 9.19 для приводов винтовых конвейеров Kб = 1,3.
Коэффициенты V = 1 и KT=1.
Долговечность определяем по более нагруженному подшипнику.
Рассмотрим правый («второй») подшипник.
Отношение
;
поэтому эквивалентную нагрузку определяем
с учетом осевой;
Н,
где X = 0,41, Y = 0,87 по табл. 9.18.
Расчетная долговечность:
млн.об.
Расчетная долговечность:
ч,
где n = 1500 – частота вращения червяка.
12 Проверка на прочность и жесткость основных базовых деталей: стоек, станин, траверс, колонн
Базовые детали МРС служат для создания требуемого пространственного размещения узлов, несущих инструмент и обрабатываемую деталь,
и обеспечивают точность их взаимного расположения под нагрузкой. Совокупность базовых деталей между инструментом и заготовкой образует несущую систему станка.
Базовые детали должны иметь:
- первоначальную точность изготовления всех ответственных поверхностей для обеспечения требуемой точности станка;
- высокую жесткость, определяемую контактными деформациями подвижных и неподвижных стыков;
- высокие демпфирующие свойства, то есть гасить колебания между инструментом и заготовкой от действия различных источников вибраций и т.д.
Основными материалами базовых деталей, удовлетворяющими условиям стабильности, жесткости, виброустойчивости, являются чугун и низкоуглеродистая сталь. Значительно реже применяют бетон, да и то в качестве материала для оснований или станин. Базовые детали станков рассчитывают на жесткость и температурные деформации с точки зрения точности.
Жесткость базовых деталей во много определяет погрешности обработки и характеризуется величиной смещения инструмента относительно заготовки из-за деформации базовых деталей. Жесткость отдельных базовых деталей определяется собственной их жесткостью на изгиб, кручение, сдвиг и т.п., а жесткость соединений элементов характеризуется отношением нагрузки к соответствующему относительному перемещению в станке. Расчет на жесткость носит приближенный характер, вместе с тем чаще применяют сложные, но более точные расчеты на основе метода конечных элементов с использованием современных ЭВМ.