починаючи із деякого номінального числа обертів (на низьких частотах важко підібрати режим, на якому привід працював би з максимальною потужністю через можливі поломок інструменту), отже, для універсальних верстатів характерна механічна характеристика, представлена ??на рис. 4.
Рис. 4. Механічна характеристика універсального верстата
З рис. 4. випливає, що для універсальних верстатів найбільш напруженим є номінальний режим роботи і всі подальші силові розрахунки виконуємо для цього режиму.
Номінальну частоту обертання приблизно можна визначити за формулою:
, (3.1)
де: к - кількість ступенів коробки передач, к=12.
хв - 1
3.2 Розрахунок найбільш навантаженої зубчастої передачі на витривалість при згині
Найбільш навантаженою є передача, один з елементів якої обертається в номінальному режимі. З частотою обертання 80 хв - 1 обертається зубчасте колесо Z16. З даним зубчастим колесом сполучена шестерня Z13. Отже, зубчаста передача U6 ??c елементами Z13 - Z16 є найбільш навантаженою.
Згідно з розрахунком за формулою (3.1) номінальна частота обертання дорівнює 80 хв - 1. З даної частотою обертається зубчасте колесо Z16. Для шестерні Z13 частоту обертання визначаємо за структурною схемою. Разом маємо:
хв - 1;
хв - 1.
Крутний момент на елементах зубчастої передачі визначаємо за формулою:
, (3.2)
де: nел - частота обертання шестерні або зубчастого колеса найбільш навантаженої передачі.
кгс/м
кгс/м
Визначимо міжосьова відстань за формулою:
мм
Визначаємо діаметр початкової окружності шестерні за формулою:
, (3.3)
де: U - передавальне відношення найбільш навантаженої передачі, U=U6=0,5.
мм
Визначаємо робочу ширину вінця зубчастого колеса за формулою:
, (3.4)
де: - Коефіцієнт ширини шестерні,=0,3 ... 0,6. Приймаються=0,5 мм.
мм
Зусилля, що діють на одиницю ширини зуба визначається за формулою:
, (3.5)
Де: К - коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження між зубами по ширині зуба, К=1,5 ... 2. Приймаємо К=1,75.
Підставивши в формулу (3.5) вираження (3.2) і (3.3) отримуємо формулу для визначення зусилля, що діє одночасно на одиницю ширини зуба шестерні і зубчастого колеса:
, (3.6)
кгс/мм
Відповідно до формули (3.6), зусилля, що діє на одиницю ширини зуба, зростає зі збільшенням переданої потужності і передавального числа і зменшується зі збільшенням частоти обертання, міжосьової відстані та робочої ширини зуба. Це зусилля викликає вигин зуба, його поломку і викришування в зоні контакту.
Таким чином, необхідно зробити розрахунок зубів зубчастої передачі на витривалість при вигині. Зуб розраховуємо на вигин як консольну балку змінного перерізу, навантажену зосередженою силою F, яка визначається за формулою:
, (3.7)
Максимальні напруги в підставі зуба визначаємо за формулою:
, (3.8)
де: - згинальний момент, який визначається за формулою:
, (3.9)
- момент опору перерізу зуба в підставі, що визначається за формулою:
, (3.10)
де: S1 - товщина зуба в небезпечному перерізі, мм;
- коефіцієнт концентрації напружень в перехідної частини,.
Дія зосередженої сили F на зуб показано ні малюнку 5.
Рис. 5. Дія зосередженої сили на зуб
Підставивши вирази (3.9) і (3.10) у формулу (3.8) отримаємо:
, (3.11)
Формула (3.11) також має наступний вигляд:
, (3.12)
де: - коефіцієнт, що враховує форму зуба, який визначається за формулою:
, (3.13)
Величина - безрозмірна величина і приблизно дорівнює 3,7. Підставивши дане значення у формулу (3.13) маємо:
кгс/мм2
При цьому повинна виконуватися умова витривалості при згині:
де: - допустиме напруження при вигині, що визначається за формулою:
, (3.14)
де: SF - коефіцієнт безпеки (запас міцності), SF=2,5;
- межа витривалості матеріалу зебьев при пульсуючому циклі. Значення
змінюється від 40 кгс/мм2 для сирих зубів до 100 кгс/мм2 для загартованих ТВЧ зубів.
Приймаються=100 кгс/мм2
кгс/мм2
, 6 кгс/мм2 40 кгс/мм2
Умова витривалості зубів при згині виконується.
З формули (3.12) видно, що напруга вигину в зубі зростає із збільшенням питомої окружний сили і убуває із збільшенням модуля.
...
