Допустимая продолжительность работы механизма, выраженная в оборотах,

Допустимая продолжительность работы механизма, выраженная в часах:

Так как требуемую продолжительность работы механизма до наступления усталости любого его элемента принимают равной около 10000 часов, то можно уменьшить d₀ до 32 мм, что приведет к экономии средств на изготовление данного механизма без потерь работоспособности и времени эксплуатации всего станка.

Расчет винта на устойчивость по критической осевой силе. Если достаточно длинный винт работает на сжатие, его проверяют на устойчивость при наибольшем тяговом усилии Q, принимаемом за критическую силу. С учетом того что момент инерции сечения винта 1 определяют не для минимального его диаметра, а условного d₀, получают приближенную зависимость

где Е =20*10⁵— модуль упругости материала винта;

6280 — момент инерции сечения винта;

— коэффициент, зависящий от характера заделки концов винта (если оба конца винта защемлены, принимают равным 0,5; при одном защемленном конце и размещении второго на шарнирной опоре, имеющей возможность смещаться в осевом направлении, = 0,707; при обеих шарнирных опорах = 1; при одном защемленном конце и втором свободном = 2);

l=950 — наибольшее расстояние между гайкой и опорой винта.

Расчет винта на устойчивость по критической частоте вращения. В моменты быстрых перемещений рабочего органа станка, когда винт вращается с высокой частотой, центробежные силы могут вызвать потерю его устойчивости, что проявляется в наступлении вибраций, Критическая частота вращения винта (об/мин)

где d — внутренний диаметр резьбы винта, мм; v — коэффициент, зависящий от способа заделки винта (если один конец винта заделан жестко, второй свободный, v принимают равным 0,7; в случае обоих опорных концов =2,2; если один конец заделан жестко, другой опорный, v=3,4; когда оба конца заделаны жестко =4,9); k=0,5..0,8 – коэффициент запаса; l – расстояние между опорами винта, мм

об/мин

Расчет на жесткость.

Необходимый диаметр ходового винта d0 можно определить из условия обеспечения жесткости привода, которая связана с жесткостью шарико-винтового механизма jM, винта jв и его опор j0:

Осевая жесткость привода оказывает влияние на возможность возникновения и его резонансных колебаний. Чтобы не допустить резонансного режима, собственную частоту колебаний механической части привода j принимают в 3-3,5 раза больше, чем частота f1 импульсов, вырабатываемых системой измерения перемещений. Для крупных станков f1= 10...15 Гц, для средних и малых f1= 15...25 Гц. Исходя из допустимой частоты колебаний механически части привода f, определяют его требуемую жесткость (Н/мкм):

m - масса узлов механической части привода (ходового винта, исполнительного узла и установленных на нем приспособления, заготовки), кг.

Жесткость шарико-винтового механизма с предварительным натягом и возвратом шариков через вкладыши при

где ks= 0,3...0,5 — коэффициент, учитывающий погрешности изготовления гайки, а также деформации в винтовом механизме и во всех его стыках.

Наименьшая жесткость ходового винта зависит от способа установки его на опорах. При защемлении обоих концов (Н/м):

Приближенное значение жесткости опор винта (Н/мкм):

e=5; 10; 30 соответственно для радиально-упорных, шариковых и роли-порных подшипников;d0—в мм.

6. РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧИ ЗУБЧАТЫМ РЕМНЕМ

Для передачи момента от ротора двигателя к распределительному механизму выбираю передачу зубчатым ремнем.

Передача зубчатым ремнем (рис. 5.1) по сравнению с передачами клиновым или плоским ремнем при одинаковых габаритах позволяет передавать больший крутящий момент. Благодаря отсутствию скольжения она может быть использована для синхронизации вращения рабочих органов станка, манипулятора или промышленного робота. Передачу можно использовать при малых межцентровых расстояниях, повышенном значении передаточного числа (до 5...8). Допускается работа передачи в масле.

В то же время для передачи зубчатым ремнем характерны относительно низкий КПД, повышенный шум при частоте вращения шкивов более 1500 об/мин, большая масса зубчатого ремня, относительно сложная конструкция шкивов.

Рис.6.1 Передача зубчатым ремнем

6.1 Расчет передачи

Нагрузка на ремень. Исходные данные: номинальная мощность Р, передаваемая ремнем, кВт; частота вращения меньшего шкива n₁, об/мин; передаточное отношение передачи u.

Предварительно выбираем модуль передачи (мм):

Принимая модуль стандартным, по табл. 5.1 определяем наименьшее допускаемое число зубьев меньшего шкива z₁, вычисляем диаметр его делительной окружности D₁= mz₁, и окружную скорость ремня (м/с):

Принимаю модуль m =4мм, z₁=16

D₁=4*16=64мм

м/с

Табл. 6.1 Наименьшее допускаемое число зубьев меньшего шкива

Допускаемая удельная окружная сила, передаваемая ремнем:

m, мм 2 3 4 5 7 10

F₀, Н/см 5 10 25 35 45 60

Удельная расчетная сила, передаваемая ремнем (Н/см), при которой долговечность передачи составляет 3000 — 5000 ч,

F=F₀k_ik_Zok_Hk_bk_pk_vk_a,

где k_i=2 — коэффициент, учитывающий передаточное число передачи

k_Zo=0.9 — коэффициент, учитывающий число зубьев на дуге обхвата меньшего шкива,

k_H=1 — коэффициент, учитывающий наличие в передаче натяжного ролика; k_b=1.03— коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между витками каната;

k_p 0.62— коэффициент, учитывающий влияние режима и длительности работы передачи;

k_v=1 - коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости ремня на его долговечность, а именно, снижение работоспособности зубьев ремня из-за повышения частоты их нагружения и износа;

k_a=0.95 — коэффициент, учитывающий влияние длины ремня или межосевого расстояния а на его долговечность, а именно, повышение частоты нагружения зубьев ремней меньшей длины, их нагрев, неравномерность нагрузки по длине зубьев;

F=25*2*0.9*1*1.03*0.62*1*0.95=27.3 H

Расчетная окружная сила, передаваемая ремнем (H),

F_p = 1000Р/v=1000*1,24/3.35=370

Ширина ремня. Расчетная ширина ремня (мм)

b=F_p/F=370/27.3=13.56

Ширину ремня принимаем стандартной b= 20.

Табл. 5.2 Основные размеры ремней