WorldodTech

Обычно применяют передачи с наиболее технологичным полукруглым профилем резьбы : rв = rг » (1,03 .1,05) r1 – для снижения контактных напряжений.

Размеры элементов ПВ–ГК стандартизованы (ГОСТ 25329–82).

Расчет передачи винт–гайка качения (В–ГК).

Исходные данные и цель расчета.

ПВ–ГК выходит из строя в результате , —

* усталостного разрушения поверхностных слоёв шариков , гайки и винта;

* потери устойчивости винта;

* износа элементов передачи и снижения точности.

Возможные причины, —

* слишком большая нагрузка на винт;

* низкая расчетная долговечность;

* значительный относительный перекос В и Г;

* неудовлетворительная защита от загрязнений.

Цель расчета ПВ–ГК состоит в определении номинального диаметра винта d0 и в подборе по каталогу такой передачи, которая удовлетворяла бы всем требованиям работоспособности.

Исходные данные , —

* длина винта, наибольшая расчетная длина;

* способ установки на опорах;

* ряд значений осевой нагрузки, которые определяются для различных операций, выполняемых на МРС;

* ряд частот вращения В(г).

Можно исходить из величины крутящего момента на ходовом винте

М = Мд * h / i где:

Мд – крутящий момент на валу ЭД;

h – КПД передачи от ЭД к винту;

i – передаточное отношение этой передачи.

Осевая сила действующая на винт,

, где – угол подъема резьбы; угол трения (f=(57 85)10–5–коэффициент трения качения)

Предварительный выбор параметров передачи.

Предварительно передачу выбирают по осевой нагрузке, конструктивным и технологическим соображениям.

Затем проверяют усталостную прочность рабочих поверхностей винта и гайки по критериям усталости и осевой жесткости.

Номинальный диаметр винта d0 принимают равным L/(20 .25), где L –длина резьбовой части винта.

Расчет на жесткость

. Потребный номинальный диаметр винта d0 можно определить из условия обеспечения жесткости привода , которая связана с жесткостью шарико-винтового механизма jм , винта jв и его опор j0 :

Осевая жесткость привода оказывает влияние на виброустойчивость. Чтобы исключить резонансные явления, собственную частоту колебаний механической части привода f = (3 .3,5) f1 , где f1 – частота импульсов, вырабатываемых системой измерения перемещений.

Для крупных станков f1 = 10 .15 Гц

для средних и малых f1 = 15 .25 Гц.

Исходя из условия f = (3 .3,5) f1 ,потребная жесткость механической части привода

j = 4 * 10–6 * p2 * f2 * m (Н/мкм) , где

m – масса узлов механической части привода (ходового винта, исполнительного узла и установленных на нём приспособлений, заготовки), кг.

Жесткость шарико-винтового механизма (с предварительным натягом и возвратом шариков через вкладыши при r1/r2=0,96) :

где Кd = 0,3 .0,5 – коэффициент учитывающий погрешности изготовления резьбы гайки , а также жесткость стыков винтового механизма;

U – число витков резьбы в гайке;

d0 – номинальный диаметр винта , мм;

р – шаг резьбы , мм;

, Н – допустимая сила натяга, отне–

сённая к одному шарику , где Кz = 0,7 .0,8 – коэффициент учитывающий погрешности изготовления резьбы винта ; Z1 – рабочее число шариков в одном винте; a – угол контакта шариков с винтом и гайкой; b – угол подъёма резьбы.