Коробка швидкостей горизонтально-фрезерного верстата

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

ЗМІСТ

Вступ

1. Загальна характеристика верстата

2. Вихідні дані для проектування коробки швидкостей горизонтально-фрезерного верстата

3. Визначення режимів різання

4. Вибір електродвигуна

5. Кінематичний розрахунок

6. Розрахунок зубчастих пар коробки швидкостей горизонтально-фрезерного верстата

7. Розрахунок валів коробки швидкостей

8. Розрахунок та вибір підшипників для коробки швидкостей

Висновок

Література

ВСТУП

Комплексний підсумковий курсовий проект з циклу професійної та практичної підготовки являється важливою складовою навчального процесу і стає заключною частиною при підготовці бакалавра. У ході курсового проектування студенти здобувають досвід самостійного рішення практичних задач, вивчають сучасні конструкції технічних пристроїв і тенденції їхнього розвитку, здобувають навички використання засобів обчислювальної техніки при рішенні задач. Робота над курсовим проектом є тим процесом, що дає можливість студентам використати свої творчі здібності, інтуїцію і фантазію здобуті при навчанні у навчальному закладі, оскільки прийняття рішень у проектах сильно зв'язано з застосовністю матеріалів і комплектуючих виробів.

Завдання на курсове проектування було призначено в в'язку з тим, що на сьогоднішній день велика увага приділена конструюванню металорізального устаткування. У зв'язку з цим усе більш збільшується випуск верстатів автоматів і напівавтоматів, спеціальні і спеціалізовані, важкі й унікальних, верстати оснащують числовим програмним керуванням (ЧПУ), промисловими роботами, успішно вводяться гнучкі виробничі системи тощо. Для того щоб створити з перерахованого металорізального устаткування хоч один верстат, будуть потрібні спільне колосальне зусилля інженерів, конструкторів, програмістів і багатьох інших людей з різними професіями.

Але що ми бачимо в сучасному парку металорізального устаткування? Що за велику історію розвитку металорізального устаткування, яку можна простежити практично досконально. У більшості випадків верстати змінюють лише свої форми, конфігурацію, а в іншому усі внутрішні елементарні механізми і сам принцип обробки та дії залишились колишніми. Отут треба віддати належне винахідника, за те, що вони за малим асортиментом відомих людству простих пристроїв конструюють таке різноманітне устаткування вже не єдине століття.

Безумовно, якщо порівнювати деталі і найпростіші механізми, з яких конструювалися верстати, наприклад 16 століття із сьогоднішнім днем, то в наш час практично всі деталі стандартизовані і конструюються по вже заданому алгоритмі і схемам. Так наприклад, зуб шестірні має не тільки складну эвольвентную форму але і номер точності та допуск до нього.

Безперервне вдосконалення і розвиток машинобудування зв'язано з прогресом верстатобудування, оскільки металоріжучі верстати вкупі з деякими іншими видами технологічних машин забезпечують виготовлення будь-яких нових видів устаткування. Вдосконалення сучасних верстатів повинно забезпечувати підвищення швидкостей робочих та допоміжних рухів при відповідному підвищенні потужності приводу головного руху. Виключне значення набуває підвищення надійності верстатів за рахунок вдосконалення їх конструкцій і методів розрахунку деталей та складальних одиниць, а також впровадження у верстати систем контролю, виміру та діагностики.

1. ЗАГАЛЬНА ХАРАКТЕРИСТИКА ВЕРСТАТА

Горизонтально-фрезерні верстати призначені для різних фрезерувальних операцій пов'язаних з обробкою різних видів матеріалів, таких як чавун, сталь, кольорових металів і рідше не металевих матеріалів різанням. Обробка виконується внутрішніх так і зовнішніх поверхонь різного профілю (фасонних, гвинтових), нарізування зубчастих коліс і фрезерування канавок в умовах одиничного і серійного виробництва. Верстат може працювати в напівавтоматичному та автоматичному режимах, що дає можливість багатоверстатне обслуговування. Для обробки деталей на цих верстатах використовують циліндричні, фасонні, кутові, дискові і торцеві фрези.

Осині характеристики горизонтально-фрезерного верстата є: розмір робочої поверхні столу (довжина та ширина); найбільше переміщення столу (подовжнє, поперечне і вертикальне); межі частот обертання шпинделя; межі подач; габаритні розміри.

Рис.1.1. Загальний вигляд горизонтально-фрезерного верстата

Станина призначена для кріплення усіх вузлів і механізмів верстата.

Деякі вузли верстата (коробки швидкостей, електродвигун з пасовою передачею, механізм передачі руху до коробки подач і шпиндель верстата) розташовані усередині станини і не видні. Інші вузли верстата (консоль, коробка подач, хобот, стіл, насос для подачі охолодної рідини) розташовані на зовнішніх поверхнях станини.

Станина має коробчасту форму і посилена усередині ребрами; на передній стінці станини маються вертикальні направляючі (виконані у виді ласточкіного хвоста) для консолі, а зверху станини - горизонтальні напрямні для хобота.

Станина встановлюється нижньою обробленою поверхнею на основу коробчатої форми. Порожнина підстави верстата служить резервуаром і відстійником для охолодної рідини.

Хобот призначений для підтримування вільного кінця фрезерного оправлення. У залежності від виконуваної роботи на верстаті можна установити на різній відстані від направляючих консолі, тобто з різним вильотом.

Консоль являє собою твердий чавунний виливок, встановлений на вертикальних направляючих станини. Консоль може переміщатися по направляючим нагору і вниз. Верхня поверхня консолі кінчається напрямними для салазок (нижнього, чи поперечного, столу верстата).



Рис.1.2 Основні вузли та механізми горизонтально фрезерного верстата

Стіл верстата складається з двох частин: верхнього (подовжнього) столу з трьома Т-образними пазами на поверхні, призначеними для кріпильних болтів, і салазок, чи нижнього (поперечного) столу.

Шпиндель верстата служить для закріплення фрезерної оправки і для передачі обертання фрезі.

Привід здійснений від електродвигуна, розташованого в станині верстата. Обертання на шпиндель верстата передається через шків і пасову передачу.

Коробка швидкостей призначена для передачі обертання від шківа шпинделя та для зміни числа його оборотів при за допомогою переключення зубчастих коліс.

Коробка подач служить для зміні швидкості подач стола у вертикальному, прокольному та поперечному напрямках.

фрезерний верстат електродвигун коробка підшипник

2. ВИХІДНІ ДАНІ ДЛЯ ПРОЕКТУВАННЯ КОРОБКИ ШВИДКОСТЕЙ ГОРИЗОНТАЛЬНО-ФРЕЗЕРНОГО ВЕРСТАТА

Коробка швидкостей горизонтально-фрезерного верстата, як вже було сказано призначена для передачі обертання від електродвигуна до шпинделя, який являється головним рухом верстата та повинна забезпечувати необхідний інтервал частот обертання.

Завдання. Спроектувати коробку швидкостей горизонтально-фрезерного верстата на 16 ступенів, яка б мала найменшу частоту обертання і відповідала знаменнику ряду частот обертання шпинделя (знаменник геометричної прогресії) рівним . Спроектувати коробку швидкостей таким чином щоб вона забезпечувала обробку циліндричною (суцільна, , ) фрезою із матеріалу діаметром при голубині різання в по конструкційній сталі 35 (легована вуглецева якісна конструкційна, , , без термообробки , ГОСТ1050 - 74).

3. ВИЗНАЧЕННЯ РЕЖИМІВ РІЗАННЯ

Подачу фрези приймаємо на один зуб [3, стр.284, табл.35].

Швидкість різання для даного виду обробки:

(1)

де - Коефіцієнт для визначення швидкості різання, [3, стр.286, табл.39]; - діаметр фрези, ; - період стійкості фрези, [3, стр.290, табл.40]; - подача фрези на один зуб [3, табл.34]; - голубина різання ; - число зубців фрези, ; - ширина фрезерування ; , , , , , - показники степені у формулі, , , , , , [3, стр.286, табл.39]; - коефіцієнт, враховуючий вплив марки інструментальної сталі швидкості фрезерування, [3, стр.263, табл.6]; - коефіцієнт, враховуючий якість оброблюваного матеріалу

де - коефіцієнт характеризуючи групу сталі за оброблюваністю, ; - показник степені, [3, стр.262, табл.2]; - коефіцієнт, враховуючий стан поверхні, [3, стр.263, табл.5], приймаємо без корки.

Отже: .

Визначаємо число обертів циліндричної фрези з формули:

(2)

Звідки маємо: .

Це число обертів нас задовольняє оскільки по завданню найменше число обертання шпинделя становить .

У процесі різання внаслідок опору шару, що зрізується (глибина різання), деформуванню і руйнуванню виникають сили, що діють на фрезу, заготівлю і верстат. Для прямозубої циліндричної фрези рівнодіючу силу різання можна розкласти на окружну і радіальну. При фрезеруванні фрезою з гвинтовим зубом додатково будуть діяти осьова сила , напрямок якої залежить від напрямку гвинтового леза фрези, що ріже.

Схема сил, що діють на циліндричну фрезу з гвинтовим зубом, представлена на рис.3.1 Рівнодіюча сил і може бути розкладена на горизонтальну і вертикальну складової сил різання.

Сила є головної складової сил різання і здійснює основну роботу. По її величині підраховується потужність, необхідна для різання, що крутить момент на шпинделі верстата, а також виробляється розрахунок на міцність механізму головного руху фрезерного верстата.

Рис.3.1 Складові сили різання при фрезеруванні циліндричною фрезою: а - при зустрічному фрезеруванні (проти руху подачі); б - побіжному (в напрямку подачі)

- радіальна сила, спрямована по радіусі фрези. Вона дорівнює , натискає на опори шпинделя фрезерного верстата, згинає оправку фрези.

- горизонтальна сила, навантажує механізм подачі верстата, а також елементи кріплення деталі і пристосування.

- вертикальна сила, прагне при зустрічному фрезеруванні відірвати заготівлю від столу верстата, а при побіжному фрезеруванні - притиснути.

Величину сил і можна визначити з наступних співвідношень:

- при зустрічному фрезеруванні:

і ;

- при побіжному фрезеруванні:

і .

На сили різання при фрезеруванні впливають властивостей оброблюваного матеріалу, геометричні параметри інструмента, елементи режиму різання, наявність ЗОР (СОЖ), знос зубів фрези і т.д. між ними існує наступна емпірична залежність, застосовувана на практиці для визначення величини сили

чи

де - постійний коефіцієнт, що враховує властивості оброблюваного й інструментального матеріалів і інші умови процесу фрезерування, для яких установлені значення показників ступеня , , , ; , , - показники ступеня, що характеризують ступінь впливу глибини різання, подачі і діаметра фрези на силу ; - поправочний коефіцієнт, що враховує відмінність умов різання від тих умов, при яких визначені значення , , , .

При аналізі представленої емпіричної залежності значень показників ступеня , , , приведених у довідковій літературі для різних умов фрезерування, установлене наступне:

- сила при фрезеруванні змінюється прямо пропорційно ширині фрезерування , оскільки з ростом останньої прямо пропорційно зростає сумарна площа перетину шару, що зрізується.

- сила змінюється прямо пропорційно числу зубів фрези , тому що з ростом числа прямо пропорційно росте число одночасне працюючих зубів, а також величина сумарної площі перетину шару, що зрізується.

- подача впливає на силу у меншому ступені, чим глибина фрезерування , причому вплив подачі таке ж, як і при гострінні, про що свідчить величина показника , приймаємо . Що ж стосується глибини різання, то при фрезеруванні ця залежність є більш складної, тому що зміна глибини викликає зміна кок довгі дуги контакту, так і величини середньої товщини шару, що зрізується. В міру збільшення глибини товщина шару, що зрізується, збільшується, отже, при питома сила різання трохи знижується. Однак збільшенню не пропорційно зростанню . Наприклад, при збільшенні у 5 разів збільшується тільки в 2.25 рази. Це відносне зменшення , а також зниження питомої сили різання трохи знижує (у порівнянні з гострінням) інтенсивність впливу на силу різання , що характеризується значенням .

- зі збільшенням діаметра фрези, за інших рівних умов, сили буде зменшаться, тому що при цьому зменшується число одночасне працюючих зубів, товщина зрізу, а отже, і сумарна площа зрізу.

Отже: .

При зустрічному фрезеруванні:

, , .

Крутний момент на оправці становить:

.

Потрібна потужність різання:

4. ВИБІР ЕЛЕКТРОДВИГУНА

Для визначення приблизного значення (коефіцієнт корисної дії) усього приводу (коробки швидкостей) приймаємо: - к.к.д. однієї пари зубчастої передачі; - к.к.д. однієї пари підшипників кочення.

Тоді загальний к.к.д. коробки швидкостей знайдемо за формулою:

Маючи цей результат, визначимо яка потрібна мінімальна потужність електродвигуна: .

Отже можемо прийняти електродвигун (рис.4.1):

Асинхронний електродвигун загального призначення з короткозамкнутим контуром типу 4А132М6 (у захисному варіанті) потужністю , частотою обертання , за формую виконання - Щ2. ; ; ; ; ; ; ; ; ; ;; .



Рис.4.1. Загальний вигляд вибраного електродвигуна для приводу головного руху горизонтально фрезерного верстата

5. КІНЕМАИЧНИЙ РОЗРАХУНОК

Одним з основних показників металорізального верстата є діапазон регулювання його чисел обертів і подач. Він визначається по формулі:

де - максимальне число обертів шпінделя, ; - мінімальне число обертів шпінделя; - знаменник прогресії ряду чисел обертів шпінделя ; - число швидкостних ступенів .

Отже: .

Приступаємо до кінематичного розрахунку коробки швидкостей фрезерного верстата. Насамперед необхідно побудувати геометричний ряд чисел оборотів шпинделя верстата. Існують відомі залежності для побудови геометричного ряду:

; ; ;

В нашем случае выбираем коробку скоростей со следующей структурной формулой

Рис.5.1 Структурна сітка для варіанту

Рис.5.2. Графік чисел обертів шпинделя коробки швидкостей горизонтально-фрезерного верстата.

Маючи перед собою такий ряд і знаючи із завдання мінімальне число оборотів шпинделя верстата і знаменник геометричної прогресії, легко побудувати ряд чисел оборотів верстата, що розраховується. У нашому випадку і .

Тоді: ; ;

; ;

; ;

; ;

; ;

;

; ;

; ;

.

Цілком закономірно, що розрахований ряд, забезпечуваний спроектованою коробкою швидкостей, у силу неминучих погрішностей розрахунків і округлень чисел зубів коліс буде відрізняться від заданого.

Найбільше відхилення числа оборотів шпинделя визначається формулою:

де - знаменник прогресії; - фактична похибка у відсотках.

Визначаємо попередні передаточні відношення зубчастих передач:

- першого подвійного блоку:

; .

- другого подвійного блоку:

; .

- третього подвійного блоку:

; .

- четвертого подвійного блоку:

; .

Виконання умови

; ; ;

де - кількість зубців на шестерні.

6. РОЗРАХУНОК ЗУБЧАСТИХ ПАР КОРОБКИ ШВИДКОСТЕЙ ГОРИЗОНТАЛЬНО-ФРЕЗЕРНОГО ВЕРСТАТА

Приклад розрахунку ?10.стр.325-331?.

Призначаємо матеріал для зубчастих коліс. В завданні на проектування нема особливих вимог до відношення габаритів передачі, тому матеріал вибираємо з середніми механічними якостями. Для всіх зубчастих коліс приймаємо один матеріал ГОСТ4543-71 з термообробкою - покращення, твердість .?10.табл.3.15?.

Механічні характеристики матеріалу:

- часовий опір (границя міцності при розтягуванні): ;

- границя текучості при розтягуванні: .?10.табл.3.15?.

Межа витривалості при симетричному циклі вигину за формулою:

Допустиму напругу визначаємо, виходячи з тривалістю роботи передачі. При цьому число циклів загрузки зубців та коефіцієнт режиму , де - коефіцієнт режиму навантаження при розрахунку на контактну міцність, ?10.см. стр.82 та 84?.

Допустимі контактні напруження в передачі:

.

Допустима напруга згину при односторонній дії навантаженні визначаємо за формулою

де - коефіцієнт запасу міцності, приймаємо для покращених поковок, ; - ефективний коефіцієнт концентрації напружень у коня зубця, ?10.стр.84?; - коефіцієнт режиму навантаження

де - число циклів навантаження, , тоді .

Міжосьова відстань з умови контактної міцності визначаємо за формулою

де - передаточне відношення відповідної передачі; - коефіцієнт ширини, для прямо зубчастих коліс ?10.стр.49?; - коефіцієнт, враховуючий підвищення навантажувальної здатності за рахунок сумарної довжини контактних ліній, для прямозубих коліс ; - уточнений крутний момент на відповідному валу. Зубчасті колеса в заданій кінематичній схемі розташовані не симетрично відносно опор. І сили, діючі на вали, визивають додаткові деформації на контакт зубців. Пружна лінія відомих валів не симетрична. Тоді коефіцієнт навантаження потрібно вибирати як в умовах не симетричного розташування коліс. Попередньо приймаємо , ?10.стр.69?. Тоді уточнений крутний момент на валах становить: , де - крутний момент на відповідному валу.

Визначаємо крутний момент на валах з урахуванням усіх чинників:

де - мінімальне число обертів на відповідному валу,

; ; ; ;

;

- максимальна потужність на відповідному валу, , , , ,

Отже:

- крутний момент на першому валу з урахуванням усіх чинників:

;

- крутний момент на другому валу з урахуванням усіх чинників:

;

- крутний момент на третьому валу з урахуванням усіх чинників:

;

- крутний момент на четвертому валу з урахуванням усіх чинників:

;

- крутний момент на п'ятому (шпиндель) валу з урахуванням усіх чинників

.

Отже: ; ;

; ;

.

Проводимо розрахунок зачеплень та :

Міжосьова відстань між першим і другим валом становить:

,

приймаємо .

Нормальний модуль зачеплення:

,

в відповідності до ГОСТ 9563-60 приймаємо .

Приймаємо сумарне число зубців: .

Число зубців колеса: .

Число зубців колеса: .

Фактичне передаточне число передачі: .

Число зубців колеса: .

Число зубців колеса: .

Фактичне передаточне число передачі: .

Визначаємо основні розміри зубчастих передач.

Розділові діаметри

де - модуль відповідного зубчастого колеса; - число зубців відповідного колеса.

; ;

;

.

Визначаємо діаметри окружностей виступів: , де - розділовий діаметр відповідного колеса.

; ;

; .

Визначаємо діаметри окружностей впадин: .

;

;

;

.

Визначаємо ширину ведучих зубчастих коліс за формулою

де - поправочний коефіцієнт який становить ; - міжосьова відстань між відповідною передачею. Отже, ширина коліс та становить:

;

Ширину відомих коліс визначаємо за формулою: .

Тоді ширина коліс та становить: .

Визначаємо кутову швидкість на першому валу за формулою

де - число обертання першого вала коробки швидкостей, . Тоді кутова швидкість першого вала становить:

.

Визначаємо окружну швидкість кожного колеса за формулою

де - величина розділового діаметра зубчастого відповідного колеса.

Отже окружну швидкість коліс становить:

; .

Призначаємо 9-у ступінь точності передач в залежності від отриманої окружної швидкості коліс??10.стр.69, табл.3.11?.

Визначаємо коефіцієнт навантаження: , де - коефіцієнт концентрації навантаження, (при постійному навантажені) ?10.табл.3.12?; - коефіцієнт динамічного навантаження, відсутній ?10.табл.3.9?. Тоді . Коефіцієнт приймаємо для обох пар зчеплення. Тоді уточнений крутний момент на шестернях становить: .

Визначаємо робоче (дійсне) контактне напруження кожного зачеплення ( та ) за формулою

де - коефіцієнт, враховуючий підвищення навантажувальної здатності за рахунок збільшення довжини контактної лінії, , - передаточне число кожної пари.

При зчеплені на першому валу

.

При зчеплені на першому валу

.

Визначаємо сили діючі в зачепленні.

При зачепленні зубчастої пари: :

- окружне зусилля: ;

- радіальне зусилля: .

При зачепленні зубчастої пари: :

- окружне зусилля: ;

- радіальне зусилля: .

Перевірку міцності зубців на вигин зубчастої пари визначаємо за формулою

де - коефіцієнт підвищення міцності на згин прямих зубців: .?1.табл.3.3?; - модуль відповідного колеса; - розрахункове окружне зусилля на відповідному зачеплені коліс

де ; - ширина відповідних коліс; - коефіцієнти форми зубців відповідних коліс, для не коригованого зачеплення, який залежить від їх кількості: ; ; ; ;

?1.табл.3.4?; - допустиме граничне напруження згину.

Порівняльна оцінка міцності на вигин зубчастих пар:

; .

; .

Перевіряти зубці на вигин потрібно того колеса на якому міцність менша. Розрахункова окружне зусилля на колесах становить:

; .

Отже розрахункове напруження вигину у небезпечному перетині зуба коліс становить:

- при зчеплені на першому валу:

;

- при зчеплені на першому валу:

.

Проводимо розрахунок зачеплень та :

Міжосьова відстань між другим та третім валом становить:

,

приймаємо .

Нормальний модуль зачеплення:

, в відповідності до ГОСТ 9563-60 приймаємо .

Приймаємо сумарне число зубців: .

Число зубців шестерні: .

Число зубців: .

Фактичне передаточне число передачі: .

Число зубців на колесі: .

Число зубців на колесі: .

Фактичне передаточне число передачі: .

Визначаємо основні розміри зубчастих передач.

Розділові діаметри

де - модуль відповідного зубчастого колеса; - число зубців відповідного колеса.

;

; ;

.

Визначаємо діаметри окружностей виступів

де - розділовий діаметр відповідного колеса.

;

;

; .

Визначаємо діаметри окружностей впадин: .

;

;

;

.

Визначаємо ширину ведучих зубчастих коліс за формулою: , де - поправочний коефіцієнт який становить ; - міжосьова відстань між відповідною передачею. Отже, ширина коліс та становить: .

Ширину відомих коліс визначаємо за формулою: . Тоді ширина коліс та становить: .

Визначаємо максимальну кутову швидкість на другому валу за формулою

де - максимальне число обертання другого вала коробки швидкостей, . Тоді максимальна кутова швидкість вала становить

.

Визначаємо максимальну окружну швидкість кожного колеса за формулою

де - величина розділового діаметра зубчастого відповідного колеса.

Отже максимальна окружну швидкість коліс становить:

; .

Призначаємо 8-у ступінь точності передач в залежності від отриманої окружної швидкості коліс??10.стр.69, табл.3.11?.

Визначаємо коефіцієнт навантаження

де - коефіцієнт концентрації навантаження, (при постійному навантажені) ?10.табл.3.12?; - коефіцієнт динамічного навантаження ?10.табл.3.9?. Тоді . Коефіцієнт приймаємо для обох пар зчеплення. Тоді уточнений крутний момент на шестернях становить: .

Визначаємо робоче (дійсне) контактне напруження кожного зачеплення ( та ) за формулою:

де - коефіцієнт, враховуючий підвищення навантажувальної здатності за рахунок збільшення довжини контактної лінії, , - передаточне число кожної пари.

При зчеплені на першому валу:

При зчеплені на першому валу:

Визначаємо сили діючі в зачепленні.

При зачепленні зубчастої пари: :

- окружне зусилля: ;

- радіальне зусилля: .

При зачепленні зубчастої пари: :

- окружне зусилля: ;

- радіальне зусилля: .

Перевірку міцності зубців на вигин зубчастої пари визначаємо за формулою

де - коефіцієнт підвищення міцності на згин прямих зубців: .?1.табл.3.3?; - модуль відповідного колеса; - розрахункове окружне зусилля на відповідному зачеплені коліс

де ; - ширина відповідних коліс; - коефіцієнти форми зубців відповідних коліс, для не коригованого зачеплення, який залежить від їх кількості: ; ; ; .

?1.табл.3.4?; - допустиме граничне напруження згину.

Порівняльна оцінка міцності на вигин зубчастих пар:

; .

; .

Перевіряти зубці на вигин потрібно того колеса на якому міцність менша. Розрахункова окружне зусилля на колесах становить:

; .

Отже розрахункове напруження вигину у небезпечному перетині зуба коліс становить:

- при зчеплені на першому валу:

;

- при зчеплені на першому валу:

.

Проводимо розрахунок зачеплень та :

Міжосьова відстань між третім та четвертим валом становить:

,

приймаємо .

Нормальний модуль зачеплення:

,

в відповідності до ГОСТ 9563-60 приймаємо .

Приймаємо сумарне число зубців: .

Число зубців колеса .

Число зубців колеса .

Фактичне передаточне число передачі: .

Число зубців на колесі .

Число зубців на колесі .

Фактичне передаточне число передачі: .

Визначаємо основні розміри зубчастих передач.

Розділові діаметри

де - модуль відповідного зубчастого колеса; - число зубців відповідного колеса.

; ;

; .

Визначаємо діаметри окружностей виступів: , де - розділовий діаметр відповідного колеса.

; ;

; .

Визначаємо діаметри окружностей впадин: .

;

;

;

.

Визначаємо ширину ведучих зубчастих коліс за формулою

де - поправочний коефіцієнт який становить ; - міжосьова відстань між відповідною передачею. Отже, ширина коліс та становить:

;

Ширину відомих коліс визначаємо за формулою: . Тоді ширина коліс та становить: .

Визначаємо максимальну кутову швидкість на третьому валу за формулою

де - максимальне число обертання третього вала коробки швидкостей, . Тоді максимальна кутова швидкість вала становить:

.

Визначаємо максимальну окружну швидкість кожного колеса за формулою

де - величина розділового діаметра зубчастого відповідного колеса.

Отже максимальна окружну швидкість коліс становить:

; .

Призначаємо 8-у ступінь точності передач в залежності від отриманої окружної швидкості коліс??10.стр.69, табл.3.11?.

Визначаємо коефіцієнт навантаження

де - коефіцієнт концентрації навантаження, де - коефіцієнт концентрації навантаження, (при постійному навантажені) ?10.табл.3.12?; - коефіцієнт динамічного навантаження ?10.табл.3.9?.

Тоді . Коефіцієнт приймаємо для обох пар зчеплення. Тоді уточнений крутний момент на шестернях становить: .

Визначаємо робоче (дійсне) контактне напруження кожного зачеплення ( та ) за формулою:

де - коефіцієнт, враховуючий підвищення навантажувальної здатності за рахунок збільшення довжини контактної лінії, , - передаточне число кожної пари.

При зчеплені на першому валу:

При зчеплені на першому валу:

Визначаємо сили діючі в зачепленні.

При зачепленні зубчастої пари: :

- окружне зусилля: ;

- радіальне зусилля: .

При зачепленні зубчастої пари: :

- окружне зусилля: ;

- радіальне зусилля: .

Перевірку міцності зубців на вигин зубчастої пари визначаємо за формулою

де - коефіцієнт підвищення міцності на згин прямих зубців: .?1.табл.3.3?; - модуль відповідного колеса; - розрахункове окружне зусилля на відповідному зачеплені коліс

де ; - ширина відповідних коліс; - коефіцієнти форми зубців відповідних коліс, для не коригованого зачеплення, який залежить від їх кількості: ; ; ; ?1.табл.3.4?; - допустиме граничне напруження згину.

Порівняльна оцінка міцності на вигин зубчастих пар:

; .

; .

Перевіряти зубці на вигин потрібно того колеса на якому міцність менша. Розрахункова окружне зусилля на колесах становить:

; .

Отже розрахункове напруження вигину у небезпечному перетині зуба коліс становить:

- при зчеплені на першому валу:

;

- при зчеплені на першому валу:

.

Проводимо розрахунок зачеплень та :

Міжосьова відстань між четвертим та п'ятим валом становить:

, приймаємо .

Нормальний модуль зачеплення: , в відповідності до ГОСТ 9563-60 приймаємо .

Приймаємо сумарне число зубців:

Число зубців шестерні .

Число зубців .

Фактичне передаточне число передачі: ,

Число зубців на колесах: ,

Число зубців колеса: .

Фактичне передаточне число передачі: .

Визначаємо основні розміри зубчастих передач.

Розділові діаметри

де - модуль відповідного зубчастого колеса; - число зубців відповідного колеса.

; ;

; .

Визначаємо діаметри окружностей виступів

де - розділовий діаметр відповідного колеса.

; ;

; ;

Визначаємо діаметри окружностей впадин: .

;

;

;

Визначаємо ширину ведучих зубчастих коліс за формулою

де - поправочний коефіцієнт який становить ; - міжосьова відстань між відповідною передачею. Отже, ширина коліс та становить:

;

Ширину відомих коліс визначаємо за формулою: . Тоді ширина коліс та становить: .

Визначаємо максимальну кутову швидкість на четвертому валу за формулою

де - максимальне число обертання четвертого вала коробки швидкостей, . Тоді максимальна кутова швидкість вала становить:

.

Визначаємо максимальну окружну швидкість кожного колеса за формулою

де - величина розділового діаметра зубчастого відповідного колеса.

Отже максимальна окружну швидкість коліс становить:

; .

Призначаємо 8-у ступінь точності передач в залежності від отриманої окружної швидкості коліс??10.стр.69, табл.3.11?.

Визначаємо коефіцієнт навантаження

де - коефіцієнт концентрації навантаження, де - коефіцієнт концентрації навантаження, (при постійному навантажені) ?10.табл.3.12?; - коефіцієнт динамічного навантаження ?10.табл.3.9?. Тоді . Коефіцієнт приймаємо для обох пар зчеплення. Тоді уточнений крутний момент на шестернях становить: .

Визначаємо робоче (дійсне) контактне напруження кожного зачеплення ( та ) за формулою

де - коефіцієнт, враховуючий підвищення навантажувальної здатності за рахунок збільшення довжини контактної лінії, , - передаточне число кожної пари.

При зчеплені на першому валу:

При зчеплені на першому валу:

Визначаємо сили діючі в зачепленні.

При зачепленні зубчастої пари: :

- окружне зусилля: ;

- радіальне зусилля: .

При зачепленні зубчастої пари: :

- окружне зусилля: ;

- радіальне зусилля: .

Перевірку міцності зубців на вигин зубчастої пари визначаємо за формулою

де - коефіцієнт підвищення міцності на згин прямих зубців: .?1.табл.3.3?; - модуль відповідного колеса; - розрахункове окружне зусилля на відповідному зачеплені коліс

де ; - ширина відповідних коліс; - коефіцієнти форми зубців відповідних коліс, для не коригованого зачеплення, який залежить від їх кількості: ; ; ; ?1.табл.3.4?; - допустиме граничне напруження згину.

Порівняльна оцінка міцності на вигин зубчастих пар:

; .

; .

Перевіряти зубці на вигин потрібно того колеса на якому міцність менша. Розрахункова окружне зусилля на колесах становить:

; .

Отже розрахункове напруження вигину у небезпечному перетині зуба коліс становить:

- при зчеплені на першому валу:

;

- при зчеплені на першому валу:

Рис.6.1. Кінематична схема горизонтально-фрезерного верстата

7. РОЗРАХУНОК ВАЛІВ КОРОБКИ ШВИДКОСТЕЙ

Попередній розрахунок діаметрів валів проводиться по пониженій напрузі за формулою

де - допустиме напруження на кручення для вуглецевих сталей; - крутний моменти, виникаючий в поперечних перетинах відповідних валів: ; ; ; ; .

Отже приблизний діаметри валів становлять:

, відповідно до ГОСТ 6636-69 приймаємо .

, відповідно до ГОСТ 6636-69 приймаємо .

, відповідно до ГОСТ 6636-69 приймаємо .

, відповідно до ГОСТ 6636-69 приймаємо .

, відповідно до ГОСТ 6636-69 приймаємо .

Проводимо уточнюючий розрахунок першого вала. Для виконання уточнюючого розрахунку вала конструктивно призначимо його довжини.

Для спрощення, розрахунок вала будемо проводить по максимальному зусиллю в одній із передач.

При зачепленні зубчастої пари: ; .

Визначаємо опорні реакції в підшипниках та , для цього складаємо три рівняння рівноваги

:

маємо: .

: ,

маємо:.

Перевірка. : , .

Будуємо епюру моментів:

, : .

, : .

Будуємо епюру горизонтальних згинальних моментів (рис.7.2).

Розглядаємо навантаження вола у вертикальній площині (див. рис.7.2).

Визначаємо опорні реакції в підшипниках та :

:

маємо: .

: , маємо:

.

Перевірка. : ,

Будуємо епюру моментів:

, : .

, : .

Сумарний момент становить:

;

Приведений момент: ;

Рівнодіюча реакція підшипника:

;

Рівнодіюча реакція підшипника:

;

Уточнюючий розрахунок діаметра вала будемо проводити в небезпечному перетині, а саме на шліцах .

Допустимі напруження для вала (). Працюючого в умовах згину та кручення:

, ,

,

де - коефіцієнт режиму навантаження, ; - коефіцієнт запасу міцності по межі витривалості , приймаємо . Визначення коефіцієнтів запасу міцності виконуємо для приблизно небезпечних перерізах вала, приймаючи при цьому, що нормальні напруження змінюються по симетричному циклу, а дотичні по пульсуючому.

Діаметр вала круглого перетину, працюючого в умовах згину та кручення:

, приймаємо діаметри під підшипники .

Вал приймаємо (виходячи з діаметра під підшипники) зубчастий (шліцьовий): , ?11.табл.5.10?.

Визначаємо осьовий та полярний моменти опору вала в перетині де розташована шестерня:

Осьовий: .

Полярний:

Визначаємо характеристики змінних напружень вала. Нормальні напруження згину змінюються за симетричним циклом, тому середня напруга . Амплітуда циклу:

- згинаючих: .

Для реверсивної передачі приймається, що напруження кручення знакоперемінні ():

- дотичні: .



Рис.7.2 Розрахунок першого вала

Коефіцієнт запасу міцності по (дотичних) згинаючим напруженням

де - межа витримки при симетричному циклі крутіння приймаємо: ; - ефективний коефіцієнт концентрації напруги на згин: ?10.табл.8.6?; - ефективний коефіцієнт концентрації напруги на кручення: ?10.табл.8.6?; - значення масштабного фактора, який залежить від діаметра вала, , ?10.табл.8.1?; і - коефіцієнти, показуючи стан межі витривалості при симетричному та пульсуючому циклі відповідно при згині та при крученні, , ?10.стр.166?; - коефіцієнт враховуючий дію чистоти поверхні ().

Отже: .

Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напруженнями:

.

Дійсний коефіцієнт запасу міцності:

.

Умова міцності виконується.

Для спрощення, розрахунок вала будемо проводить по максимальному зусиллю в одній із передач.

При зачепленні зубчастої пари: ; .

При зачепленні зубчастої пари; .

Розглядаємо навантаження вола у горизонтальній площині (див. рис.7.4):

Визначаємо опорні реакції в підшипниках та , для цього складаємо три рівняння рівноваги

: ,

звідки маємо: .

: ,

звідки маємо:

.

Перевірка. : ,

.

Будуємо епюру моментів:

, : .

, : .

Будуємо епюру горизонтальних згинальних моментів (рис.7.4)

Розглядаємо навантаження вола у вертикальній площині (див. рис.7.4):

Визначаємо опорні реакції в підшипниках та :

:

звідки маємо:

.

: ,

звідки маємо: .

Перевірка. : ,

Будуємо епюру моментів:

, : .

, : ;

Сумарний момент становить:

;

.

Приведений момент:

;

.

Рівнодіюча реакція підшипника:

;

Рівнодіюча реакція підшипника:

;

Уточнюючий розрахунок діаметра вала будемо проводити в небезпечному перетині, а саме на шпонках .

Допустимі напруження для вала (). Працюючого в умовах згину та кручення

,

,

де - коефіцієнт режиму навантаження, ; - коефіцієнт запасу міцності по межі витривалості , приймаємо . Визначення коефіцієнтів запасу міцності виконуємо для приблизно небезпечних перерізах вала, приймаючи при цьому, що нормальні напруження змінюються по симетричному циклу, а дотичні по пульсуючому.

Діаметр вала круглого перетину, працюючого в умовах згину та кручення:

, приймаємо діаметри під підшипники .

Вал приймаємо (виходячи з діаметра під підшипники) діаметром з шпонкою: , ?13.табл.170?. Визначаємо осьовий та полярний моменти опору вала в перетині де розташована шестерня.



Рис.7.4 Розрахунок другого вала

Осьовий: .

Полярний:

Визначаємо характеристики змінних напружень вала. Нормальні напруження згину змінюються за симетричним циклом, тому середня напруга . Амплітуда циклу:

- згинаючих: .

Для реверсивної передачі приймається, що напруження кручення знакоперемінні ():

- дотичні: .

Коефіцієнт запасу міцності по (дотичних) згинаючим напруженням:

де - межа витримки при симетричному циклі крутіння приймаємо: ; - ефективний коефіцієнт концентрації напруги на згин: 10.табл.8.5; - ефективний коефіцієнт концентрації напруги на кручення: 10.табл.8.5; - значення масштабного фактора, який залежить від діаметра вала, , ?10.табл.8.1 ; і - коефіцієнти, показуючи стан межі витривалості при симетричному та пульсуючому циклі відповідно при згині та при крученні, , 10.стр.166; - коефіцієнт враховуючий дію чистоти поверхні ().

Отже: .

Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напруженнями:

.

Дійсний коефіцієнт запасу міцності:

.

Умова міцності виконується.

Для спрощення, розрахунок вала будемо проводить по максимальному зусиллю в одній із передач.

При зачепленні зубчастої пари: ; .

При зачепленні зубчастої пари: ; .

Розглядаємо навантаження вола у горизонтальній площині (див. рис.7.6):

Визначаємо опорні реакції в підшипниках та , для цього складаємо три рівняння рівноваги

: ,

звідки маємо: .

: ,

звідки маємо: .

Перевірка. : , .

Будуємо епюру моментів:

, : .

, : .

Будуємо епюру горизонтальних згинальних моментів (рис.7.6)

Розглядаємо навантаження вола у вертикальній площині (див. рис.7.6):

Визначаємо опорні реакції в підшипниках та :

:

звідки маємо:

.

: ,

звідки маємо:

.

Перевірка. : ,

Будуємо епюру моментів:

, : .

, : ;

Сумарний момент становить:

;

.

Приведений момент:

;

.

Рівнодіюча реакція підшипника:

;

Рівнодіюча реакція підшипника:

;

Уточнюючий розрахунок діаметра вала будемо проводити в небезпечному перетині, а саме на шпонках .

Допустимі напруження для вала (). Працюючого в умовах згину та кручення

, ,

, ,

де - коефіцієнт режиму навантаження, ; - коефіцієнт запасу міцності по межі витривалості , приймаємо . Визначення коефіцієнтів запасу міцності виконуємо для приблизно небезпечних перерізах вала, приймаючи при цьому, що нормальні напруження змінюються по симетричному циклу, а дотичні по пульсуючому.

Діаметр вала круглого перетину, працюючого в умовах згину та кручення:

, приймаємо діаметри під підшипники .

Вал приймаємо (виходячи з діаметра під підшипники) діаметром з шпонкою: , ?13.табл.170 ; шліци: .

Визначаємо осьовий та полярний моменти опору вала в перетині де розташована шестерня:

Осьовий: .

Полярний:

Визначаємо характеристики змінних напружень вала. Нормальні напруження згину змінюються за симетричним циклом, тому середня напруга . Амплітуда циклу:

- згинаючих: .

Для реверсивної передачі приймається, що напруження кручення знакоперемінні ():

- дотичні: .

Коефіцієнт запасу міцності по (дотичних) згинаючим напруженням:

де - межа витримки при симетричному циклі крутіння приймаємо; - ефективний коефіцієнт концентрації напруги на згин: ?10.табл.8.5 ; - ефективний коефіцієнт концентрації напруги на кручення: ?10.табл.8.5 ; - значення масштабного фактора, який залежить від діаметра вала, , ?10.табл.8.1 ; і - коефіцієнти, показуючи стан межі витривалості при симетричному та пульсуючому циклі відповідно при згині та при крученні, , ?10.стр.166 ; - коефіцієнт враховуючий дію чистоти поверхні ().

Отже: .

Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напруженнями



Рис.7.6. Розрахунок третього вала

.

Дійсний коефіцієнт запасу міцності:

.

Умова міцності виконується.

Для спрощення, розрахунок вала будемо проводить по максимальному зусиллю в одній із передач.

При зачепленні зубчастої пари: ; .

При зачепленні зубчастої пари: ; .

Розглядаємо навантаження вала у горизонтальній площині (див. рис.7.8):

Складаємо систему рівнянь трьох моментів:

де і - кути прогини балки (вала) рис. 7.8.

; .

Визначаємо опорні реакції в підшипниках лівої частини вала та :

; .

Будуємо епюру: : ; ; ;

; . Отже ;

Визначаємо опорні реакції в підшипниках лівої частини вала та :

;

Будуємо епюру: : ; ; ;

; . Отже .

, ; .

Визначаємо опорні реакції в підшипниках лівої частини вала та , враховуючи згинальний момент , для цього складаємо рівняння рівноваги

: ,

: ,

.



Визначаємо опорні реакції в підшипниках правої частини вала та , враховуючи згинальний момент , для цього складаємо рівняння рівноваги

:

.

: ,

Тоді: ;

; .

Будуємо епюру згинальних моментів: ,

:

. ,

:

.

Розглядаємо навантаження вала у вертикальній площині.

Складаємо систему рівнянь трьох моментів

де і - кути прогини балки (вала) рис. 7.10, ; .

Визначаємо опорні реакції в підшипниках лівої частини вала та :

; .

Будуємо епюру: : ;

; ;

; .

Отже .

Визначаємо опорні реакції в підшипниках лівої частини вала та :

;

Будуємо епюру: : ;

; ;

; .

Отже .

, ;

.



Визначаємо опорні реакції в підшипниках лівої частини вала та , враховуючи згинальний момент , для цього складаємо рівняння рівноваги

,

.

,

.

Визначаємо опорні реакції в підшипниках правої частини вала та , враховуючи згинальний момент , для цього складаємо рівняння рівноваги:

.

,

.

Тоді: ;

; .

Будуємо епюру згинальних моментів:

,

.

, :

.

Сумарний момент становить:

;

;

.

Приведений момент: ;

;

.

Рівнодіюча реакція підшипника:

;

Рівнодіюча реакція підшипника:

;

Рівнодіюча реакція підшипника:

.

Уточнюючий розрахунок діаметра вала будемо проводити в небезпечному перетині, а саме на шпонках.

Допустимі напруження для вала (). Працюючого в умовах згину та кручення: , ,

де - коефіцієнт режиму навантаження, ; - коефіцієнт запасу міцності по межі витривалості , приймаємо .

Визначення коефіцієнтів запасу міцності виконуємо для приблизно небезпечних перерізах вала, приймаючи при цьому, що нормальні напруження змінюються по симетричному циклу, а дотичні по пульсуючому .



Рис.7.9. Розрахунок четвертого вала

Діаметр вала круглого перетину, працюючого в умовах згину та кручення , приймаємо діаметри під підшипники .

Вал приймаємо (виходячи з діаметра під підшипники) зубчастий (шліцьовий): , 11.табл.5.10 .

Визначаємо осьовий та полярний моменти опору вала в перетині де розташована шестерня:

Осьовий: .

Полярний: .

Визначаємо характеристики змінних напружень вала. Нормальні напруження згину змінюються за симетричним циклом, тому середня напруга . Амплітуда циклу:

- згинаючих: .

Для реверсивної передачі приймається, що напруження кручення знакоперемінні ():

- дотичні: .

Коефіцієнт запасу міцності по (дотичних) згинаючим напруженням:

де - межа витримки при симетричному циклі крутіння приймаємо: ; - ефективний коефіцієнт концентрації напруги на згин: 10.табл.8.5 ; - ефективний коефіцієнт концентрації напруги на кручення: 10.табл.8.5 ; - значення масштабного фактора, який залежить від діаметра вала, , 10.табл.8.1 ; і - коефіцієнти, показуючи стан межі витривалості при симетричному та пульсуючому циклі відповідно при згині та при крученні, , 10.стр.166 ; - коефіцієнт враховуючий дію чистоти поверхні ().

Отже: .

Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напруженнями:

.

Дійсний коефіцієнт запасу міцності: .

Умова міцності виконується.

Проводимо уточнюючий розрахунок п'ятого вала (шпинделя).

Шпиндель - одна з найвідповідальніших деталей верстата. Від нього багато в чому залежить точність обробки деталей, тому до шпинделя ставляться особливі вимоги. Розрахунок і конструювання шпинделів мають свою специфіку в порівнянні із звичайними валами. На конструкцію шпинделів впливають вимоги жорсткості і точності обертання, що визначає його розміри, розташування і вид опор, а також вид привода, метод кріплення патрона (передні кінці шпинделя стандартизовані), наявність отвору в шпинделі для можливості обробляти прутковий матеріал та ін.

Для виконання уточнюючого розрахунку шпинделя конструктивно призначимо його довжини. При цьому додаємо розміри оправки, яка в роботі верстата виконує продовження шпинделя.

Для надійної роботи, розрахунок шпинделя будемо проводить по максимальному зусиллю в одній із передач, не визираючи на те, що принцес різання протікає при іншому зчеплені.

При зачепленні зубчастої пари: ; .

Зусилля різання ; .

Розглядаємо навантаження вала у горизонтальній площині (див. рис.7.10)



Складаємо систему рівнянь трьох моментів (рис.7.10):

,

,

де ; .

Визначаємо опорні реакції в підшипниках центральної частини вала та :

; .

Будуємо епюру: : ; ;

; ; .

;

;.

Тоді маємо систему рівнянь:

, Отже ; .

Визначаємо опорні реакції в підшипниках лівої частини вала та , з урахуванням моментів для цього складаємо рівняння рівноваги:

, .

, .

Визначаємо опорні реакції в підшипниках центральної частини вала та , з урахуванням згинальних моментів, для цього складаємо рівняння рівноваги

звідки маємо:

,

звідки маємо:

.

Визначаємо опорні реакції в підшипниках правої частини вала та , з урахуванням згинальних моментів, для цього складаємо рівняння рівноваги:

.

:

.

Отже: ; ;

; .

Будуємо епюру моментів:

, : .

, :

.

Розглядаємо навантаження вала у вертикальній площині (див. рис.7.10):

Складаємо систему рівнянь трьох моментів:

,

де ; .

Визначаємо опорні реакції в підшипниках центральної частини вала та :

;

.

Будуємо епюру: : ; ;

; ;

.

; ; ;

.

Тоді маємо систему рівнянь: ; ;

.

Визначаємо опорні реакції в підшипниках лівої частини вала та , з урахуванням моментів для цього складаємо рівняння рівноваги:

, .

Рис.7.10. Розрахунок п'ятого (шпинделя) вала



, .

Визначаємо опорні реакції в підшипниках центральної частини вала та , з урахуванням згинальних моментів, для цього складаємо рівняння рівноваги

звідки маємо:

,

звідки маємо:

.

Визначаємо опорні реакції в підшипниках правої частини вала та , з урахуванням згинальних моментів, для цього складаємо рівняння рівноваги

.

:

.

Отже: ; ;

; .

Будуємо епюру моментів:

, : .

, : .

Сумарний момент становить:

;

;

.

Приведений момент:

;

;

;

.

Уточнюючий розрахунок діаметра вала будемо проводити в небезпечному перетині, а саме на шпонках.

Допустимі напруження для вала (). Працюючого в умовах згину та кручення: , , ,

де - коефіцієнт режиму навантаження, ; - коефіцієнт запасу міцності по межі витривалості , приймаємо . Визначення коефіцієнтів запасу міцності виконуємо для приблизно небезпечних перерізах вала, приймаючи при цьому, що нормальні напруження змінюються по симетричному циклу, а дотичні по пульсуючому.

Діаметр вала круглого перетину, працюючого в умовах згину та кручення:

,

приймаємо діаметри під підшипники , для суцільного шпинделя.

Шпиндель приймаємо (виходячи з діаметра під підшипники) з отвором , оскільки в основному різальний інструмент на фрезерних верстатах закріплюється на струні, яка проходить через внутрішній отвір шпинделя.

Діаметр під перший підшипник ; діаметр отвору .

Визначаємо осьовий та полярний моменти опору вала в перетині де розташована шестерня:

Осьовий: .

Полярний: .

Визначаємо характеристики змінних напружень вала. Нормальні напруження згину змінюються за симетричним циклом, тому середня напруга . Амплітуда циклу:

- згинаючих: .

Для реверсивної передачі приймається, що напруження кручення знакоперемінні ():

- дотичні: .

Коефіцієнт запасу міцності по (дотичних) згинаючим напруженням:

де - межа витримки при симетричному циклі крутіння приймаємо: ; - ефективний коефіцієнт концентрації напруги на згин: 10.табл.8.5 ; - ефективний коефіцієнт концентрації напруги на кручення: 10.табл.8.5 ; - значення масштабного фактора, який залежить від діаметра вала, , 10.табл.8.1 ; - коефіцієнт враховуючий дію чистоти поверхні ().

Отже: .

Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напруженнями:

.

Дійсний коефіцієнт запасу міцності:

.

Умова міцності виконується.

8. РОЗРАХУНОК ТА ВИБІР ПІДШИПНИКІВ ДЛЯ КОРОБКИ ШВИДКОСТЕЙ

Для перших чотирьох валів приймаємо підшипники шарикові радіальні однорядні. Такі мають не розбірну конструкцію (прості та дешеві), найчастіше використовують в якості універсальних опор у різноманітних вузлах. Призначені для прийняття радіальних навантажень при високих частотах обертання і може одночасно радіальною приймати і реверсивну осьове навантаження в межах до від невикористаної радіального навантаження.

Підшипники для першого та другого валів за ГОСТ8338 - 57, підшипник 206, легкої серії.

Основні розміри: ; ; ; ; ; ; ; ; ; .

В порівняльному розрахунку перевіримо цей підшипник на відповідність номінальної динамічної вантажопідйомності підшипника 206 з фактичною, якщо статична вантажопідйомність становить , динамічна , рівнодіюча сила підшипника: , частота обертання вала , необхідна довговічність

де

Рис.8.1 Типи підшипників, які використовуються в коробці швидкостей.

Коефіцієнти та , з причини відсутності осьового навантаження.

Визначаємо еквівалентне навантаження:

, тоді .

Отже можна зробити висновок, що вибраний мною підшипник має майже у шістнадцять разів запасу міцності.

Наступні розрахунки, інших підшипників на міцність вважаю марними оскільки видно, що на них діють не значні навантаження і обертаються з невеликою швидкістю обертання. Підшипники для третього вала, теж радіальні шарикові однорядні за ГОСТ8338 - 57, підшипник 208, легкої серії.

Основні розміри: ; ; ; ; ; ; ; ; ; .

ВИСНОВОК

Виконання комплексного підсумкового курсового проекту з циклу професійної та практичної підготовки сприяло закріпленню і поглибленню знань, отриманих при вивченні загальнотехнічних інженерних дисциплін таких, як теоретична механіка, теорія машин і механізмів, опір матеріалів, деталі машин, креслення, метрологія та багато інших. Не залишилися і по заувагою спеціальні дисципліни: верстатне обладнання автоматизованого виробництва, проектування та експлуатація металорізальних верстатів та інші.

У комплексному курсовому проекті була спроектована коробка швидкостей горизонтально-фрезерного верстата на 16 ступенів швидкостей, мінімальна чистота обертання шпинделя якої становить рівною і зростає по знаменнику геометричної прогресії . Коробка швидкостей була спроектована таким чином, щоб вона могла забезпечувати фрезерування конструкційної сталі 35 циліндричною фрезою діаметром при глибині різання у .

Кропіткі розрахунки були проведені по циліндричним зубчастим передачам, які були перевірені на контактне напруження та на згин у небезпечному перетині. Також велика увага була приділена до розрахунку валів, шпинделя та їх опор, які були перевірені на відповідні показники надійної та довговічної роботи.

Усі спроектовані параметри коробки швидкостей та робочих меланізмів були розраховані і підібрані з метою економічності, надійності і ремонтопридатності за відповідними ГОСТами, що безсумнівно зменшить її вартість, полегшить зборку на виробництві при виготовленні і забезпечить якісну роботу.

ЛІТЕРАТУРА

1. Аврутин С.В. «Фрезерное дело», 4-е изд., Всесоюзное учебно педагогическое издательство трудрезервиздат, Москва. 1958. - 541с.

2. Локтева С.Е. «Станки с программным управление и промышленные роботы», 2-е изд., Машиностроение, Москва. 1986. - 320с.

3. Справочник технолога-машиностроителя. 2т., 4-е изд., под ред. А.Г. Косиловой, Р.К. Мещерякова, Машиностроение, Москва. 1985. - 496с.

4. Пуш В.Э. и др. «Металлорежущие станки» Учебник для машиностроительных вузов. Под ред. В.Э. Пуша. Машиностроение, Москва. 1985. - 256с.

5. Колев Н.С. и др. «Металлорежущие станки» Учебное пособие для вузов. Машиностроение, Москва. 1980. - 500с.

6. Проников А.С. «Расчет и конструирование металлорежущих станков», 2-е изд. Высшая школа, Москва. 1967. - 431с.

7. Проников А.С. и др. «Металлорежущие станки и автоматы» Учебник для машиностроительных вузов, под ред. А.С. Проникова. Машиностроение, Москва. 1981. - 479с.

7. Решетов Д.Н. «Детали машин», Машиностроение, Москва. 1975. - 655с.

8. Жуков К.П., Столбин Г.Б. и др. «Расчет и проектирование деталей машин» Учебное пособие. Высная школа , Москва. 1978. - 247с.

9. Писаренко Г.С., Квітка О.Л., Уманський Є.С. «Опір матеріалів», Вища школа, Київ. 2004. - 655с.

10. Ицкович Г.М., Киселев В.А., и др. «Курсовое проектирование деталей машин», 4-е изд., Машиностроение, Москва. 1964. - 594с.

11. Киркач Н.Ф., Баласанян Р.А. «Расчет и проектирование деталей машин», 3-е изд., Основа, Харьков. 1991. - 275с.

12. Иванов М.Н. «Детали машин», Высшая школа, Москва. 1984. - 334с.

13. Мамет О.М. «Краткий справочник конструктора-станкостроителя», 3-е изд., Машиностроение, Москва. 1968. - 687с.

14. Мягков В.Д. «Краткий справочник конструктора», 2-е узд., Машиностроение. Ленінград. 1975 - 810с.

15. Ерохин М.Н., Карп А.В., и др. «Детали машин и основы конструирования» под. ред. М.Н. Ерохина. - Москва, КолосС, 2005 - 462с.

16. Ачеркан Н.С. и д.р. «Металлорежущие станки», в 2-х том., 2-е пер., Машиностроение, - Москва: 1965. - 627с.

Размещено на Allbest.ru