Розрахунок коробки подач горизонтально-розточувального верстата

МІНІСТЕРСТВО ОСВІТИ І НАУКИ УКРАЇНИ

ДОНЕЦЬКИЙ НАЦІОНАЛЬНИЙ ТЕХНІЧНИЙ УНІВЕРСИТЕТ

Факультет механічний

Кафедра "Металорізальні верстати та системи"

КУРСОВИЙ ПРОЕКТ

По предмету: "Обладнання і транспорт механообробних цехів"

на тему: "Розрахунок коробки подач горизонтально-розточувального верстата"

ПК.04.29.72.00.000.ПЗ

Виконав:

студент гр. МС 02-б Меляновскій І.В.

Консультант

Доц. Цокур В.П

Нормоконтролер ЦокурВ.П

Донецьк 2006

РЕФЕРАТ

Курсовий проект: 28 с., 4 табл., 5 рис., 8 джерел, 3 додатки.

Об'єкт дослідження - коробка подач горизонтально-розточувального верстата.

У курсовому проекті вибрано електродвигун, визначені передавальні відносини кожному ступені коробки, а також потужності, крутний момент, частоти обертання кожного вала. Розраховано модулі для кожної передачі. Визначено основні розміри зубчастих коліс. Спроектовані передачі та проведено розрахунок вихідного валу, так як він є найбільш навантаженим. Обрана система мастила і мастильний матеріал деталей верстата. Вибрані електромагнітні муфти і підшипники кочення, а також обрані і розраховані шпонкові з'єднання. Виконані креслення розгортки коробки подач, загального вигляду горизонтально-розточувального верстата, кінематична схема та графік подач.

Верстат, ВАЛ, зубчастих коліс, ПЗ Д підшипників, ПОДАЧА, СУПОРТ, СИСТЕМА МАСТИЛА.

ЗАВДАННЯ

Спроектувати механічну коробку подач горизонтально-розточувального верстата.

Вихідні дані:

Основний розмір верстата: d = 160мм.

Знаменник геометричної прогресії: φ = 1,41.

Вага рухомих частин 100 кг.

Шорсткість поверхні, що обробляється на даному верстаті: R _a = 2.5мкм.

Граничні значення подачі: S _min = 0,05 мм / об, S _max = 5мм/об.

ЗМІСТ

Введення

1. Обгрунтування вибору граничних режимів різання

2. Визначення діапазону регулювання подач

3. Вибір структурної формули коробки подач

4. Вибір чисел зубів зубчастих коліс коробки подач

5. Розрахунок ефективної потужності коробки подач

6. Розрахунок модулів зубчастих коліс

7. Визначення параметрів зубчастих коліс

8. Визначення параметрів валів

8.1 Уточнений розрахунок валу

8.2 Розрахунок вала на втому

9. Вибір елементів передавальних крутний момент

10. Вибір підшипників

11. Визначення системи змащення забезпечують задану точність обробки

Висновок

Список використаних джерел

ВСТУП

В даний час спостерігається тенденція на підвищення рівня автоматизації виробничих процесів. У виробництво все більше впроваджується автоматизоване обладнання, яке працює без безпосередньої участі людини або значно полегшує працю робітника. Це дозволяє значно скоротити трудомісткість виробничого процесу, знизити собівартість продукції, що випускається, збільшити продуктивність праці. Тому головне завдання інженерів-розробка автоматизованого обладнання, розрахунок його основних вузлів і агрегатів, виявлення найбільш оптимальних технічних рішень та впровадження їх у виробництво.

Метою даного курсового проекту є розробка механічної коробки подач горизонтально-розточувального верстата, перемикання передач в якій здійснюється за допомогою механіки.

Привід подач призначений для повідомлення робітничого руху інструменту при обробці і зміни швидкості його руху при незмінній частоті обертання шпинделя. Крутний момент передається коробці подач від електродвигуна через коробку швидкостей. Після проходження через коробку подач крутний момент передається ходовому валу а від ходового валу - фартуху, в якому крутний момент і частота обертання остаточно перетворюються до необхідних значень зубчастої шестерні рейкової передачі забезпечує необхідну швидкість руху супорта.

Розрахунок коробки подач включає визначення діапазону регулювання подач, побудова структурної сітки і відповідно до неї графіка подач і кінематичної схеми, визначення чисел зубів зубчастих коліс коробки, визначення передатного відношення постійної передачі фартуха, визначення необхідної ефективної потужності коробки подач, визначення модулів та параметрів зубчастих коліс , визначення параметрів валів і уточнений розрахунок на втому самого навантаженого валу, вибір шпонкових або шліцьових з'єднань передавальних крутний момент, вибір підшипників опор валів, вибір системи змащення, розрахунок динамічних характеристик забезпечують задану точність обробки.

1. ОБГРУНТУВАННЯ ВИБОРУ ГРАНИЧНИХ РЕЖИМІВ РІЗАННЯ.

Визначаємо граничні значення розмірів оброблюваної заготовки.

Найбільший рекомендований діаметр розточування оброблюваної деталі:

D _max = 320 мм

Найменший діаметр оброблюваної деталі:

D _min = 0.2 D = 0.2 • 320 = 64 мм.

Визначимо режими обробки і відповідні їм способи обробки. В якості вихідного матеріалу при виборі режимів обробки приймаємо сталь 45 σ _в = 600 мПа, і чавун СЧ (НВ160).

Приймаються 6 видів операцій можливих на даному верстаті і для них, відповідно до рекомендації (1), виберемо значення режимів обробки відповідно до виду обробки і матеріалом ріжучого інструменту. Отримані дані заносимо в таблицю 1.

Визначимо значення швидкості за формулою:

де Т = 30-60 хв - середнє значення стійкості інструменту;

x, y, m - показники ступеня;

K _v = K _my K _nv K _uv

Де K _my - коефіцієнт враховує вплив матеріалу заготовки;

K _nv - коефіцієнт враховує стан поверхні;

K _uv - коефіцієнт враховує матеріал інструменту;

S - подача верстата, мм / об

t - глибина різання, мм

Таблиця 1 - Режими різання при різних способах обробки.

Вид обробки	Матеріал ріжучого інструм.	Сталь 45						Чавун СЧ140
		чорнова			чистова			чорнова			чистова

		v	t	s	v	t	s	v	t	s	v	t	s
Розгортання	Т5К10	105	4	0,4	120	0,5	0,14	87	3	0,28	103	0,35	0,1
Розточування	Т5К10	63	2	0,2	85	0,3	0,1	49	2	0,2	60	0,2	0,1
Відрізання	Т15К6	45	4	0,28	-	-	-	32	4	0,14	-	-	-
Свердління	Р6М5	30	5	0,56	-	-	-	25	5	0,4	-	-	-
Зенкування	Р6М5	15	0,8	3,55	-	-	-	10	0,8	2,5	-	-	-
Резьбонарез.	Р6М5	40	0,5	4,8	45	0,2	2,5	35	0,3	3,55	40	0,2	3,55
Підрізка торця	Т5К10	70	2	0,8	174,6	0,3	0,56	55	2	0,4	98	0,7	0,2

2. ВИЗНАЧЕННЯ ДІАПАЗОНУ РЕГУЛЮВАННЯ ПОДАЧІ

Визначаємо діапазон регулювання подач за формулою:

де мінімальне значення подачі приймаємо S _min = 0.05 мм / об приймаємо з урахуванням заданої шорсткості обробленої поверхні.

Визначаємо число ступенів коробки подач:

Приймаються Z = 15.

3. ВИБІР СТРУКТУРНОЇ ФОРМУЛИ Коробка подач

За кількістю ступенів коробки подач і знаменника геометричній прогресії φ = 1,41 з таблиці 5.1 (2, с.24) вибираємо вид структури Б III -1. При цьому структурна формула має вигляд: Z = 3 • (0 +2 +3)

За малюнком 5.5 (2, с. 28) вибираємо типову кінематичну схему приводу:

Малюнок 3.1 - Типова кінематична схема приводу.

По таблиці 5.1 вибираємо такі параметри коробки подач:

КШ = 20 - число шестерень коробки;

КВ = 5 - кількість валів коробки подач;

Z _КЦ = 6 - кількість ступенів подачі переданих по короткій кінематичного ланцюга;

У відповідності зі знаменником прогресії φ = 1,41 вибираємо стандартний ряд подач: 0,05; 0,071; 0,1; 0,14; 0,2; 0,28; 0,4; 0,56; 0,8; 1 , 12; 1,6; 2,24; 3,15; 4,5; 5.

Будуємо структурну сітку і графік подач за отриманими даними.

Рисунок 3.2 - Структурна сітка коробки подач.

Малюнок 3.3 - Графік подач горизонтально-розточувального верстата.

Визначаємо передаточне відношення постійної передачі фартуха редуктора супорта. Знаючи передавальні відносини, відповідні найменшому значенню подачі з графіка подачі S _min = 0.05 мм / об, і прийнявши число зубів зубчастої шестерні рейкової передачі Z _Ш.Р. = 11, модуль m = 5мм, отримаємо вираз для визначення передаточного числа постійної передачі фартуха супорта:

звідки визначимо:

Передаточне число постійної передачі:

Структурна сітка і графік подач наведені на малюнках 3.2 та 3.3.

4. ВИБІР ЧИСЕЛ зубів зубчастих коліс Коробка подач

Виходячи із знайдених за графіком подач передавальних відносин а також з кінематичної схеми коробки визначаємо числа зубів зубчастих коліс. Наприклад між I і II валами передавальні відносини i ₁ = _1, i ₂ = 0.709, i ₃ = 0,503. По таблиці 6 (3, с. 102-103) визначаємо числа зубів Z ₁ = 24, Z ₂ = 24, Z ₃ = 20, Z ₄ = 28, Z ₅ = 16, Z ₆ = 32. Аналогічно визначаємо числа зубів всіх інших передач за їх передавальним відносин, отримані числа зубів заносимо в таблицю 4.1.

Таблиця 4.1 - Числа зубів зубчастих коліс.

Напрямок передачі (вали)	I - II	II - III	II - IV	IV - V	V - III
Передавальні відносини
Числа зубів	; ;	;			; ;
Z Σ	48	68	80		4 серпня

5. РОЗРАХУНОК ЕФЕКТИВНОЇ ПОТУЖНОСТІ Коробка подач

Ефективна потужність коробки подач визначається за формулою:

де Q - тягове зусилля на рейці, Н

V _s - швидкість руху супорта при заданих режимах різання, мм / хв

V _s = s ∙ n

Де n =

Значення Q для комбінованих напрямних визначаємо за формулою:

Q = μ (P _z + G) + kP _x

Де μ - коефіцієнт тертя в напрямних; μ = 0,15-0,18. Приймаються μ = 0,165.

P _z - зусилля різання. Визначаємо за формулою:

P _z = 10 C _pz t ^x s ^y v ⁿ k _p

Для визначення зусилля різання вибираємо найбільш важкі умови різання - обробка вуглецевої сталі 45 діаметром 100 мм при t = 5 мм і подачі s = 1,12 мм / об.

По таблиці 22 (1, с. 273) визначаємо коефіцієнти C _pz = 300, х = 1,0, у = 0,75, n =- 0.15.

Коефіцієнт k _p визначаємо за формулою:

k _p = k _MP k _φp k _γp k _λp k _rp

де k _MP - коефіцієнт впливу оброблюваного матеріалу k _MP = 1.

k _φp, k _γp, k _λp, k _rp - коефіцієнти впливу геометричних параметрів інструменту

k _φp = K _γp = K _λp = K _rp = 1.

V - швидкість різання, м / с. Визначаємо за формулою:

де за таблицею 17 (1, с. 269) визначаємо З _v = 340; х = 0,15; у = 0,45; m = 0.2.

T - стійкість різця, хв. Т = 45 хв.

k _v = k _mv k _nv k _uv

k _mv - коефіцієнт враховує вплив матеріалу заготовки, k _mv = 1 (1, табл.1, с.261),

k _nv - коефіцієнт враховує стан поверхні заготовки, k _nv = 0,9.

k _uv - коефіцієнт враховує вплив матеріалу інструменту, k _uv = 0,65 при обробці конструкційної сталі різцем Т5К10. (1, табл. 6).

k _v = 1 • 0,9 • 0,65 = 0,585

мм / хв

n = = 220.8 об / хв

приймаємо n = 200 об / хв.

V _s = 1,12 ∙ 200 = 224мм/мін

P _z = 10 • 300 • 5 ¹ • 1,12 ^0,75 • 69,342 ^-0,15 • 1 = 9511,5 Н

G - сила тяжіння рухомих частин супорта, Н

G = mg = 100 ∙ 9.81 = 981 H

k = 1.15

P _x = 0.4 P _z = 0.4 ∙ 9511.5 = 3804.6 H

Q = 0.165 ∙ (9511.5 +981) +1.15 ∙ 3804.6 = 6106.6 H

кВт

де η - ККД ланцюга подачі. Приймаються η = 0,1 5.

Визначаємо потужності на валах коробки:

N _I = N _З = 1.486 кВт

N _II = N _I ∙ η _п ∙ η _зп = 1,486 ∙ 0,97 ∙ 0,99 = 1,43 кВт

N _IV = N _II ∙ η _п ∙ η _зп = 1,43 ∙ 0,97 ∙ 0,99 = 1,37 кВт

N _V = N _IV ∙ η _п ∙ η _зп = 1,37 ∙ 0,97 ∙ 0,99 = 1,31 кВт

N _III = N _V ∙ η _п ∙ η _зп = 1,31 ∙ 0,97 ∙ 0,99 = 1,254 кВт

6. РОЗРАХУНОК Модуль зубчастих коліс

При розрахунку зубчастих коліс коробки подач модуль розраховується для кожної з передач окремо виходячи з міцності зубів на згин, а також виходячи з втоми поверхневих шарів.

Для сталевих прямозубих коліс формула для визначення модуля має вигляд:

де σ _F - допустимі напруження на вигин Н / см ^2. σ _F = 435 Н / см ^2,

Y _F - коефіцієнт форми зуба.

z - число зубів шестерні (меншого колеса)

ψ - коефіцієнт ширини зубчастого колеса.

ψ =

де b - ширина шестерні, мм

Приймаються ψ = 8.

k - коефіцієнт навантаження який враховує зміну навантаження в порівнянні з номінальною від дії різних факторів; k = 1,4 (3, с. 151).

Для кожної з передач визначаємо модулі.

Для передачі I - II модуль буде дорівнює:

мм

Для передачі II - IV:

мм

для передачі IV - V:

мм

для передачі V - III:

мм

для передачі II - III:

мм

Для всіх передач в коробці подач приймаємо m = 4мм.

7. ВИЗНАЧЕННЯ ПАРАМЕТРІВ ЗУБЧАТИХ КОЛІС

До основних параметрів зубчастих коліс відносяться модуль, міжосьова відстань, ширина зубчастих коліс, діаметр ділильного кола, діаметр вершин зубів і діаметр западин зубів.

Міжосьова відстань для кожної з розраховуються передач визначається за формулою:

a _W =

Для першої передачі з передавальним відношенням i ₁ = ₁ і числами зубів Z ₁ = 24, Z ₂ = 24 міжосьова відстань дорівнюватиме:

a _W = мм

Діаметр ділильного кола зубчастих коліс визначається за формулою:

d _wi = mZ _i

d _{w 1} = d _{w 2} = 4 ∙ 24 = 96мм

Діаметр вершин зубів:

d _ai = d _wi +2 m

d _a1 = d _a2 = 96 +2 ∙ 4 = 104 мм

Діаметр западин зубів:

d _fi = d _wi -2.5 m

d _{f 1} = d _{f 2} = 96-2.5 ∙ 4 = 86мм

Знаючи коефіцієнт ширини зубчастого колеса ψ = 8, визначимо ширину зубчастого колеса:

b _i = ψ ∙ m _i

b ₁ = 8 ∙ 4 = 32мм.

Отримані значення параметрів зубчастих коліс для всіх передач коробки подач заносимо в таблицю 7.1

Таблиця 7.1 - Значення параметрів зубчастих коліс.

8. ВИЗНАЧЕННЯ ПАРАМЕТРІВ ВАЛІВ

Знаходимо момент крутний на вихідному валу:

Визначаємо номінальний момент на валах за формулою:

Визначимо мінімальні діаметри валів, які дозволяються міцності за формулою:

З конструктивних міркувань приймаю діаметр першого валу: d = 32мм.

Приймаю діаметр другому валу: d = 34мм

Приймаю діаметр четвертого валу: d = 30мм

Приймаю діаметр п'ятому валу: d = 42мм

Приймаю діаметр третього валу: d = 50мм.

8.1 Уточнений розрахунок валу

Уточнений розрахунок виконуємо для п'ятого валу.

Для перевірочного розрахунку будуємо епюру навантаження цього валу. Розміри валу визначаємо виходячи з ширини зубчастих коліс і ширини підшипників.

Визначимо сили діють в зубчастому зачепленні. При розрахунковій схемою навантаження в зачепленні бере участь передача з передавальним відношенням i ₆ = 1 / 1, 41, параметри зубчастих коліс якої наведено в таблиці 7.1.

Визначаємо окружну силу в зачепленні за формулою:

F _t = H

Визначаємо радіальну силу:

F _r = F _t tg α,

Де α - кут профілю зубів. Α = 20 ⁰

F _r = 2458,95 ∙ tg 20 ⁰ = 894,98 Н.

Розглянемо дану розрахункову схему вала в двох площинах: горизонтальної і вертикальної, в яких діють радіальна і окружна сили.

Малюнок 8.1 - Схема навантаження і епюри крутних і згинальних моментів розраховується валу.

Складемо рівняння рівноваги вала у вертикальній площині.

Σ М _А ^В = 0;

F _t 585 - R _{^B B} 18 червня = 0;

Σ М _B ^В = 0;

-F _t 3 березня + R _A ^B 18 червня = 0;

За знайденими реакцій будуємо епюру згинальних моментів у вертикальній площині.

Складемо рівняння рівноваги в горизонтальній площині.

Σ М _А ^Г = 0;

F _r 5 серпня 5 - R _B ^Г 618 = 0;

Σ М _В ^Г = 0;

- F _r 3 3 + R _А ^Г 618 = 0;

Н

Сумарний згинальний момент у небезпечному перерізі вала:

М _виг =

Еквівалентний момент у небезпечному перерізі вала:

М _екв =

Перевіряємо діаметр валу в небезпечному перерізі:

d _в = 10 =

8.2 Розрахунок вала на втому

Усталостная ий розрахунок валу виконується як перевірочний. Він полягає у визначенні розрахункових коефіцієнтів запасу міцності у звичайній на небезпечних перерізах.

При розрахунку приймаємо, що напруги вигину змінюються по симетричному циклу, а напруги крутіння - по отнулевому циклу.

Амплітудні значення напруг вигину і кручення визначаються за формулами:

s _а =

t _а =

де М - згинальний момент в перерізі; W _нетто - момент опору перерізу вигину, W _кнетто - момент опору перерізу крученню;

Момент опору перетину вигину для перетину з шпонковим пазом визначається за формулою:

W _нетто =

W _нетто = = 10747,05 мм ³

Момент опору перетину крученню визначається за формулою:

W _нетто =

W _кнетто =

s _а = = 8,036 МПа

t _а = = 54,6 МПа

Коефіцієнти запасу втомної міцності визначається за формулою:

• за нормальними напругам

n _s =

• по дотичним напруженням

n _t =

де s _-1, t _-1 - межі витривалості для сталі 40, визначається за таблицею 7 [5, с. 11],

s _-1 = 340 МПа, _t-1 = 200 МПа;

e _s, e _t - коефіцієнти, що враховують вплив абсолютних розмірів валу, визначаються за таблицею 15 [5, с. 11], e _s = E _t = 0.81;

(До _{s) d,} (до _{t) d} - коефіцієнти концентрації напружень при згині і

крученні з урахуванням впливу шорсткості поверхні;

b - коефіцієнт зміцнення поверхні, b = 1 - при поліпшенні;

s _а, t _а - напруги вигину і кручення;

y _s, y _t - коефіцієнти, що характеризують чутливість матеріалу до асиметрії циклу напружень, визначається за таблицею 9 [5, с. 11],

y _s = 0.05, y _t = 0;

s _m = 0;

t _m = t _а.

Коефіцієнти концентрації напружень при згині і крученні з урахуванням впливу шорсткості поверхні визначаються за формулами:

(До _{s) d} = к _s + -1

(До _{t) d} = к _t + - 1

де до _s, до _​​t - ефективні коефіцієнти концентрації напружень, визначаються за таблицею 18 [5, с. 31], до _s = 1,6, до _t = 2,45;

, - Коефіцієнти впливу шорсткості поверхні,

визначаються за таблицею 20 [5, с. 32], = = 1.

Визначаємо (до _{s) d:}

(До _{s) d} = 1,6 + 1 - 1 = 1,6

Визначаємо (до _{t) d:}

(До _{t) d} = 2.45 + 1 -1 = 2,45

визначаємо n _s:

n _s = = 20,5

Визначаємо n _t:

n _t = = 6,227

Загальний запас міцності визначається за формулою:

n =

n = = 5,95

n ≥ [n] = 1.5 ... 2.5, тобто умова в иполняется.

9. ВИБІР ЕЛЕМЕНТІВ передає крутний момент

До елементів передавальним крутний момент відносять деталі в з'єднаннях зубчастих коліс з валами, передають крутний момент, і електромагнітні муфти.

Як седінітельних елементів у поєднанні зубчастих коліс з валами приймаємо шпонкові і шліцьові з'єднання.

Для блоку шестерень Z ₁ Z ₃ Z ₅ розташованого на першому валу вибираємо розміри шліців: D = 6 x 26 x 32

Для блоку шестерень Z ₁₇ Z ₁₉ розташованого на другому валу вибираємо розміри шліців: D = 6 x 26 x 32

Для блоку шестерень Z ₁₁ Z ₁₃ Z ₁₅ розташованого на п'ятому валу вибираємо розміри шліців: D = 8 x 36 x 42

Для зубчастих шестерень Z ₂ Z ₄ Z ₆ на другому валу діаметром 25мм шпонки мають такі розміри:

bxhxl = 8x7x28 мм, t ₁ = 4 мм, t ₂ = 3.3 мм

для шестерні Z ₈ і Z ₉ на четвертому валу:

bxhxl = 8x7x28 мм, t ₁ = 4 мм, t ₂ = 3.3 мм

для шестерні Z ₁₀ на п'ятому валу:

bxhxl = 12x8x28 мм, t ₁ = 5 мм, t ₂ = 3.3 мм.

для кріплення зубчастих коліс Z ₁₂ Z ₁₄ Z ₁₆ Z ₁₈ Z ₂₀ на третьому валу:

bxhxl = 14x9x36 мм t ₁ = 5.5 мм, t ₂ = 3.8 мм

Перевіряємо вибрані шпонки на міцність.

Шпонки підлягають перевірці на зминання, яка проводиться за формулою:

s _см = £ [s _см]

де М _кр -Крутний момент на валу, приймається відповідно до таблиці 1.2;

d - діаметр вала; h - висота шпонки; l _р - робоча довжина шпонки; [s _см] - допустимі напруження зминання для матеріалу шпонки, для сталі [s _см] = 150 МПа.

Робоча довжина шпонки визначається за формулою:

l _р = l _шп - b

де l _шп - довжина шпонки; b - ширина шпонки.

- Для шпонки 8 x 7 x 28 (вал 2, 4)

l _р = 28 - 8 = 20 мм

s _см = = 16,6 £ 150 МПа

• для шпонки 12 x 8 x 36 (вал 5)

l _р = 36 - 12 = 24 мм

s _см = = 116,5 £ 150 МПа

• для шпонки 14 x 9 x 36 (вал 3)

l _р = 36 - 14 = 22 мм

s _см = = 133,1 £ 150 МПа

Всі вибрані шпонки відповідають умові міцності при перевірці на зминання.

Вибране шлицевое з'єднання перевіряється на зминання робочих поверхонь шліців за формулою:

де -  - коефіцієнт, який враховує нерівномірний розподіл навантаження між шліцами (зазвичай беруть 0,75);

D, d, z - розміри перерізу з'єднання (зовнішній, внутрішній діаметри і кількість шліців); f - розмір фаски по довжині шліца, мм; lp - робоча довжина шліців , Мм; [ зм] - напруга зминання, яке допускається, 15МПа (табл. 7.2).

Робоча довжина шліців визначається конструкцією з'єднань і найчастіше дорівнює довжині маточини деталі, що монтується.

Для першого валу D = ​​6 x 26 x 32:

Для другого валу D = ​​6 x 26 x 32:

Для п'ятого вала D = 8 x 36 x 42

Всі вибрані шліци відповідають умові міцності при перевірці на зминання.

10. ВИБІР ПІДШИПНИКІВ

Для вибору підшипників опор валів визначаємо діаметри шипів валів, які визначаються за формулою:

d _ш = (0,8 ... 0,9) d _в

d _{ш I} = (0,8 ... 0,9) 20 = 16 ... 18мм

d _{ш II} = (0,8 ... 0,9) 25 = 20 ... 22,5 мм

d _{ш III} = (0,8 ... 0,9) 50 = 40 ... 45мм

d _{ш IV} = (0,8 ... 0,9) 30 = 24 ... 27мм

d _{ш V} = (0,8 ... 0,9) 40 = 32 ... 36мм

Враховуючи елементи розташовані на валах а також за отриманими діаметрам шипів, вибираємо підшипники, параметри яких зносимо в таблицю 12.1.

Таблиця 10.1 - Параметри підшипників на валах коробки подач.

№ валу	Підшипник	Внутрішній діаметр d, мм	Назовні діаметр D, мм	ширина кільця B, мм	статична вантажопідйо мность C 0, кН	Динамічна Вантажопі мность C
1	46205	25	52	15	8,34	15,700
2	46205	25	52	15	8,34	15,700
3	46209	45	85	19	23,1	38,700
4	46205	25	52	15	8,34	15,700
5	46207	35	72	17	16,4	29,000

11. ВИЗНАЧЕННЯ системи змащення

Мастильна система верстата служить для подачі мастильного матеріалу до всіх поверхонь, що труться.

Існує кілька схем підведення мастильного матеріалу до поверхонь, що труться. Індивідуальна схема служить для підведення мастильного матеріалу до однієї мастильної точці, централізована до декількох точках. У нероздільної схемою нагнітальні пристрій приєднано до мастильної точці постійно, в роздільній воно підключається тільки на час подачі мастильного матеріалу. У проточній системі рідкий або пластичний матеріал використовується один раз. У циркуляційної системі рідкий матеріал подається повторно. У системах дросельного дозування обсяг мастильного матеріалу, що подається до мастильної точці регулюється дроселем. У системах об'ємного дозування можуть регулюватися не тільки доза, але і частота подачі. У комбінованих системах можуть бути передбачені об'ємне і дросельне регулювання одно-і двухматеріальние живильники. Системи з рідким мастильним матеріалом в залежності від способу його подачі до поверхонь тертя можуть бути розбризкувальними, струменевими, крапельними, аерозольними.

Для мастила даного верстата приймаємо імпульсну мастильну систему, в якій мастильний матеріал до всіх поверхонь тертя подається одночасно. Схема імпульсної системи наведена на малюнку 13.1, де 1 - покажчик рівня мастильного матеріалу; 2 - приймальний фільтр, 3 - насос, 4 - фільтр напірної магістралі; 5 - манометр, 6 - мастильний дросельний блок з ротаметріческімі покажчиками; 7 - реле витрати мастильного матеріалу ; 8 - точки змащування; 9 - покажчик потоку; 10 - точки змащування з форсункою; 11 - точки змащування; 12 - мастильний дросельний блок, 13 - зливний магнітосетчатий фільтр; 14 - запобіжний клапан; 15 - реле рівня; 16 - фільтр, 17 - резервуар.

Малюнок 11.1 - Схема імпульсної централізованої мастильної системи

ВИСНОВОК

У результаті проведеної роботи було зроблено розрахунок коробки подач, вибір і розрахунок параметрів окремих її елементів: підшипників кочення, службовців опорами валів; системи мастила і мастильного матеріалу, які забезпечують безперервний підведення мастильного матеріалу до всіх механізмів верстата. Був проведений розрахунок критичної швидкості ковзання по характеристиках тертя і по жорсткості приводу, значення якої менше швидкості руху супорта, що забезпечує рівномірність його руху. Були розроблені компонувальна схема і креслення коробки подач із зазначенням її основних елементів.

У додатку А пояснювальної записки виконаний креслення загального виду горизонтально-розточувального верстата де вказані його основні елементи і габаритні розміри, а також схематично показані структурна сітка і графік подач даного верстата.

СПИСОК ВИКОРИСТАНИХ ДЖЕРЕЛ

1. Довідник технолога-машинобудівника. 2 том. Під редакцією А. Г. Косилової і Р.К. Мещерякова. 4-е видання, перероблене і доповнене. - М.: Машинобудування 1985. - 496 с.

2. Методичні вказівки до курсового проекту з курсу "Металорізальні верстати та промислові роботи" Склали: Ю.О. Сапронов, В.Г. Кочергін, Н.В. Вяльцев,

А. Є. Гаркуша. - Донецьк. ДПІ, 1987р. - 48 с.

3. А. С. Пронников. Розрахунок та конструювання металорізальних верстатів. Вид. 2-Є.М.: "Вища школа", 1968. 431 з.

4. Методичні вказівки по курсовому проектування деталей машин. Розділ 3: розрахунок і конструювання валів. Сост. Симонов А.Л., Ващенко В.Ф., МАТЕК П.М. - Донецьк ДПІ, 1981. - 51с.

5. Решетов Д. Н. Атлас деталей і вузлів машин. М: "Машинобудування"

6. Підшипники кочення: Розрахунок, проектування і обслуговування опор: Довідник. Л.Я. Перель. - М.: Машинобудування, 1983. - 543 с., Іл.

7 В.І. Ануров. Довідник конструктора машинобудівника: У 3-х т. Т.1, Т.2, Т.3. - 5-е вид., Перераб. і доп. - М.: машинобудування, 1978.

8. Методичні вказівки до самостійної роботи над курсовим проектом з деталей машин. Розділ 3. Етапи "Ескізний проект" і "Технічний проект". Проектування зубчастих і черв'ячних передач (для студентів всіх спеціальностей) / Укл.: В.С. Горелік, В.С. Ісадченко, В.І. Проскурін та ін - Донецьк: ДПІ, 1992. - 84 с.