Кафедра «Металорізальні верстати та інструменти»
Курсовий проект
з дисципліни
«Конструювання і розрахунок металорізальних верстатів»
по темі:
«Модернізація приводу подач верстата моделі 6Н10 зі спрощенням конструкції коробки подач»
Зміст
Введення
Опис розроблювальної конструкції і кінематичної схеми
Розрахунок режимів різання
Кінематичний розрахунок коробки подач
Силові розрахунки та розрахунки деталей на міцність
4.1 Визначення кутя моментів на валах
4.2 Проектний розрахунок зубчастих передач
4.2.1 Вибір матеріалів та термообробки
4.2.2 Визначення допустимих напружень
4.2.3 Визначення розмірів передач зубчастих коліс
4.2.4 Розрахунок валів
5 Перевірочний розрахунок
5.1 Розрахунок статичної міцності вала
5.2 Перевірочний розрахунок на втомну міцність
5.3 Перевірочний розрахунок жорсткості вала
5.4 Перевірочний розрахунок зубів зубчастих коліс на втому за контактними напругам
5.5 Перевірочний розрахунок по напруженням вигину
6 Вибір і розрахунок підшипників
7 Розрахунок шпоночно з'єднання
8 Розрахунок шліцьового з'єднання
9 Опис системи управління, системи змащення
10 Заходи з охорони праці та техніки безпеки
11 Поліпшення технологічності приводу
Список використаних джерел
Введення
Сучасні металорізальні верстати це дуже розвинені машини, що включають велике число механізмів і використовують механічні, електричні, гідравлічні та інші методи здійснення рухів і управління цикл.
Високу продуктивність сучасні верстати забезпечують за рахунок швидкохідності, потужності і широкої автоматизації. У сучасних важких верстатах потужність тільки головного електродвигуна сягає 150 кВт, а всього на одному верстаті іноді встановлюють кілька десятків електродвигунів. Вага унікальних верстатів досягає декількох тисяч тонн.
При конструктивному оформленні для додання верстата необхідних якостей і функцій використовують різноманітні механізми з застосуванням гідравліки, електрики, пневматики; застосовують також деталі складних конструктивних форм з високими вимогами до їх якісними показниками, впроваджують прогресивні принципи проектування (агрегатування, уніфікація); вишукують найбільш раціональні компонування верстатів , розробляють нові системи управління циклом.
Поряд з розвитком і вдосконаленням існуючих методів обробки за останні роки з'явилися верстати на базі принципово нових технологічних процесів. До таких процесів відносять електроерозійної обробки, електрохімічні методи обробки, обробку сфокусованим променем високої енергії, обробку тонким струменем рідини під високим тиском, ультразвуковий метод і інші методи.
Таким чином, верстати, які називають металорізальними, включають більш широку групу машин-знарядь, що обробляють не тільки метали, а й інші матеріали різними методами.
Для виконання таких різноманітних технологічних завдань з високими вимогами до якості продукції і продуктивності процесу обробки при конструюванні верстатів необхідно використовувати новітні досягнення інженерної думки.
1 Опис розроблювальної конструкції і кінематичної схеми
Верстат призначений для обробки отворів діаметром до 75 мм, головним чином у великогабаритних і важких деталях, в умовах індивідуального і серійного виробництва. Оброблювана деталь закріплюється безпосередньо на столі, в машинних лещатах або спеціальних пристроях, що встановлюються на столі верстата.
Ріжучий інструмент закріплюється безпосередньо в конусі шпинделя або за допомогою патронів, оправок та інших пристосувань.
Рухи у верстаті. Рух різання - обертання шпинделя з інструментом. Рух подачі - прямолінійний поступальне переміщення шпинделя уздовж осі. Допоміжні руху: ручне горизонтальне переміщення шпиндельної бабки по траверсі; механічне вертикальне переміщення траверси по колоні і механічний затиск траверси на колоні; ручне обертання траверси з колоною і шпиндельної бабкою щодо осі колони; гідравлічний затиск поворотною колони і шпиндельної бабки на траверсі; гідравлічне управління верстатом.
2 Розрахунок режимів різання
На практиці Ф75 свердлінням відразу не отримують. Тому спочатку свердлимо Ф20, а потім рассверливаем Ф40, Ф60, Ф75.
Знаходимо швидкість різання при свердлінні
V (1)
де C = 9,8
діаметр свердління, мм
T - стійкість інструменту, хв
S - подача, мм / об
K = 1
Значення коефіцієнтів і показників ступенів беремо з табл. 28 [4]
V м / хв
Знайдемо частоту обертання шпинделя
n =
(2)
=
хв
За верстата приймаємо n = 250мін
Тоді V = 15,71 м / хв
Визначаємо осьову силу:
Для свердління:
P
(3)
де З = 68
D - діаметр свердління, мм.
S - подача, мм / об.
K = 1
Значення коефіцієнтів і показників ступенів беремо з табл. 32 [4]
P H
Для розсверждювання:
P (4)
Де t - глибина розсверждювання, мм
P Н
P Н
P Н
Подальший розрахунок ведемо по найбільшій осьової силі P = 9062,97 Н
Знайдемо вертикальну складову сили різання:
Р (5)
де С = 204
Р Н
Знайдемо силу тертя:
F = (P Q) * f (6)
де P - Вертикальна складова сили різання, Н
Q - вага рухомих частин, Н. Q = 300Н
F = 0,15 - наведений коефіцієнт тертя.
F = (26411,19 +300) * 0,15 = 4006,79 Н
Знайдемо тягове зусилля з .24
P = K * P
+ F (7)
де K - Коефіцієнт, що враховує вплив перекидаючого моменту, з-за несиметричного положення сили подачі табл.8
P = 1,15 * 9062,97 +4006,79 = 14429,2 Н
Робота, яка виконується за один оборот рейкової шестерні:
P * H = 2 * (8)
де H = m * z (9)
Звідси знайдемо М
M =
(10)
M =
кН * мм
Визначаємо еквівалентну потужність за джерелом
N =
(11)
де М - Крутний момент, що виникає при свердлінні, Н * м
n - частота обертання шпинделя, хв
M (12)
M Н * м
Тоді:
N =
кВт
За розрахованої потужності підбираємо електродвигун серії А CL 4У3 n = 1500мін -1, N = 2.4квт, виконання за ступенем захисту IP 44, спосіб охолодження ICA 0141.
3 Кінематичний розрахунок коробки подач
Вихідні дані:
Z = 6; φ = 1.41
Визначаємо формулу структури приводу
Z = 6 = 2 * 3
Будуємо структурну сітку для прийнятої структури
Рисунок 1 - Структурна сітка
Приймаються мінімальну подачу S = 0,1 мм / об
Для φ = 1.41 приймаємо з стандартного ряду подання:
S = 0,1 мм / об
S = 0,14 мм / об
S = 0,2 мм / об
S = 0,28 мм / об
S = 0,4 мм / об
S = 0,56 мм / об
Знаходимо частоти, відповідні подач S - S
за формулою:
n (13)
де i - Передавальне відношення черв'ячної пари (i
= 1 / 50)
z - Число зубів рейкового колеса (z
= 10)
m - Модуль рейкового колеса (m
= 3)
n хв
n = 0,0742 хв
n = 0,106 хв
n = 0,1484 хв
n = 0,212 хв
n = 0,297 хв
Будуємо графік частот обертання шпинделя (малюнок 2), виходячи з умови:
i
Рисунок 2 - Графік частот обертання
За графіком частот обертання знаходимо передавальне відношення всіх передач у вигляді:
(14)
де m - число інтервалів, на які піднімається промінь передачі (+) або опускається (-):
Для зубчастих передач:
i 1 = 1 / j 1,5; i 2 = 1 / j 2; i 3 = 1 / j 3; i 4 = 1; i 5 = 1 / j 2; i 6 = 1 / j 4
Визначення чисел зубів шестерень коробки подач за таблицею Гермар [3] приймаємо в залежності від стандартного знаменника та сумарного числа зубів в зубчастої передачі, приймаємо число зубів шестерні.
Результати вибору занесені в таблицю 1:
Таблиця 1 - Підбір чисел зубів коліс
I | i 1 = 1 / 1,68 | i 2 = 1 / 2 | i 3 = 1 / 2,8 | i 4 = 1 | i 5 = 1 / 2,8 | i 6 = 1 / 3,95 |
Z i Z i | 20 34 | 27 54 | 21 60 | 52 52 | 36 68 | 22 82 |
S Z | 54 | 81 | 81 | 104 | 104 | 104 |
Складаємо рівняння кінематичного балансу для всіх частот обертання шпинделя і визначаємо дійсні частоти, які можуть відрізнятися від стандартних не більше, ніж на , Тобто ± 10 * (1,41 1) = 4,1%
D = [(n стаід - n факт) / n c Танд] * 100; (15)
Визначимо фактичні частоти обертання.
n 1 = 20/34 * 21/60 * 22/82 = 0,055 хв -1;
n 2 = 20/34 * 27/54 * 22/82 = 0,077 хв -1;
n 3 = 20/34 * 21/60 * 36/68 = 0,108 хв -1;
n 4 = 20/34 * 27/54 * 36/68 = 0,151 хв -1;
n 5 = 20/34 * 21/60 * 1 = 0,206 хв -1;
n 6 = 20/34 * 27/54 * 1 = 0,294 хв -1;
Результати розрахунку похибки дійсних передавальних відносин зводимо в таблицю 2.
Таблиця 2 - Похибки дійсних передавальних відносин
N | 1 | 2 | 3 | 4 | 5 | 6 |
n станд | 0,053 | 0,0742 | 0,106 | 0,1484 | 0,212 | 0,297 |
n факт | 0,055 | 0,077 | 0,108 | 0,151 | 0,206 | 0,294 |
D,% | 3,7 | 3,7 | 1,9 | 1,7 | 2,8 | 1 |
Всі відхилення передавальних відносин знаходяться в межах допустимих, тому перерахунок не виробляємо.
4 Силові розрахунки та розрахунки деталей на міцність
4.1 Визначення крутних моментів на валах
Розрахунок почнемо з останнього валу коробки подач, момент на якому знаходимо через формулу (10) роботи рейкової шестерні.
Знаходимо моменти на інших валах:
(16)
(17)
(18)
4.2 Проектний розрахунок зубчастих передач
4.2.1 Вибір матеріалів та термообробки
Як матеріал для виготовлення всіх зубчастих коліс приймаємо сталь 40Х ГОСТ 4543-71, з термообробкою - загартування плюс високий відпустку (35 ... 40 HRC). Обробка зубчастого вінця т.в.ч. з подальшим низьким відпусткою. (50 ... 55Н RC). Механічні властивості матеріалу:
- Для колеса: = 1600 МПа,
= 1400 МПа, 54 HRC
- Для шестірні: = 1600 МПа,
= 1400 МПа, 52 HRC
4.2.2 Визначення допустимих напружень
Допустимі контактні напруження для шестерні і колеса визначаємо з джерела за формулою:
, (19)
де , МПа - базовий межа контактної витривалості зубів, визначається для шестірні і колеса:
= 1.2 - коефіцієнт безпеки для зубчастих коліс з поверхневим зміцненням зубів.
ш = 17 * HRC +200 = 17 * 52 +200 = 1084МПа (20)
к = 17 * HRC +200 = 17 * 54 +200 = 1118 МПа (21)
МПа
= 1129,167 МПа
Допустимі напруги вигину колеса і шестерні визначаємо з джерела за формулою:
(22)
де - Базовий межа витривалості зубів при згині, визначається для шестірні і колеса:
Для колеса = 650 МПа, для шестерні
= 600МПа
= 0.8 - коефіцієнт, що враховує вплив двостороннього прикладання навантаження (для НВ> 350 і реверсивної передачі)
= 1,75 - коефіцієнт безпеки,
- Коефіцієнт довговічності, що враховує вплив строку служби та режиму навантаження (
= 1,25).
Тоді допустимі напруження згину колеса складуть:
= 342,9 МПа
= 371,43 МПа
4.2.3 Визначення розмірів передач та зубчастих коліс
Визначаємо орієнтовне значення ділильного міжосьової відстані за формулою 8.13:
а =
; (23)
де зі стандартного ряду
U = 1 / i
М - крутний момент на відомому валу, кН * м
До = 1,1 за джерелом [5]
a =
мм.
a =
мм.
a =
мм.
Визначаємо модуль для коліс передач за формулою:
m = 2 a / Z (24)
де Z - Сумарна кількість зубів коліс,
a - міжосьова відстань, мм.
m = (2 * 92,3) / 54 = 3,42 мм
m = (2 * 123,32) / 81 = 3мм
m = (2 * 123,32) / 81 = 3мм
m = (2 * 103,58) / 104 = 2мм
З конструкторських міркувань з ГОСТ 9563-60 приймаємо модулі:
m = 3,5 мм
m = 3мм
m = 3мм
m = 2,5 мм
Уточнюємо міжосьова відстань
а = m * Z / 2 (25)
Тоді
a = 3,5 * 54 / 2 = 94,5 мм.
a = 3 * 81 / 2 = 121,5 мм.
a = 2,5 * 104 / 2 = 130мм.
Визначаємо розміри вінців коліс при X 1 = X 2 = 0.
Ділильний діаметр:
d = m * Z (26)
Діаметр вершин:
d a = m * (z +2) (27)
Діаметри западин:
d f = m * (z -2,5) (28)
Ширина вінців коліс:
b = (6 ... 10) m (29)
Ступінь точності зубчастих коліс приймаємо за додатком 19 [8] виходячи з окружної швидкості коліс. Окружну швидкість зубчастих коліс визначаємо за формулою:
(30)
де d - ділильний діаметр колеса, мм
n - частота обертання вала, на якому посаджено зубчасте колесо.
Результати розрахунків зводимо в таблицю 5.
Таблиця 5 - Параметри зубчастих коліс
Позначення
Ширина вінця, мм
Модуль, мм
Кількість зубів
Ділильний діаметр, мм
Діаметр вершин, мм
Діаметр западин, мм
Ступінь точності колеса
Z 1
21
3,5
20
70
77
61,25
8
Z 2
21
3,5
34
126
126
110,25
8
Z 3
18
3
21
63
69
55,5
8
Z 4
18
3
60
180
186
172,5
8
Z 5
18
3
27
81
87
73,5
8
Z 6
18
3
54
162
168
154,5
8
Z 7
15
2,5
52
130
135
123,75
8
Z 8
15
2,5
52
130
135
123,75
8
Z 9
15
2,5
36
90
95
83,75
8
Z 10
15
2,5
68
170
175
166,75
8
Z 1 січня
15
2,5
22
55
60
48,75
8
Z 1 лютого
15
2,5
82
205
210
198,75
8
4.2.4 Розрахунок валів
Визначення діаметрів ступенів валів.
Визначимо діаметри вихідних решт валів для установки підшипників по формулі, остаточно приймаючи діаметр валу під підшипники:
=
(31)
де , Мм - розраховується діаметр i - го валу,
Т i, Нм - крутний момент на i-му валу,
= 20 ... 30 МПа - допустимі дотичні напруги, тоді:
d I = = 22мм, d I = 25мм
d II = = 26,22 мм, d II = 32мм
d III = = 31,37 мм, d III = 36мм
d IV = = 31,37 мм, d IV = 36мм
Розрахунок будемо виробляти для III - го валу, який є найбільш навантаженим, тому вихідними даними для розрахунку будуть: діаметр валу = 36 мм, крутний момент на валу
= 216,4 кНм. Розрахунок ведемо для коліс Z
і Z
, D
, D
Визначимо сили, що виникають в зачепленні:
Окружна сила
= 2 *
/
, Н (32)
F t 1 = 2 * 216,4 / 55 = 7,87 кН
F t 2 = 2 * 216,4 / 180 = 2,41 кН
Радіальна сила =
*
, Н (
-Кут зачеплення). (33)
F r 1 = 7,84 * tg 20 = 2,85 кН
F r 2 = 2,41 * tg 20 = 0,877 кН
Для коліс Z і Z
:
(34)
(35)
Для коліс Z і Z
:
(36)
(37)
Визначимо зусилля, що виникають в опорах, для цього розкладемо реакції на горизонтальні і вертикальні складові. Тоді реакції від сил в горизонтальній площині складуть:
,
(38)
,
(39)
У вертикальній площині:
(40)
(41)
Рис 3. Епюри моментів третього валу
За отриманими значеннями знайдених реакцій і з епюр згинальних моментів у вертикальній і горизонтальній площинах визначаємо значення сумарних згинальних моментів по довжині вала з виразу:
M CYM. ІЗГ = (41)
де M CYM. ІЗГ, М ІЗГ.Г, M ІЗГ.В, Нм - відповідно сумарний згинальний момент і згинальні моменти у горизонтальній і вертикальній площинах.
M CYM. ІЗГА = 0
M CYM. ІЗГВ = 372,68 до H м;
M CYM. ІЗГС = 15,12 до H м;
M CYM. ІЗГ D = 0
5 Перевірочний розрахунок
5.1 Розрахунок статичної міцності вала
Статична міцність валу оцінюється по еквівалентному напруження, яке підраховується по третій і четвертій теоріям міцності.
(42)
M CYM. MAX = 323,69 кН * м
За формулою 15.10
(43)
де d - внутрішній діаметр шліців вала, d = 32мм.
Дотичні напруги знаходимо за формулою:
(44)
де Т - крутний момент на валу, Н * м
Тоді
де (45)
Як матеріал для виготовлення валу приймемо сталь 18ХГТ
ГОСТ 4543 - 88, з механічними властивостями в нормалізованому стані:
= 650 МПа,
= 450 МПа, 210 НВ.
106,7 <360 - умова статичної міцності дотримується.
5.2 Перевірочний розрахунок на втомну міцність
Для забезпечення достатньої втомної міцності, необхідно виконання наступної умови:
=
(46)
де S - загальний коефіцієнт запасу міцності,
[S] = 1.5 допустимий коефіцієнт запасу міцності,
=
-Коефіцієнт запасу за нормальними напруженням,
де = 0.5 *
= 0.4 * 750 = 300 МПа-межа витривалості сталі при симетричному циклі вигину.
=
=
= 98,86 МПа - амплітуда циклу нормальних напружень, рівна найбільшій напрузі вигину в перерізі
= 1,6 - ефективний коефіцієнт концентрації нормальних напружень,
= 0.72 - масштабний фактор для нормальних напружень,
= 1 - коефіцієнт, що враховує вплив шорсткості поверхні
= 0.17 - коефіцієнт, коригуючий вплив постійної складової циклу напружень на опір втоми
= 0 - середня напруга циклу зміни нормальних напружень,
=
- Коефіцієнт запасу по дотичним напруженням,
де = 0.2 *
= 0.3 * 75 -= 150 МПа - межа витривалості сталі при симетричному циклі кручення,
= 0,5 *
= 11,595 МПа - амплітуда циклу дотичних напружень
= 2,45-ефективний коефіцієнт концентрації дотичних напружень,
= 0.72 - масштабний фактор для дотичних напружень,
= 1 - коефіцієнт, що враховує вплив шорсткості поверхні,
= 0.085 - коефіцієнт, коригуючий вплив постійної складової циклу дотичних напружень на опір втоми,
=
= 11,595 МПа - середня напруга циклу зміни дотичних напружень.
Тоді:
=
=
= 1,93
=
=
= 3,71
І загальний коефіцієнт запала міцності:
=
=
= 1,71
Таким чином, = 1,71> [S] = 1.5, тобто запас опору втоми забезпечений.
5.3 Перевірочний розрахунок жорсткості вала
Перевірка жорсткості вала за умовами роботи зубчастого зачеплення. Небезпечним є вигин вала під шестірнею.
Прогин у вертикальній площині від сили F :
(47)
Прогин в горизонтальній площині від сили F :
(48)
де F - Радіальна сила в зачепленні, Н
F - Окружна сила в зачепленні, Н
a, b - відстані від кінців валу до місця прикладання сил, мм
E = 2 * 10 МПа - модуль пружності матеріалу вала,
J - момент інерції, мм
L - сумарна довжина валу, мм.
(49)
Розрахуємо прогини:
Сумарний прогин знаходимо за формулою:
(50)
Допустимий прогин визначаємо за рекомендацією с.323
[Y] = 0,01 * m (51)
[Y] = 0,01 * 2,5 = 0,025 мм
0,00936 <0,025 - отже умова виконується.
5.4 Перевірочний розрахунок зубів зубчастих коліс на втому за контактними напругам
Розрахунок ведемо виходячи з формули джерела
(52)
де E = 2 * 10 МПа - Модуль пружності матеріалу зубчастого колеса,
Т-момент на валу, Н * м
K = 1,1
d - ділильний діаметр зубчастого колеса, мм
b - ширина вінця зубчастого колеса, мм
U = 1 / i = 2,82
Допустиме контактне напруження знаходимо за формулою:
(53)
434,32 <1118МПа - умова виконується.
Перевірочний розрахунок по напруженням вигину
Визначимо розрахункове напруження згину за формулою:
=
(54)
де = 4.1 - коефіцієнт форми зуба
= 3,75 - коефіцієнт форми зуба
= 342,9 МПа - напруга, що допускається вигину для шестірні,
= 371,43 МПа - напруга, що допускається вигину для колеса,
m - модуль зубчастого колеса, мм,
b - ширина вінця зубчастого колеса, мм.
Визначаємо менш міцне ланка:
/
= 342,9 / 4,1 = 83,63 (55)
/
= 371,43 / 3,75 = 99 (56)
Розрахунок будемо виробляти по колесу;
= 1 - (попередньо) коефіцієнт, що враховує перекриття зубів,
= 1 - (для прямозубой передачі) коефіцієнт, що враховує нахил зуба,
= 2 *
/
= 2 * 216400/180 = 2404,44 Н - окружна сила на початковій окружності,
= 1 - коефіцієнт навантаження,
Таким чином:
=
= 166,89 МПа
Тобто = 166,89 МПа багато менше
= 371,43 МПа, отже умова дотримується.
6 Вибір і розрахунок підшипників
За певними діаметрам вихідних решт валів проводимо підбір підшипників, для встановлення валів в корпус коробки. Так як всі передачі на валах є прямозубих, а вали розташовані вертикально, то оптимальним варіантом є кулькові радіально-упорні однорядні підшипники за ГОСТ 831 - 75.
Для третього валу на обидва вихідних кінця приймаємо по ГОСТ 831 - 75 кульковий радіально-упорний однорядний підшипник 36306 (К) з наступними основними розмірами і характеристиками:
d = 30мм - номінальний діаметр отвору внутрішнього кільця,
D = 72мм - номінальний діаметр зовнішньої циліндричної поверхні зовнішнього кільця,
B = 19мм - номінальна ширина підшипника,
С = 43800 Н - динамічна вантажопідйомність,
З 0 = 27600 Н - статична вантажопідйомність.
Зробимо розрахунок даного підшипника для найбільш навантаженої фіксує опори третього валу:
=
(57)
=
(58)
Найбільш навантажена опора А.
Осьова складова:
= M * g = 13 * 9,8 = 127,4 Н (59)
Визначимо значення відносини , Для визначення значення параметра
=
= 0,0046, тоді
= 0.38 (60)
Визначимо значення наступного співвідношення і порівняємо його з до
=
= 0,019 (61)
де V = 1 - (при обертанні внутрішнього кільця по відношенню до навантаження) коефіцієнт обертання.
Так як = 0>
= 0.38, то значення коефіцієнтів у формулі для еквівалентної динамічного навантаження складуть: X = 1, Y = 0.
Визначимо еквівалентну радіальне навантаження з виразу:
=
(62)
= 1 * 6670 Н
Для визначення придатності вибраного підшипника, визначимо розрахункову динамічну вантажопідйомність підшипника для даних умов навантаження і порівняємо зі стандартною аналогічної вантажопідйомністю вибраного підшипника.
Розрахункова динамічна радіальна вантажопідйомність:
=
*
(63)
де = 6670 Н - еквівалентна динамічна радіальне навантаження,
p = 3 - для шарикопідшипників,
= 10000 год - тривалість роботи підшипника (довговічність),
n = 415,8 хв -1 - максимальна частота обертання вала, тоді
= 6670 *
= 41989 Н
Тобто С = 43800Н> = 41989 Н, що говорить про придатність вибраного підшипника.
Для перевірки підшипника по статичній вантажопідйомності, визначимо еквівалентну статичне навантаження:
=
= 0.6 * 6670 +0.5 * 127,4 = 4065,7 Н (64)
де = 0.6,
= 0.5 (для однорядних радіально-наполегливих шарикопідшипників).
= 4067,7 Н <С 0 = 27600 Н - підшипник придатний.
Для четвертого валу на обидва вихідних кінця приймаємо по ГОСТ 831 - 75 кульковий радіально-упорний однорядний підшипник 36306 (К) з наступними основними розмірами і характеристиками:
d = 30мм - номінальний діаметр отвору внутрішнього кільця,
D = 72мм - номінальний діаметр зовнішньої циліндричної поверхні зовнішнього кільця,
B = 19мм - номінальна ширина підшипника,
С = 43800 Н - динамічна вантажопідйомність,
З 0 = 27600 Н - статична вантажопідйомність.
Для другого валу на обидва вихідних кінця приймаємо по ГОСТ 831 - 75 кульковий радіально-упорний однорядний підшипник 46305 (К) з наступними основними розмірами і характеристиками:
d = 25мм - номінальний діаметр отвору внутрішнього кільця,
D = 62мм - номінальний діаметр зовнішньої циліндричної поверхні зовнішнього кільця,
B = 17 мм - номінальна ширина підшипника,
С = 26900Н - динамічна вантажопідйомність,
З 0 = 14600Н - статична вантажопідйомність.
7 Розрахунок шпоночно з'єднання
Передача крутного моменту з третього валу на четвертий, відбувається за допомогою зубчастого колеса Z, яке кріпиться на маточині шестерні Z за допомогою призматичної шпонки.
Діаметр ступиці для посадки зубчастого колеса складає d = 55мм, для якого за ГОСТ 23360 - 78 вибираємо призматичну шпонку з розмірами:
Перетин шпонки
b = 16мм - товщина шпонки,
h = 10мм - висота шпонки,
K = 4.3мм - виступ шпонки від шпоночно паза.
Довжину шпонки приймемо = 20 мм
Матеріал шпонки сталь 45 ГОСТ 1050 - 88, з допускаються напругою зминання [ ] = 90 МПа.
Приймаючи навантаження шпонки по довжині рівномірним, зробимо розрахунок на зминання. Умова міцності на зминання має вигляд:
=
<
(65)
де , Нм - найбільший дозволений обертаючий момент,
= 55 мм - діаметр валу під установку шпонки,
K = 4.3мм - виступ шпонки від шпоночно паза.
L = 20 мм - робоча довжина шпонки,
T = 216,4 кНм - крутний момент на 4-му валу,
[ ] = 90 МПа - напруга, що допускається зминання, тоді
=
= 0,5 * 55 * 4,3 * 20 * 90 * 10 -3 = 212,85 Нм,
тобто = 291,6 Нм <T IV = 216,4 кНм
Таким чином, умова міцності виконується.
8 Розрахунок шліцьового з'єднання
Для передачі обертання між валами з допомогою зубчастих передач, необхідно забезпечити нерухомість зубчастих коліс щодо валів в окружному напрямку, тобто відсутність обертання зубчастих коліс незалежно від валу з цією метою будемо використовувати прямобочние шліцьові з'єднання.
За ГОСТ 1139 - 80 приймемо розміри прямобочние шліцьових з'єднань середньої серії:
для вала 3: = 8,
= 32мм,
= 36мм,
= 6мм,
= 0.4мм,
= 0.3мм
де - Число зубів шліцьового вала,
, Мм - внутрішній діаметр шліців вала,
, Мм - зовнішній діаметр шліців вала,
, Мм - товщина шліців,
, Мм - розмір фаски,
, Мм - розмір заокруглення.
Для шліцьових з'єднань основним є розрахунок на зминання шліців. Зробимо розрахунок міцності шліцьового з'єднання 3-го валу. Умова міцності має вигляд:
=
(66)
де , МПа - розрахункове напруження зминання
= 216,4 до Нм - крутний момент на 3-му валу,
= 0.85 - коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантажень по робочих поверхнях зубів,
=
, Мм 2 / мм - (для прямокутних зубів) площа всіх бічних поверхонь зубів з одного боку на 1мм довжини,
де = 8 - число зубів шліцьового вала
= 32 мм - внутрішній діаметр шліців вала,
= 36 мм - зовнішній діаметр шліців вала,
= 0.4 мм - розмір фаски,
= 0.3 мм - розмір заокруглення, тоді
= 80 мм - (довжина маточини блоку) робоча довжина зуба,
=
=
= 17 - для прямокутних зубів,
[ ] = 10 ... 20 МПа - напруга, що допускається зминання бічних поверхонь зубів.
Тоді
=
=
= 10,4 мм 2 / мм
=
=
= 17,99 МПа
Таким чином, = 17,99 МПа <[
] = 10 ... 20 МПа, тобто міцність з'єднання забезпечується.
9 Опис системи управління та системи змащення
Опис системи управління
Для перемикання подач, необхідно здійснювати переміщення одного подвійного і потрійного одного блоку зубчастих коліс. Управління коробкою подач здійснюється за допомогою механізмів, які працює за наступним принципом.
Переключення блоків знаходяться на одному валу здійснюється за коштами рукоятки управління, яка при повороті обертає валик, який в свою чергу обертає шестерню, закріплену на ньому. Обертання шестерні передається зубчастої рейки, на якій закріплена вилка, передає рух переміщення зубчастого блоку по валу.
Опис системи змащення
Система змащення коробки швидкостей передбачає підведення необхідної кількості мастильного матеріалу до трущимся парам, розподіл його по всій робочій поверхні, очищення мастила.
Система змащення проектованого вузла представляє собою частину всієї системи змащення верстата. Мастило верстата забезпечується наступними системами:
- Циркуляційної
- Набиванням.
Циркуляційної системою здійснюється мастило коробки подач, швидкостей, механізму подач. Масло подається плунжерним насосом, який кріпиться до нижньої плиті корпусу коробки швидкостей і приводиться в дію від ексцентрика, закріпленого на валу коробки швидкостей. Подається насосом масло надходить по трубках, в яких зроблені прорізи, на зубчасті колеса, вали, підшипники коробок швидкостей і подач, свердлильної головки, потім стікає назад в масляний резервуар.
Мастило підшипників шпинделя, підшипників приводу коробки швидкостей, коробки подач здійснюється набиванням консистентним мастилом «ЦИАТИМ 201».
Для обслуговування системи змащення необхідно заповнити масляний резервуар до рівня нижнього маслоуказателе маслом "Індустріальне 20А". Рівень масла слід перевіряти по червоній точці маслоуказателе до пуску верстата або після його відключення через 10 - 15 хвилин (після стоку олії в резервуар). При нормальній роботі насоса масло має безперервно надходити в контрольний вічко. Зміну масла рекомендується проводити перший раз після 10 днів роботи, вдруге після 20 днів, а потім через кожні три місяці. Перевірку системи змащення проводити також через кожні три місяці.
10 Заходи з техніки безпеки і охорони навколишнього середовища
Експлуатація металообробного обладнання повинна відповідати вимогам ГОСТ 12.2.009, СТ РЕВ 538, СТ РЕВ 539, СТ РЕВ 500, відповідно, з якими при роботі на верстатах свердлильної групи передбачається виконання наступних вимог:
1. Перевірити, чи добре прибрано робоче місце, і за наявності несправностей у роботі верстата протягом попередньої зміни ознайомитися з ними і з прийнятими заходами по їх усуненню.
2. Перевірити стан грати під ногами, її стійкість.
3. Перевірити стан ручного інструменту.
4. Привести в порядок робоче місце: прибрати все зайве, підготувати і акуратно розкласти необхідні інструменти і пристосування так, щоб було зручно і безпечно ними користуватися.
5. Перевірити стан місцевих вантажопідйомних пристроїв.
6. Перевірити стан верстата: переконатися у справності електропроводки, заземлюючих проводів.
7. На холостому ходу перевірити справність кнопок "Пуск" і "Стоп".
8. Підготувати засоби індивідуального захисту і перевірити їх справність.
9. Маса та габаритні розміри заготовок повинні відповідати паспортним даним верстата.
10. При обробці заготовок масою більше 16кг встановлювати і знімати за допомогою вантажопідйомних пристроїв, причому не допускати перевищення навантаження, встановленого на них.
11. При необхідності користуватися засобами індивідуального захисту. Забороняється працювати в рукавицях і рукавичках, а також з забинтованими пальцями без гумових напальчник.
12. Перед кожним включенням верстата переконатися, що його пуск ні для кого не є небезпечним.
13. Якщо в процесі обробки утворюється відлітають стружка, встановити переносні крани для захисту оточуючих і надіти захисні окуляри або запобіжний щиток. Стежити за своєчасним видаленням стружки як з верстата, так і з робочого місця.
14. Правильно укладати оброблені деталі, не захаращувати підходи до верстата.
15. Обов'язково вимикати станок при догляді навіть на короткий час, при регулюванні, прибирання та змазуванні верстата.
16. Після закінчення роботи стружку змести на совок щіткою. Щоб уникнути нещасного випадку та попадання стружки в організм забороняється для очищення верстата використовувати стиснене повітря.
17. Перевірити якість прибирання верстата, вимкнути місцеве висвітлення та відключити верстат від електромережі.
18. Здійснити санітарно-гігієнічні заходи.
Крім зазначеного, кожен верстатник зобов'язаний: працювати тільки на тому верстаті, до експлуатації якого він допущений; без дозволу майстра не допускати до роботи на верстаті інших осіб; про всякому нещасному випадку негайно ставити до відома майстра і звертатися до медичного пункту; вміти надавати першу допомогу потерпілому, застосовувати первинні засоби пожежогасіння та проводити роботи з усунення наслідків аварійних ситуацій або пожежі.
11 Поліпшення технологічності приводу подач
Для підвищення технологічності приводу подач в конструкцію коробки подач були внесені наступні зміни:
1 Замінили шпонкові з'єднання шліцьовим для передачі крутних моментів від валу до валу, чим занизили концентрацію напружень на валу.
2 Спростили конструкцію валів, підвищивши технологічність їх виготовлення.
3 Застосували замість незбираного зубчастого блоку збірний. Цим ми спростили процес заміни вийшов з ладу зубчастого колеса, а так само підвищили технологічність виготовлення зубчастого блоку, зменшили його масо-габаритні параметри.
4 Для переміщення зубчастого блоку використовували вилку, що охоплює зубчастий вінець, що дозволило знизити осьові габарити зубчастого блоку.
5 Використовували з'єднання зубчастих коліс блоку за допомогою виделки, що дозволило поліпшити технологічність виготовлення зубчастих коліс і знизити їх масу і габарити.
6 У механізмі управління застосували зубчасто-рейкову передачу для переміщення рухомих зубчастих коліс. Цим забезпечили значну довжину переміщення.
Список використаних джерел
1.Кучер А.М. «Металорізальні верстати» (альбом загальних видів кінематичних схем і вузлів). М.: «Машинобудування», 1972.
2.Курсовое проектування деталей машин: Справ. Посібник. Ч.1, ч.2 / А. В. Кузьмін. М.М. Мікейчік, В.Ф. Калачов та ін - Мн.; Вищ. школа 1982. 208с., 334с.
3. Проникаючи А.С. «Розрахунок і конструювання металорізальних верстатів».;
Вища школа М., 1967.
4. Косилова А.Г. «Довідник технолога машинобудівника». У 2-х т. / За ред ..- М.: машинобудівн
5. Іванов М.М., Фіногенов В.А. «Деталі машин»: Підручник для машинобудівних спеціальностей вузів - 8-е изд., Испр. -М.: Вищ. шк .., 2003. -408с.
6.Курмаз Л.В., Скойбеда А.Т. «Проектування деталей машин»-2-е вид. Перераб. І доп.-М.: Мінськ УП «Технопром» 2002.
7.Чернін І.М. Кузьмін А.В. «Розрахунки деталей машин» 2-е вид., Перепаб .- Мн.: Висш.шк.., 1978.
8.Свірщевскій Ю.І., Макейчік М.М «Розрахунок і конструювання коробок швидкостей і подач» .- Мн.: Вищ. шк .., 1976