Механическая связь

YX - масштабный фактор  для поверхностной закалки

YX=1,03-0,006m = 1,03 – 0,006*2,5 = 1,01 >1, принимаем YX=1.

Yd - коэффициент чувствительности материала к концентрации напряжения

Yd=1,082 – 0,172*lg m = 1,082 – 0,172*lg 2,5 = 1,01.

YA - коэффициент реверсивности  нагрузки при нереверсивной работе YA=1

YN - коэффициент долговечности.  Рассчитывается отдельно для  шестерни и колеса, YN4=YN18=1

SF - коэффициент запаса  прочности SF=1,7

sF lim - предел выносливости зуба sF lim = 500 МПа

МПа

 

Рабочие напряжения изгиба

YFS - коэффициент формы  зуба

X - коэффициент сдвига  инструмента

ZV - эквивалентное число  зубьев

  Zv1=18  Zv2=72,     

Ye - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев в зацеплении, Ye=1

Yb - коэффициент угла наклона зуба,

Действительный запас  усталостной изгибной прочности 

3.4. Проверочный расчет подшипников

В качестве опоры А  для вала VI выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный особолегкой серии №104 (d=20 мм; D=42 мм; В=12 мм; С=9360 Н, С₀=4500 Н). В качестве опоры В для вала VI выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный тяжелой серии №405 (d=25 мм; D=80 мм; В=21 мм; С=36400 Н, С₀=20400 Н). Проверим правильность выбора подшипников путем расчета по динамической грузоподъемности.

Подшипник в опоре  А.

Fr = R_А = 571 Н – радиальная нагрузка на подшипник;

F_A = 0 – осевая нагрузка на подшипник.

Определим эквивалентную  динамическую нагрузку Р.

V-коэффициент вращения кольца V=1

ks-коэффициент безопасности ks=1,1

kt-температурный коэффициент kt=1

L – общая долговечность подшипника.

Подшипник в опоре  В.

Fr = R_B = 2980Н – радиальная нагрузка на подшипник;

F_A = 0 – осевая нагрузка на подшипник.

Определим эквивалентную динамическую нагрузку Р.

V-коэффициент вращения  кольца V=1

ks-коэффициент безопасности ks=1,1

kt-температурный коэффициент kt=1

Подшипник соответствует  всем требованиям.

3.5. Проверочный расчет слабого  звена – шпонка

Ориентировочно принимаем  шпонку 5Х5Х20 ГОСТ23360-78.

Условие прочности шпонки на смятие

,

Где lр=l – b – рабочая длина шпонки;

К = 0,4h – глубина врезания шпонки в ступицу.

Выполняется, следовательно, шпонка выбрана верно.

3.6. Проверочный расчет ременной  передачи

3.6.1. Подготовка расчетных параметров:

Крутящий момент на валу ведущего шкива

, где 

η₂– КПД закрытой зубчатой передачи;

η₃  - КПД пары подшипников качения;

Передаточное число U=1/φ⁰ =1;

Частота вращения входного вала n₄=2000 об/мин;

Число смен работы в сутки – 2.

3.6.2. Выбор профиля сечения ремня, его геометрии и минимального значения диаметра малого шкива.

3.6.2.1. Предварительно назначаем профиль ремня Б, для которого:

b_p = 14 мм –ширина ремня в нейтральном слое;

b₀ = 17мм – ширина ремня;

h = 10,5 мм – высота сечения ремня;

y₀ = 4,0 мм;

А = 138 мм² – площадь поперечного сечения ремня;

d_min = 125 мм – минимально допустимый диаметр малого шкива;

Т = 40-190 Нм – передаваемый момент.

3.6.2.2. В первом приближении принимаем диаметр малого шкива 133 мм.

3.6.2.3. Проверим диаметр шкива по скорости ремня

3.6.3. Расчет плоской геометрии

3.6.3.1. Определение диаметра 2-го шкива

  , где

коэффициент упругого скольжения под полной нагрузкой.

Диаметр ведомого шкива округляем до стандартного значения d₂₀ = 135.

3.6.3.2. Уточним передаточное число

Отклонение передаточного  числа от номинала

3.6.3.3. Межосевое расстояние

, где 

а_опт – оптимальное значение межосевого расстояния.

3.6.3.4. Длина ремня по нейтральному слою

 

,

где ,

Длину ремня округляем  до стандартного значения L=850 мм, по которой пересчитываем а:

Для возможности надевания  ремня на шкивы следует предусмотреть  уменьшение межосевого расстояния на величину 0,015 L: a₁ = a-0,015 L = 201,76 мм.

Для компенсации вытяжки  ремней необходимо предусмотреть возможность  увеличения межосевого расстояния на 0,03 L: a₂ = a+0,03L = 214,51+0,03∙850 = 240,01 мм.

Величина перемещения  натяжного устройства Δа = а2 – а1 = 240,01-201,76 = 38,25 мм.

Проверка угла обхвата на малом шкиве

3.6.4. Определение числа ремней по тяговой способности с учетом долговечности

3.6.4.1. Допускаемые приведенные полезные напряжения

, где

v=V/L = 13,9/850 = 0,016 1/c – число пробегов ремня в секунду;

d_e = - эквивалентный диаметр малого шкива.

3.6.4.2. Допускаемые полезные напряжения

, где С_р – коэффициент режима;

С_α= 1,24(1-е^-α/110 ) = 0,997- коэффициент обхвата на малом шкиве.

3.6.4.3. Окружное усилие

3.6.4.4. Число ремней

. Принимаем Z=4≤6.

3.6.5. Напряжения изгиба в ремне на малом шкиве

, где 

Е – модуль упругости ремня.

3.6.6. Натяжение ветвей передачи, силы, действующие на валы и опоры передачи.

3.6.6.1. Предварительное натяжение

F₀ = σ₀∙A∙Z = 1,4∙138∙4 = 773 H.

3.6.6.2. Натяжение ведущей ветви

3.6.6.3.Натяжение ведомой ветви

3.6.6.4. Сила, действующая на валы и опоры передачи

3.7. Расчет шпиндельного узла

3.7.1. Выбор исходных данных.

P_max = 2,8 кВт – максимальная мощность, потребная на резание;

n_max = 2000 об/мин – максимальная частота вращения шпинделя.

3.7.2. Выбор минимально возможного диаметра шпинделя в передней опоре d_min =Р/(0,15-0,35) =18,7мм.

С учетом требуемого отверстия  в шпинделе и габаритов передней бабки принимаем диаметр в  передней опоре d_п = 60 мм.

3.7.2. По диаметру d_п и частоте n_max выбираем возможную компоновочную схему шпиндельного узла

d_п∙n_max = 60∙2000 = 120000 мм∙об/мин < 140000 мм∙об/мин, следовательно, выбираем схему для низкоскоростных шпиндельных узлов (в опорах качения- конических роликоподшипниках).

3.7.3. Определяем зависимые проектные параметры.

3.7.3.1. Диаметр переднего конца d_к = (1-1,2)d_п = 60…72. Принимаем стандартное значение 63,512мм.

3.7.3.2. Диаметр шпинделя между опорами d_м = (0,9-1)d_п = 50 мм.

3.7.3.3. Диаметр шпинделя в задней опоре d_з = (0,8-0,9)d_п = 45 мм;

3.7.3.4. Вылет переднего конца шпинделя определяется конструктивно (по результатам эскизного прочерчивания) а = 137,8 мм.

3.7.3.5. Межопорное расстояние L ≥2,5а = 362,5 мм.

3.7.4. Проверка жесткости шпиндельного узла

Расчет шпинделя на жесткость  заключается в определении перемещения  конца шпинделя и угла поворота сечения в передней опоре.

Схема нагрузки шпинделя станка

 

Расчеты по схеме производятся по формулам

Угол поворота в передней опоре

, рад

Исходные данные:

(Н)

Fr_24-21 = 1390 (H)

Н , Н, Рx = 0,25Pz = 956H

(мм) – допускаемый прогиб.

-осевой момент инерции участка  шпинделя между опорами.

 

Условие жесткости выполняется.

.

 

В качестве передней опоры  шпинделя принимаем роликовый двухрядный радиальный подшипник А3182112 ГОСТ7634-56, а в качестве задней опоры  - пару подшипников: радиально упорный шарикоподшипник А8109 ГОСТ 6874-75 и упорный шарикоподшипник А46209 ГОСТ 831-75.

Проверим упорный шарикоподшипник  по динамической нагрузке от осевой составляющей силы резания Рx.[3].

В качестве опоры А  для вала VI выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный особо легкой серии №104 (d=20 мм; D=42 мм; В=12 мм; С=9360 Н, С₀=4500 Н). В качестве опоры В для вала VI выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный тяжелой серии №405 (d=25 мм; D=80 мм; В=21 мм; С=36400 Н, С₀=20400 Н). Проверим правильность выбора подшипников путем расчета по динамической грузоподъемности.

F_A = Px = 956 H – осевая нагрузка на подшипник.

Определим эквивалентную  динамическую нагрузку Р.

ks-коэффициент безопасности ks=1,1

kt-температурный коэффициент kt=1

 

L – общая долговечность подшипника.

Подшипник удовлетворяет  заданным условиям.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Заключение

Станок универсальный  токарно-винторезный станок класса точности ″А″ на базе станка модели 1И611П предназначен для выполнения разнообразных токарных работ в центрах, цанговых или кулачковых патронах, а также для нарезания метрических, модульных, дюймовых резьб. Станок в отличие от базовой модели предназначен для выполнения точных работ. Для достижения класса точности ″А″ была изменена конструкция привода главного движения. Вместо 12-ти скоростного редуктора применен 2-х скоростной редуктор. Изменена конструкция задней бабки. Исключен поддон, нет лишнего стыка деталей. Модернизирована коробка скоростей. В отличие от базового станка не имеет перебора, повышена точность ответственных деталей.

Мнемоническое управление подачами обеспечивается одной рукояткой, направление включения которой совпадает с направлением выбранного перемещения суппорта с резцовой головкой.

Широкий диапазон чисел  оборотов и подач обеспечивает производительную обработку при хорошем качестве поверхности.

Беззазорная фиксация резцовой головки обеспечивает высокую жесткость  и точность установки. Ходовой винт смазывается автоматически при нарезании резьбы. Конструкция шпиндельного узла позволяет быстро сменить приводные ремни без разборки узла. Станина станка изготовлена из хромоникелевого чугуна, направляющие закалены токами высокой частоты и отшлифованы. Механизм останова, расположенный в фартуке, предохраняет механизмы подач от перегрузок, а также позволяет работать по жесткому упору при точении.

Для точного отсчета  поперечных перемещений предусмотрен механизм-верньер, позволяющий осуществлять перемещения 0,005 мм/об. Коробка подач обеспечивает широкий диапазон величин нарезаемой резьбы, продольной и

поперечной подач. Для  нарезания точной резьбы предусмотрено прямое соединение ходового винта с гитарой, минуя механизм коробки подач. Фартук закрытого типа обеспечивает продольные и поперечные подачи суппорта вручную и механически от ходового валика, а также нарезание резьбы при помощи ходового винта. Управление подачами осуществляется одной рукояткой. Направление включения рукоятки совпадает с направлением перемещения суппорта. Наличие блокировочного устройства исключает возможность одновременного включения ходового винта и ходового валика, а также продольной и поперечной подач. На станке устанавливаются электродвигатели и аппаратура, рассчитанные на напряжение 380 В трехфазного переменного тока частотой 50Гц, напряжении местного освещения 36 В. Подключение станка к электросети осуществляется пакетным включателем.

 

 

 

 

 

Список литературы

 

1. Голубков Н.С., Алгоритм расчета закрытых зубчатых передач: методические указания/ Н. С. Голубков, А.У. Ибрагимов. – Ижевск, 2002- 24 с.

2. Голубков Н.С., Алгоритм расчета клиноременных передач: методические указания/ Н. С. Голубков, А.У. Ибрагимов. – Ижевск, 2002- 12 с.

3. Голубков Н.С., Выбор подшипников качения: методические указания к курсовому проекту по курсам «Основы конструирования машин», «Детали машин»/Н.С. Голубков, А.У. Ибрагимов. – Ижевск, 2000 – 30с.

4. Косилова А. Г. Справочник технолога-машиностроителя [Текст]. В 2 т. Т. 2. Справочник технолога-машиностроителя/под ред. А. Г Косиловой и Р.К. Мещерякова. - М.: Машиностроение,1986. –496 с.: ил.-210000 экз.

5. Иванов М. Н., Детали машин. – М.: Высшая школа,1984. – 336 с.

6. Кравчик А.Э., Выбор и применение асинхронных двигателей/А.Э. Кравчик, Э.К. Стрельбицкий, М.М. Шлаф. – М.: Энергоатомиздат,1987. – 96 с.; ил.-30000 экз.

7. Панов, А. А. Обработка металлов резанием [Текст]: Справочник технолога/А. А. Панов, В. В. Аникин, Н. Г. Бойм и др.; под общ. ред. А. А. Панова. - М.: Машиностроение, 1988.- 736 с.: ил.-120000 экз.-ISBN 5-217-00032-5.

8. Пузанов В. В., Методические указания к курсовому проектированию по металлорежущим станкам (специальность 1202)/Ф.Ю. Свитковский, В. В. Пузанов - Ижевск: Ижевский механический институт -1992.- 20 с.

9. Пузанов В. В., Методические указания по кинематическому расчету приводов станков и построению их кинематических схем /В. В. Пузанов. - Ижевск: Ижевский механический институт -1990.- 30 с.

10. Пузанов В. В., Выбор двигателей приводов станков: методические указания/В. В. Пузанов, Ф.Ю. Свитковский. - Ижевск: Ижевский механический институт -1990.- 26 с.