Технічний проект радіально-свердлильного верстата 2В56 з найбільшим діаметром свердління по сталі 56 мм

http://www.ce-studbaza.ru/werk.php?id=9214

РЕФЕРАТ
Випускний проект містить у собі графічну і текстову частину. Пояснювальна записка складається з: сторінок тексту ( сторінок - основний текст і сторінок додатків), таблиць - , малюнків - , список літератури з 32 джерел.
У проекті розроблена конструкція приводів головного руху і подач радіально-свердлильного верстата з максимальним діаметром свердління 50 мм.
Спроектовано привод головного руху, привод подач із шпиндельним вузлом і розроблене загальне компонування верстата.
Виконано кінематичні, силові, міцностні і геометричні розрахунки цих вузлів. Проектний розрахунок приводів (кінематичний, міцностний і геометричний) виконані на ЕОМ у навчальній САПР PRIVOD, розробленої на кафедрі технології машинобудування і металорізальних верстатів. Перевірочний розрахунок зубчастих передач, черв ячної передачі, вала також виконані на ЕОМ за допомогою математичної програмної системи MathCAD.
Розроблено й описані допоміжні системи верстата (змазування, охолоджен-ня зони різання, відводу стружки) і система керування приводом.
У техніко-економічній частині проекту виконаний розрахунок технологіч-ної собівартості операції свердління на спроектованому верстаті і верстаті-аналогу, у якості якого прийнятий верстат моделі 2В56. Розраховано ціну верстата й ефективність його застосування в порівнянні з базовим варіантом. Річний економічний ефект від застосування верстата тільки на одній операції склав 1513.42 грн.
Розроблено заходи щодо охорони праці і навколишнього середовища при експлуатації верстата.

З М І С Т

ВСТУП.......................................................…………………………………
1. ВИБІР КОМПОНУВАННЯ І ВИЗНАЧЕННЯ ОСНОВНИХ
ТЕХНІЧНИХ ХАРАКТЕРИСТИК ВЕРСТАТА І ПРИВОДІВ..................
1.1. Аналіз завдання й огляд конструкцій верстатів.............………………
1.2. Вибір базової моделі й обґрунтування принципової конструкції(компонування) верстата і його приводів....…………….
1.3. Визначення основних технічних характеристик, не визначених у завданні......................................……………………………………......
1.4. Вибір приводного двигуна.............................……………………..........
2. ПРОЕКТНИЙ РОЗРАХУНОК ПРИВОДА ГОЛОВНОГО РУХУ.............
2.1. Задачі, розв язувані в автоматизованій системі PRIVOD.....................
2.2. Підготовка до автоматизованого проектування.....…………..............
2.2.1. Вибір кінематичної структури і побудова варіантів кінематичної схеми привода.............………………………..........
2.2.2. Попереднє пророблення конструкції і компонування привода.................................……………………………………….
2.2.3. Попередній кінематичний розрахунок привода...…………….......
2.2.4. Підготовка вихідних даних для автоматизованого розрахунку....
2.3. Результати автоматизованого розрахунку привода.........……………
2.4. Аналіз і корегування результатів автоматизованого розрахунку
у системі PRIVOD.......................................……………………………
3. ПЕРЕВІРОЧНІ РОЗРАХУНКИ ДЕТАЛЕЙ І МЕХАНІЗМІВ ПРИВОДА ГОЛОВНОГО РУХУ.............…………………………………………........
3.1. Визначення розрахункових навантажень.........................…………......
3.2. Перевірочний розрахунок циліндричних зубчастих передач на витривалість за ДСТ21354-87.................……………………………....
3.2.1. Вихідні дані для розрахунку...………………………………….....
3.2.2. Розрахунок напруг, що допускаються...………………………….
3.3.3. Перевірка за контактною витривалістю...………………………...
3.2.4. Перевірка за вигінальною витривалістю...………………………
3.3. Перевірочний розрахунок валів.............................……………………….
3.4. Вибір і розрахунок підшипників.............................……………………
3.5. Розрахунок шлицевих і шпонкових з єднань.................……………....
4. ПРОЕКТУВАННЯ ПРИВОДА ПОДАЧ.......................................................
4.1. Підготовка до автоматизованого розрахунку привода........................
4.1.1. Обґрунтування конструкції привода подач...................................
4.1.2. Попередній кінематичний розрахунок привода...........................
4.1.3. Підготовка вихідних даних для розрахунку в системі PRIVOD
4.2. Результати попереднього розрахунку привода подач........................
4.3. Аналіз результатів попереднього розрахунку.....................................
4.4. Розрахунок приводу подач на міцність................................................
4.4.1. Визначення розрахункових навантажень у приводі подач..........
4.4.2. Розрахунок черв ячної передачі.....................................................
4.4.3. Розрахунок рейкової передачі........................................................
4.4.4. Розрахунок запобіжної муфти........................................................
5. КОНСТРУКЦІЯ І РОЗРАХУНОК ШПИНДЕЛЬНОГО ВУЗЛА
ВЕРСТАТА....................................................................................................
5.1. Обґрунтування конструкції шпиндельного вузла...........…………….
5.2. Визначення розрахункових навантажень на шпинделі...……………
5.3. Розрахунок шпинделя на жорсткість.........................…………………
5.4. Розрахунок підшипників шпинделя.........................………………….
5.5. Розрахунок шліцевого з єднання шпинделя.....................……………
6. СИСТЕМА КЕРУВАННЯ ВЕРСТАТОМ.................................…………..
6.1. Переключення передач у приводах верстата........................................
6.2. Реверсування і гальмування шпинделя...................………………......
6.3 Механізми включення-виключення подачі шпинделю
і ручного його переміщення……………………………………………
6.4. Механизм переміщння шпиндельної голівки по травесі…………......
6.5. Переміщення травеси по колоні і обертання колони….…………......
7. СИСТЕМА ЗМАЗУВАННЯ ВЕРСТАТА...............................…………….
7.1. Вибір типу системи змазування.......................………………………..
7.2. Вибір насоса і місця його установки.....................…………………….
7.3. Розрахунок продуктивності насоса.......................…………………….
8. ТЕХНІЧНІ УМОВИ ІСПИТІВ І ПРИЙМАННЯ ВЕРСТАТА...................
9. ОХОРОНА ПРАЦІ І НАВКОЛИШНЬОГО СЕРЕДОВИЩА...………….
10. ТЕХНІКО-ЕКОНОМІЧНЕ ОБГРУНТУВАННЯ ПРОЕКТУ ...……........
10.1. Вихідні дані...……………………………………………………..........
10.2. Обґрунтування типу виробництва...……………………………….....
10.3. Розрахунок технологічної собівартості...…………………………….
10.4. Розрахунок капітальних витрат...……………………………………..
10.5. Розрахунок показників економічної ефективності
обраного варіанта...………………………………………………........
10.6. Розрахунок собівартості і ціни верстата
ВИСНОВКИ.................................................……………………………......
СПИСОК ДЖЕРЕЛ ІНФОРМАЦІЇ……............................……..................
ДОДАТКИ..............................................………………………………........


В С Т У П

Металорізальні верстати є основним обладнанням машинобудівних під-приємств. Використання сучасних високопродуктивних верстатів та найбільш повне використання їх технологічних можливостей сприяє подальшому підвищенню ефективності виробництва та якості продукції.
Сучасне металорізальне обладнання – це високо розвинені машини, що включають велику кількість механизмів і використовують механічні, елект-ричні, електронні, гідравличні, пневматичні та інші методи здійснення рухів та керування циклом. За конструкцією та призначенням важко знайти більш різноманітні машини ніж металорізальні верстати. На них оброблюють різ-номанітні деталі – від найдрібніших елементів годинників і приладів до дета-лей, розміри яких сягають декількох метрів (наприклад, деталі турбін, кораб-лів).
На металорізальних верстатах обробляються різноманітні форми повер-хней деталей з високими вимогами до їх точності і якості. Обробляємі деталі можуть бути з різноманітних матеріалів: сталей, чавунів, кольорових металів і сплавів, пластмас, деревини та інших. Високу продуктивність процесу об-робки сучасні верстати забезпечують за рахунок високої швидкохідності, по-тужності і широкої автоматизації ціклу обробки. Конструкції верстатів пос-тійно удосконалюються з урахуванням всезростаючих вимог до їх точності, продуктивності та іншим характеристикам.
Широко застосовуваним класом металорізального устаткування є верс-тати свердлильно-розточувальної групи, до яких відноситься і проектований у випускній роботі радіально-свердлильний верстат. За ДСТ1222-80Е радіа-льно-свердлильні верстати проектуються і виготовляются з максимальним діаметром свердління від 25 до 125 мм. По цьому параметрі проектований верстат з Dmax=50 мм відноситься до верстатів середнього типорозміру.
У випускній роботі спроектовані приводи головного руху і подач радіа-льно-свердлильного верстата, а також його компонування. Виконано кінема-тичні, силові і міцностні проектні і перевірочні розрахунки, розроблені сис-теми керування, змазування верстата, заходи щодо техніки безпеки при роботі на верстаті. Виконано також техніко-економічне обгрунтування проекту верстата.


1. ВИБІР КОМПОНУВАННЯ І ВИЗНАЧЕННЯ ОСНОВНИХ
ТЕХНІЧНИХ ХАРАКТЕРИСТИК ВЕРСТАТА І ПРИВОДІВ

1.1. Аналіз завдання й огляд конструкцій верстатів
Відповідно до завдання на випускну роботу необхідно спроектувати ра-діально-свердлильний верстат з наступними вихідними даними:
1) типорозмір верстата, визначається максимальним діаметром сверд-ління – Dmax=50 мм;
2) клас точності верстата – нормальний;
3) межі частот обертання n1=50 об/хв, nz=2000 об/хв;
4) межі значень подач шпинделю s1=0.16 мм/об, sz=1.6 мм/об;
5) потужність головного двигуна Nэд=5.5 квт;
6) найменший термін експлуатації верстата Те=7 років;
7) коефіціент технічного використання Ктв=0.6;
8) кількість змін роботи верстата Ксм=2;
9) переключення передач рейково-важельним механизмом;
10) включення, виключення, реверс – електродвигуном;
11) система змазування – індивідуальна, від насосу.
Відповідно до ГОСТ1222-80Е «Верстати радіально-свердлильні. Основні розміри» радіально-свердлильні верстати можуть(повинні) випускатися 5-ти виконань:
1) на плиті із під ємною поворотною траверсою;
2) на тумбі з під ємно-поворотною траверсою;
3) на плиті з під ємною чи непід ємною поворотною траверсою та відки-дним столом;
4) на салазках з під ємною поворотною траверсою;
5) на салазках з під ємною поворотною траверсою і столом – плитою чи тумбою.
Основним виконанням компонування для радіально-свердлильних верс-татів важкого і середнього типорозміру, до яких відноситься і проектований верстат, є виконання 1 і 2. Ці виконання можна вважати традиційними для верстатів розглянутого типу. Їхнє компонування приведене на мал. 1.1.













Рис.1.1. Компонування радіально-свердлильних верстатів
виконання 1(на плиті) і 2 (на тумбі)

Для проєктуємого верстата приймаємо тип виконання 1 – на плиті з під-йомною поворотною траверсою.


1.2. Вибір базової моделі й обґрунтування принципової конструкції (компонування) верстата і його приводів
По технічних характеристиках найбільш близьким до проектованого є верстат моделі 2В56 [8, c.114-119]. Вони в ньому мають наступні значення:
1) найбільший діаметр свердління по сталі 45: D=50 мм;
2) клас точності верстата – нормальний;
3) ряд частот обертання шпинделя: nj=55 – 1650 об/хв. Верстат має 10 швидкостей із знаменником fi = 1.26;
4) ряд подач у верстаті: sj = 0.15 – 1.2 мм/об. Усього 9 подач із знамен-ником ряду fi = 1.26.
5) приводний двигун з потужністю 5.5 квт;
6) робочий хід шпинделя h=350 мм;
7) виліт осі шпинделя від направляючих колони L=1500 мм;
8) конічний отвір у шпинделі для встановлення інструмента – Морзе 5;












Мал. 1.2. Загальний вигляд верстата 2В56
Радіально-сверлильний верстат 2В56 (і інші радіально-свердлильні вер-стати виконання 1) складається з наступних вузлів (мал.1.2):
А - фундаментна плита (основа), на який встановлен верстат;
Б – опора колони,
В – механизм затиску - розтиску поворотної колони,
Г – полая поворотна колона, на який встановлена траверса;
Д – механизм підйому, опускання і затиску траверси;
Е - траверса (рукав);
Ж - шпиндельна бабка зі шпиндельним вузлом, коробкою швидкостей и коробкою подач;
З – приставний стіл для встановлення обрабляємих деталей або присто-сувань з деталями.
Проєктуємий верстат буде мати таку-ж саму компоновку.
Структурна формула приводу головного руху цього верстата має вигляд Z=1x3x1x2x2, де третій механизм це гітара змінних коліс. Структурна фор-мула приводу подач Zs=3x3, де зубчасті блоки зв язані і мають одне загалне зубчасте колесо. Модуль усіх зубчастих передач коробки швидкостей і коро-бки подач цього верстата дорівнює 3 мм.
Приймаємо цей верстат як базову модель і використовуємо тип компо-нування його коробки швидкостей i подач.
У проектованому верстаті привод головного руху і привод подач кине-матически зв язані між собою, тому що значення подач виміряються в міліме-трах на 1 оборот шпинделя. Тому при проектуванні привода головного руху це потрібно враховувати.
Реалізується це в конструкції верстата передачею руху до привода подач від шпинделя, що є робочим органом головного руху (руху різання). На мал.1.3 показана структурно-кінематична схема основної частини (приводів головного руху і подач) радіально-свердлильного верстата. Рух до шпинделя передається від електродвигуна Д через коробку швидкостей iv. Шпиндель обертається в підшипниках(опорах) встановлених у пиноли. Пиноль є робо-чим органом подачі. Рух до неї передається зі шпинделя через коробку подач is, механізм включення / вимикання подачі ВК (фрікційна муфта) на рейкову шестірню, що входить у зачеплення з зубцями рейки, нарізаної на пинолі. Ця рейкова передача перетворює обертальний рух рейкової шестірні в поступа-льний рух подачі рейки з пинолью і шпинделем.

1.3. Визначення технічних характеристик верстата, не визначених у за-вданні
Відсутні технічні характеристики вибираємо за ДСТ 1222-80Е і верстату-аналогу. Такими характеристиками є: максимальна відстань від торця шпинделя до робочої поверхні плити Н, найбільша відстань від осі шпинделя до ціліндричної поверхні колони L, найбільше переміщення шпиндельної ба-бки по направляючим траверси Lr, найбільше переміщення (хід) гільзи шпи-нделя h, розміри робочої поверхні базової плити верстата B x L2, число сту-піней швидкості головного руху Zn і руху подачі Zs і ряди значень скростей nj і подач sj .
За ДСТ 1222-80Е для верстата з Dmax=50мм:
- найбільша відстань від торця шпинделя до робочої поверхні плити Н=1600 мм;
- відстань від осі шпинделя до ціліндричної поверхні колони L=1600 мм;
- найбільше переміщення шпиндельної бабки по направляючим траверси Lr=1600 мм;
- найбільше переміщення гільзи шпинделя h=400 мм;
- розміри робочої поверхні базової плити верстата B x L2 = 1000 х 1800;
- розміри Т-образных пазів у плиті: ширина b=22 мм, відстань між паза-ми l=160 мм.
По заданих межах частот обертання шпинделя n1=50, nz=2000 об/хв, приймаючі знаменник ряду =1.26, визначаємо число ступіней швидкості обертання шпинделя і вибираємо стандартні значення частот обертання. Чис-ло ступіней швидкості визначається по формулі

Zn = 1 + lg(nz/n1) / lg() (1.1)

Підставляючи значення параметрів, одержуємо

Zn = 1 + lg(2000 / 50) / lg(1.26) = 1+16.02 = 17

По таблиці стандартних чисел [16] зі знаменником ряду =1.26 вибира-ємо 17 значень швидкостей: nj=50, 63, 80, 100, 125, 160, 200, 250, 315, 400, 500, 630, 800, 1000, 1250, 1600, 2000. Таким чином у проектованому приводі необхідно забезпечити 17 швидкостей шпинделя від 50 до 2000 об/хв.
Визначаємо також число ступенів подач і їх значення. За завданням у проектованому верстаті необхідно забезпечити значення подач So = 0.16 -1.6 мм/об. Приймаемо знаменник ряду подач такий як у верстаті аналоґі =1.26. Тоді

Zs = 1+ lg(1.6/0.16) / lg(1.26) = 11

По таблиці стандартних чисел зі знаменником ряду =1.26 вибираємо 11 значень подач: Sj = 0.16, 0.2, 0.25, 0.315, 0.4, 0.5, 0.63, 0.8, 1.0, 1.25, 1.6 мм/об.

1.4. Вибір приводного двигуна
Приймаємо попередньо як приводний двигун[11] асинхронний коротко-замкнутий одношвидкісний електродвигун 4А112М4УЗ фланцевого вико-нання М300 потужністю 5.5 квт (задана в завданні). Синхронна частота обер-тання його ротора дорівнює 1500 об/хв, а асинхронна, по якій будуть розра-ховуватися частоти обертання шпинделя nэд=1440 об/хв.
Виконуємо перевірку на достатність заданої потужності приводного двигуна. Для цього розрахуємо режими і сили різання So, V, n, Po, Mкр для найбільш навантаженої операції, що може виконуватися на проектованому верстаті. Такою операцією буде чорнове чи однократне свердління з макси-мальним діаметром D=50 мм, вуглерідних і легованих сталей з вр=800 Мпа свердлами зі швидкорізальної сталі. По [16,с.261-265, 276-281] значення по-дачі для прийнятих умов визначається по формулі:

So = Soт*Кsl*Ksж*Ksи*Ksd, (1.2)

де: Soт=0.60 мм/об (при однократному свердлінні з квалітетом JT12, діаметрі свердління 40-50 мм, сталі з НВ 160-240); Кsl=1.0 – при Lсв<3D; Ksж=0.75 – середня жорсткість системи; Ksи=1.0 – свердло з швидкоріжучої сталі; Ksd=1 – наскрізне свердління.

So = 0.6*1.0*0.75*1.0*1.0 = 0.45 мм/об

Приймаємо найближче менше значення з ряду подач проєктованого вер-стата So = 0.4 мм/об.
Швидкість різання визначається по формулі
(1.3)

При свердлінні конструкційної вуглеводистої сталі з σв=750 мПа, сверд-лом із швидкоріжучої сталі Р6М5 і подачі S>0.2 мм/об, з охолодженням кое-фіцієнти і показники степені у формулі (1.3) мають такі значення: Cv=9.8, q=0.4, y=0.5, m=0.2 [16, c.262, табл.2].
Коефіцієнт Kv складний і обчислюється за виразом

Kv = Kvм*Кvп*Kvі*Kvl*Кvз,

де Kvм= (750/ σв)nv , nv=0.9; Kvп=1 при поверхні заготівлі без корки; Kvі=1 - інструмент із швидкоріжучої сталі Р6М5; Кvl=1 при глибині свердління <3D, Кvз=0.75 при одинарному заточенні свердла . Стійкість свердла Т=90 хв при: діаметрі свердління D=41-50 мм, стальної деталі, свердлом із швидкоріжучої сталі.
Тоді
V = (9.8*500.4)•(750/729)0.9•1•1•1•0.75 = 23.18 м/хв

Частота обертання шпинделя

n=1000V/D = 1000 * 23.18 / 3.14*50 = 147.5 об/хв.

Приймаємо n=125 об/хв.
Зусилля подачі Ро, Н:

, (1.4)

Момент, що крутить, Мкр, Нм:

. (1.5)

Значення коефіцієнтів у формулах: Ср=68, См=0.0345, q p=1.0, qМ=2.0, Yp=0.7, Yм=0.8, Kp=(в/750)np, np=0.75. Тоді
Po=10*68*501*0.40.7*(729/750)0.75 = 17525.5 Н,
Мкр=10*0.0345*502*0.40.8*(729/750)0.75 = 405.7 Нм.
Ефективна потужність різання Nэф
Ne=Мкр*n/9750 = 405.7*125/9750 = 5.201 кВт
Необхідна потужність приводного двигуна з урахуванням потужності затрачуваної на подачу Nп і потужності холостих ходів Nх [14]
(1.6)
де К=1.25 – коефіцієнт короткочасного перевантаження двигуна, =0.75-0.85 – КПД привода (приймаємо 0.85).
Потужність, затрачувана на подачу

Nп = Q*S*n/6120000, Q = Ро + 2000Мкр*f / dшп, (1.7)

де f=0.15 – коефіцієнт тертя в шлицевому з єднанні шпинделя з гільзою коро-бки швидкостей, dшп=42 мм (рекомендується приймати приблизно рівним ма-ксимальному діаметру свердління).
Q = 17525.5 + 2000*405.7*0.15 / 42 = 19958.5 Н
Nп = 19958.5*0.4*125 / 6120000 = 0.167 кВт.
Обчислюємо потрібну потужність електродвигуна за виразом (1.6)
Nэд = 5.21/(1.25*0.85) + 0.163 = 5.067 квт.
Таким чином номінальна потужність електродвигуна 5.5 кВт цілком до-статня для проектованого верстата.
Основні розміри обраного електродвигуна, необхідні для його вбудову-вання в проектований верстат, наступні:
-діаметр вала d=32 мм, довжина вала l=80 мм, шпонка b=10 мм;
- фланець – діаметр Dф=300 мм, товщина t=16 мм;
- посадковий виступ на фланці – діаметр D=230, висота h=4.0 мм;
- кріпильні отвори у фланці: кількість – 4, діаметр – 15 мм, на діаметрі 265 мм;
- загальні габарити: довжина L=452, максимальний діаметр Dmax=300 мм.

2. ПРОЕКТНИЙ РОЗРАХУНОК ПРИВОДУ ГОЛОВНОГО РУХУ

Проектний розрахунок приводу проектованого вертикально-свердлиль-ного верстата виконуємо за допомогою комплексу програм PRIVOD, розроб-леного на кафедрі Технологія машинобудування і металорізальні верстати .

2.1. Задачі, розв язувані в автоматизованій системі PRIVOD
Система PRIVOD дозволяє виконати повний проектний розрахунок приводів на стадіях технічної пропозиції і технічного проекту з застосуванням персональних ЕОМ. У системі передбачений розрахунок приводів головного руху і подач з дискретним регулюванням швидкостей, з геометричним рядом. Можливе використання і розрахунок у приводах різних механізмів (передач). Приводи можуть мати різні структурні формули: множні, складені, з механізмами перебору і ступінями повернення. Мається можливість будувати ряди швидкостей з накладеннями і розрідженнями.
У системі PRIVOD вирішуються наступні проектні і розрахункові за-дачі:
1) вибірка ряду частот обертання (подач) привода по заданому знамен-нику ряду і межам;
2) аналіз і розбирання заданої структурної формули привода і витяг з неї всієї необхідний для розрахунку інформації;
3) розрахунок характеристик, діапазонів регулювання груп передач і побудова структурної сітки.
4) розрахунок передатних відносин передач (побудова графіка частот обертання) і розрахунок швидкостей на усіх валах привода;
5) визначення розрахункових частот обертання і розрахункових момен-тів, що крутять, для усіх валів і передач привода (по заданій потужності дви-гуна чи тяговому зусиллю на виконавчому механізмі ланцюга подач);
6) проектувальний розрахунок діаметрів валів по моментах, що кру-тять;
7) проектувальний розрахунок параметрів передач: чисел зубів і діаме-трів шківів, вибір матеріалів, розрахунок міжосьових відстаней, модулів зуб-частих передач, перетину ременів і всіх розмірів, необхідних для виконання креслення приводу;
8) перевірка привода на неврізання зубчастих коліс у вали і можливість їхньої посадки на вал;
9) розрахунок фактичного ряду швидкостей на робочому органі приво-да і його погрішностей стосовно нормального ряду.

2.2. Підготовка до автоматизованого проектування
2.2.1. Вибір кінематичної структури і побудова кінематичної схеми привода
У проектованому приводі свердлильного верстата необхідно забезпе-чити східчастий ряд швидкостей у діапазоні 50…2000 об/хв зі знаменником ряду =1.26. В п.1.3 визначено число ступіней швидкості шпинделя Z=17.
При виборі структурної формули привода необхідно враховувати об-меження на максимальне число передач в одному груповому механізмі Р4 і порядок розташування груп передач у кінематичному ланцюзі Р1Р2…(у по-рядку зменшення числа передач). З урахуванням цих обмежень число ступе-ней швидкости Z=17 із знаменником ряду =1.26 можна одержати декілька варіантами структурних формул:
1) множною Z = 3x3x2 з одним накладенням швидкостей;
2) складена структура Z=3x2х(1+2) теж з одним накладенням;
3) з механизмом перебору 3x3х(1+1).
Приймаємо для проектованого приводу 1-й варіант, тому що він най-більш простий і забезпечує менші осьові розміри коробки швидкостей. Крім того, 3-й варіант(з механизмом перебору) у радіально-свердлильних верстатах реалізувати дуже трудно, тому що в них рух до шпинделю передається через полий вал–гільзу і шпиндель переміщується в ній при виконанні руху подачі.
Таким чином приймаємо варіант структурної формули Z=3х3x2.
Будуємо кінематичну схему привода. При цьому додаємо одну постій-ну зубчасту передачу від вала двигуна до коробки швидкостей. Поки будуємо спрощену кінематичну схему(мал.2.1) без відображення конкретних механіз-мів, що реалізують передачу руху.









Мал.2.1. Спрощена кінематична схема привода

2.2.2. Попереднє пророблення конструкції і компонування
привода
Для подальшого розрахунку привода на ЕОМ (у системі PRIVOD) не-обхідно уточнити конструкцію і компонування привода (типи передач і меха-нізмів, характер їхнього з єднання і взаємодії).
Як кінематичні механізми застосовуємо механізми на основі циліндри-чних зубчастих передач із прямим зубом (=0). Це одиночна передача від двигуна, і механізми ковзних блоків у 1-й, 2-й і 3-й групових передачах.
Для зменшення осьових габаритів привода, а також для скорочення чи-сла зубчастих коліс у приводі перші дві групові передачі виконуємо зв язани-ми.
На мал.2.2 приведена повна кінематична схема приводу.













Мал. 2.2. Кінематична схема приводу
Осьові розміри коробки швидкостей в умовних одиницях ширини В ві-нця зубчастих коліс при обраному компонуванні будуть Н=14В. При компо-нуванні без зв язування і послідовному розташуванні групових механизмів цей розмір складатиме 19В.
2.2.3. Попередній кінематичний розрахунок привода
Хоча в системі PRIVOD виконується повний проектний розрахунок привода, включаючи і кінематичний розрахунок, виконаємо попередній (при-кидочный) кінематичний розрахунок приводу для орієнтування при автома-тизованому проектуванні.
Будуємо структурні сітки і вибираємо найкращий варіант переключення передач. Для структурної формули Z=3х3x2 із трьома групами передач (k=3) число варіантів переключення (структурних сіток) дорівнює
Вкин = k! = 3! = 6.
Розписуємо їх, визначаючі характеристики груп передач і будуємо структурні сітки. Характеристика основний, першої в порядку перключения групи, дорівнює 1, першої множний – числу передач основної, а другої мно-жний – добутку числа передач основної на число передач другої множної.
Варіанти переключення:
1) Z = 30 [1] x 31 [3] x 22[9]; 2) Z = 30 [1] x 32 [6] x 21[3];
3) Z = 31 [3] x 30 [1] x 22[9]; 4) Z = 32 [6] x 30 [1] x 21[3];.
5) Z = 31 [2] x 32 [6] x 20[1]; 6) Z = 32 [6] x 31 [2] x 20[1];.
На мал.2.3 приведені 1-й і 3-й варіанти структурних сіток.









Мал. 2.3 Варіанти структурних сіток

Варианти переключення 2, 4 – 6 не проходять по диапазону регулю-вання останньої множної групи, який в них більше ніж той, що допущується і дорівнює
Rгр = 1.266(3-1)-1 = 12.7 > 8
Вибираємо 1-й варіант переключення передач (варіант «а» структурної сітки), тому що в ньому діапазон швидкостей на проміжніх валах буде най-меншим (10 інтервалів lg проти 14-ти по 3-му варіанті), а це дозволить трохи зменшити і габарити привода (вище мінімальна частота обертання 3-го вала, менше розрахунковий момент, що крутить, на цьому валу).
По обраному варіанті структурної сітки будуємо графік частот обер-тання привода (мал.2.4). При побудові графіка необхідно витримувати об-меження на передатні відносини:
а) межі передатних відносин imin 1/4 (1.26- 6), imax 2 (1.263);


Мал. 2.4 Графік частот обертання приводу
б) співвідношення мінімальних передатних відносин у групах передач:
imin1  imin2  . . .  iminк
Значення передатних відносин за графіком:
i11 = 800 / 1440 = 1/1.80;
i21 = -3 = 1/2; i22 = -2 = 1/1.58; i23 = -1 = 1/1.26;
i31 = -4 = 1/2.52; i32 = -1 = 1/1.26;. i33 =  2 = 1.58.;
i41 = -5 = 1/3.16; i42 = 3 = 2.
Далі розраховуємо числа зубів зубчастих коліс з урахуванням зв язу-вання механізмів. Добуток зв язаних передатних передач у першому(А) і дру-гому(В) механізмах визначається співвідношенням [2]:
iА * iВ =  Ra – Rb =  3 - 4 =  -1.
Такий результат виходить при iА = i21 та iВ = i33.
Розраховуємо числа зубів. При цьому підбираємо такі суми зубів пере-дач, щоб результат її ділення на (u+1), де u – передатне число передачи, був як можна ближче до цілого числа. Це забезпечить найменьшу похибку пере-датних відносин передач і частот обертання шпинделю.
1) Постійна передача i11 = Z1/Z2 = 1/1.8. Приймаємо Z1 = 20.
Тоді Z2 = 20*1.8 = 36.
2) 2-га і 3-я зв язані групи (зв язане колесо Z4) . Система рівнянь:
Z3/Z4 = 1/2; Z5/Z6 = 1/1.58; Z7/Z8 = 1/1.26;
Z3+Z4 = Z5+Z6 = Z7+Z8;
Z9/Z10 = 1/2.52; Z11/Z12 = 1/1.26; Z4/Z13 = 1.58;
Z9+Z10 =Z11+Z12 = Z4+Z13.
3) 4-та група передач:
Z14/Z15 = 1/3.16.; Z16/Z17 = 2; Z14+Z15 = Z16+Z17.
Приймаємо число зубів найменшого колеса Z9 = 18.????? Числа зубів інших коліс одержуємо, вирішуючи систему рівнянь. При цьому для 3-го і 4-го механизмів приймаємо однакові суми зубів передач. Результати приведені в таблиці 2.1.
Таблиця 2.1. Числа зубів і фактичні передатні відносини
зубчастих передач
Z3 Z4 Z5 Z6 Z7 Z8 Z9 Z10 Z11 Z12 Z4 Z13 Z14 Z15 Z16 Z17
19 38 22 35 25 32 18 45 28 35 38 24 21 66 58 29
i21=1/2 i22=1/1.59 i23=1/1.28 i31=1/2.5 i32=1/1.25 i33=1.58 i41=1/3.14 i42=2

Таким чином, числа зубів розраховані з мінімальною похибкою і отри-мане однократне зв язування двох механизмів. Зв язане (загальне) колесо Z4=38.
Розраховуємо значення фактичних швидкостей обертання шпинделю і їх похибки у відношенні до стандартних значень. Як приклад приводимо роз-рахунок перших трьох швидкостей і їх похибок, а всі результати наводимо у таблиці.
об/мин,
об/мин,
об/мин,
Таблиця 2.2. Значення стандартних, фактичних швидкостей і їх похибок
№ n - стандарт n - фактич Похибка, %
1 50 50.91 1.818
2 63 64.00 1.587
3 80 79.55 -0.568
4 100 101.82 1.818
5 125 128.00 2.400
6 160 159.09 -0.568
7 200 201.52 0.758
8 250 253.33 1.333
9 315 314.87 -0.042
10 315 320.00 1.587
11 400 402.29 0.571
12 500 500.00 0.000
13 630 640.00 1.587
14 800 804.57 0.571
15 1000 1000.00 0.000
16 1250 1266.67 1.333
17 1600 1592.38 -0.476
18 2000 1979.17 -1.042

Максимальна похибка швидкостей, що допущується дорівнює
[]=±10•(-1) = ±10•(1.26-1) = ±2.6%
У розрахованому ряді швидкостей найбільша похибка становить 2.4%, що в межах допустимого.

2.2.4 Підготовка вихідних даних для автоматизованого розрахунку
Визначаємо значення вихідних даних у послідовності розрахунку і вве-дення даних у системі PRIVOD.
код верстата 25 (радіально-свердлильний верстат), код привода: голов-ного руху - 1;
2) знаменник ряду FI і межі швидкостей (подач). У нашому випадку =1.26, граничні частоти обертання шпинделя nmin =50, nmax =2000 об/хв;
3) повна структурна формула привода, що відображає склад і характер з єднання групових і одиночних передач від джерела руху (двигуна) до шпин-деля. У проектованому приводі структурна формула має вид 1х3х3х2;
4) Параметри кінематичних механізмів задаються (вводяться) у вигляді таблиці. У ній задається для кожного механізму: код механізму, номера меха-нізмів, з якими зв язаний і/чи соосен даний механізм (у порядку їхнього про-ходження в структурній формулі), код виду посадки зубчастих коліс передач на вали (0 – обоє колеса прямо на вал, 1 – ведуче на підшипниках, 2 – відоме на підшипниках, 3 – обоє колеса на підшипниках на валу); кут нахилу зубів у зубчастих передачах (=0) і код розташування передачі щодо опор вала (1 – симетрично, 2 – несиметрично з L/D<6, 3 – несиметрично з L/D>6, 4 – консо-льно). Для проектованого привода параметри механізмів приведені в таблиці 2.3.

Таблиця 2.3. Параметри механізмів привода
№ Код ме-ханізму Номер зв я-заного меха-нізму Номер спів-вісного ме-ханізму Код посадки на вал Кут нахилу зубів Код роз-ташування опор
1 21 0 0 0 0 4
2 22 3 0 0 0 2
3 22 2 0 0 0 2
4 22 0 0 0 0 2

Коди механізмів: 21 – постійна( що не переключається) одиночна пере-дача; 22 – механізми ковзних блоків (охоплювані). Усі передачі – прямозубі (=0). Ведучі і ведені колеса посаджені прямо на вал (без проміжних елемен-тів). 2-й і 3-й механізми зв язані між собою.
5) Частота обертання і потужність приводного двигуна. У нашому ви-падку Nэд=5.5 квт, а асинхронна частота обертання вала двигуна nэд=1440 об/хв.
6) Графік частот обертання будувати по 1-му варіанті переключення передач з дискретністю передатних відносин (величини інтервалу), рівної lg(1.26), а не lg(1.12).
7) Типи з єднань коліс з валами: 1-й (вал двигуна) і 3-й вал - гладкі, а інші – шліцеві.
8) Режим роботи верстата: кількість змін за робочу добу Кзм=2, коефі-цієнт технічного використання Ктв=0.6, мінімальний термін експлуатації до капітального ремонту Те=7 років.
9) Для зубчастих передач бажані межі (min,max) модулів приймаємо по верстаті-аналогу. Для постійної передачі 2.0-2.5, для ковзних блоків 2.5-3.0 мм. Можливо також задати марки матеріалів зубчастих коліс і термообробку (для цього виводиться меню матеріалів). Однак система може вибрати це й автоматично.
10) При розрахунку чисел зубів зубчастих передач можливо їхнє вико-нання з рівними сумами зубів в одному механізмі чи з нерівними(система за-питує). В останньому випадку зубчасті колеса будуть виконуватися з корекці-єю, що вирівнює, на прийняту міжосьову відстань.

2.3 Результати автоматизованого розрахунку привода

Нижче приведений листинг результатів проектного розрахунку при-воду, у якому містяться усі дані, необхідні для подальшого розрахунку і ви-конання його креслень: структурна сітка, графік частот обертання шпинделю, розрахункові швидкості і моменти, що крутять, на кожному валу, діаметри валів, кількість ціклів зміни напруг для зубчастих передач, усі розміри зубча-стих передач і результати їх перевірки на неврізання у вали.

2.4 Аналіз і корегування результатів автоматизованого розрахунку у системі PRIVOD
У вихідних даних ми задаємо, що 2-й і 3-й механізми зв язані між собою і система підбирає набір чисел зубів з одним загальним (зв язаним) колесом. На мал. 2.5. приведений варіант графіка частот обертання приводу, по-будований системою PRIVOD. Але ми задаємо свій варіант графіку, який по-будований попередньо (мал.2.4). Це пов’язано з тим, що за результатами по-переднього розрахунку у системі PRIVOD з побудованим в ній графіком час-тот обертання мало місце врізання зубчастих коліс у вали.














У таблиці 2.6 графіку частот обертання приведене число інтервалів Lg1.12, пересічне променями, що зображують на графіку передатні відносини (Lg1.26 = 2*Lg1.12). Виконуємо аналіз розрахованих варіантів проектованого привода за даними, приведеними у результатах розрахунку на ЕОМ (п.2.3).
У побудованому нами і заданому при розрахунку у системі PRIVOD графіку на мал.2.4 (розрахункові таблиці 2.4-2.19) врізання коліс у вали від-сутнє. Мінімальний зазор (табл.2.19), рівний 3.0 мм, має ведене колесо 1-і пе-редачі 3-го механізму (Z=68) із п’ятим валом діаметром 60 мм (табл.2.12). Мінімальна товщина шару металу від 4-го вала до діаметра западин зубчас-того колеса Z=22, розташованого на ньому, (табл.2.18) дорівнює 5.25 мм (ве-дуче колесо першої передачі четвертого механизму). Ці зазори недостатні, тому при подальшому проектуванні збільшуємо відстань між осями 4-го і 5-го валів збільшенням суми чисел зубців у передачах 4-го механизму. Перера-хунок їх розмірів виконуємо у програмі MathCAD.
Попередньо розрахований діаметр шпинделю верстата 28 мм скоріш за все буде недостатнім і його необхідно буде збільшити. Для свердлильних ве-рстатів рекомендується [4,7] приймати діаметр шпинделю приблизно рівним найбільшому діаметру свердління. Приймаємо зовнішний діаметр dшп=42 мм (шлицеве з єднання 8х36х42 [11,табл.16.4]). При цьому необхідно буде збіль-шити також діаметр гільзи, який за попереднім розрахунком (табл.2.12 вал №5) дорівнює 60 мм. Зробимо це при виконанні попереднього креслення ко-робки швидкостей.
Для подальшого проектування приймаємо варіант проектного розраху-нку приводу, виконаний у системі PRIVOD, але із своїм графіком частот обе-ртання шпинделю (мал..2.4). Таблиці машинного розрахунку 2.4–2.19 містять дані, необхідні для подальшого проектування привода (при попередньому кресленні і виконанні його перевірочних розрахунків). Це рівняння кінемати-чного балансу швидкостей (таблиця 2.8), частоти обертання валів (таблиця 2.9), моменти що крутять, на усіх валах на усіх швидкостях (табл.2.10) і роз-рахункові моменти (табл.2.11), розрахункові діаметри валів (табл.2.12), обра-ний матеріал і термообробка зубчастих коліс, а також їхнє число циклів зміни напруг Nhe і Nfe (табл.2.13, 2.14), усі геометричні параметри і розміри зубча-стих коліс, необхідні для попереднього креслення приводу (табл.2.17).


Студент: Тимченко Я.В. Группа: МШ-55 Дата: 17-03-2009
станок радиально-сверлильный, привод главного движения

В А Р И А Н Т N 1

Задано: NFI=2 WN= 50.0 WK=2000.0

Получено:
число ступеней скорости при заданном FI и пределах: 17
ряд скоростей:
WRO( 1)= 50.0 WRO( 2)= 63.0 WRO( 3)= 80.0 WRO( 4)= 100.0
WRO( 5)= 125.0 WRO( 6)= 160.0 WRO( 7)= 200.0 WRO( 8)= 250.0
WRO( 9)= 315.0 WRO(10)= 400.0 WRO(11)= 500.0 WRO(12)= 630.0
WRO(13)= 800.0 WRO(14)=1000.0 WRO(15)=1250.0 WRO(16)=1600.0
WRO(17)=2000.0

ПАРАМЕТРЫ СТРУКТУРЫ ПРИВОДА:

структурная формула: 1*3*3*2 , ступеней скорости: по формуле 18, по задан.ряду 17, число наложений -1, разрежений (с одной стороны) - 0,
число 2-х валовых передач в к.ц: всего: 4 валов 5

Таблица 2.4 Число передач P, номера ведущих - VSV и ведомых
- VMV валов, номера групп в порядке переключения
передач - Nкпв, число скоростей на валах KSK.

P VSV VMV NC Nкпв KSK
1 1 2 0 0 1
3 2 3 0 1 3
3 3 4 0 2 9
2 4 5 0 3 18

Параметры кинематических механизмов привода
!---!-----!-----!-----!-------!-----------!-----------------!
! !код !номер!номер!признак!зуб.передач! передача относи-!
!но-!меха-!связа!соос-!вида по!-----------! тельно опор: !
!мер!низма!нной !ной !садки !угол ! код ! !
!пе-! !груп-!груп-!передач!накло!распо! 1-симметрично !
!ре-! !пы !пы !на валы!на зу!ложе-! 2-смещенно,L/D<6!
!да-! !(0-не!(0-не!1-веду-!бьев,!ния ! 3-смещенно,L/D>6!
!чи ! !связа!соос-! щее на!град.!опор ! 4-консольно !
! ! !на) !на) ! подш-х! ! ! !
!---!-----!-----!-----!-------!-----!-----!-----------------!
1 21 0 0 0 0 4
2 22 3 0 0 0 2
3 22 2 0 0 0 2
4 22 0 0 0 0 2

Таблица 2.5. Характеристики, диапазоны регулирования групп и
диапазоны скоростей на ведомых валах (в масштабе Lg(1.12))

X( 1)= 0 EGR( 1)= 0 ESK( 1)= 0
X( 2)= 2 EGR( 2)= 4 ESK( 2)= 4
X( 3)= 6 EGR( 3)= 12 ESK( 3)= 16
X( 4)= 18 EGR( 4)= 16 ESK( 4)= 32



Таблица 2.6. Структурная сетка (координаты точек
на ведомых валах Lg(1.12)
номера передач
Ведущ.вал Ведом.вал 1 2 3
------------------------------------------
1 2 16.0
2 3 14.0 16.0 18.0
3 4 8.0 14.0 20.0
4 5 0.0 16.0

Скорость двигателя(об/мин)=1440, мощность двигателя(кВт)= 5.5

Таблица 2.7-а. график скоростей
(число интервалов LG(1.12), пересекаемое лучами на гра-
фике. со знаком <-> в замедление, <+> в ускорение)

ном. ведущ. ведом. код номера передач в группах
груп. вал вал мех-ма 1 2 3
1 1 2 21 -3.15
2 2 3 22 -4.00 -2.00 0.00
3 3 4 22 -10.00 -4.00 2.00
4 4 5 22 -12.00 4.00

Таблица 2.7-б. График скоростей (Свой вариант)

ном. ведущ. ведом. код номера передач в группах
груп. вал вал мех-ма 1 2 3
1 1 2 21 -5.15
2 2 3 22 -6.00 -4.00 -2.00
3 3 4 22 -8.00 -2.00 4.00
4 4 5 22 -10.00 6.00

Таблица 2.8. Уравнения кинематического баланса привода (номера включенных
передач в группах для каждой из 18 скоростей)

\\группа 1 2 3 4
скорость\\
1 1 1 1 1
2 1 2 1 1
3 1 3 1 1
4 1 1 2 1
5 1 2 2 1
6 1 3 2 1
7 1 1 3 1
8 1 2 3 1
9 1 3 3 1
10 1 1 1 2
11 1 2 1 2
12 1 3 1 2
13 1 1 2 2
14 1 2 2 2
15 1 3 2 2
16 1 1 3 2
17 1 2 3 2
18 1 3 3 2


Таблица 2.9. Теоретические скорости (частоты вращения) на валах, об/мин
\\вал 1 2 3 4 5
скор\\
1 1440.0 795.9 398.9 158.8 50.2
2 1440.0 795.9 502.2 199.9 63.2
3 1440.0 795.9 632.2 251.7 79.6
4 1440.0 795.9 398.9 316.9 100.2
5 1440.0 795.9 502.2 398.9 126.1
6 1440.0 795.9 632.2 502.2 158.8
7 1440.0 795.9 398.9 632.2 199.9
8 1440.0 795.9 502.2 795.9 251.7
9 1440.0 795.9 632.2 1002.0 316.9
10 1440.0 795.9 398.9 158.8 316.9
11 1440.0 795.9 502.2 199.9 398.9
12 1440.0 795.9 632.2 251.7 502.2
13 1440.0 795.9 398.9 316.9 632.2
14 1440.0 795.9 502.2 398.9 795.9
15 1440.0 795.9 632.2 502.2 1002.0
16 1440.0 795.9 398.9 632.2 1261.4
17 1440.0 795.9 502.2 795.9 1588.0
18 1440.0 795.9 632.2 1002.0 1999.2

Таблица 2.10. Крутящие моменты на валах (Н*м) на всех скоростях
\\вал 1 2 3 4 5
скор\\
1 14.52 25.75 50.34 123.93 384.07
2 18.28 32.41 50.34 123.93 384.07
3 23.01 40.81 50.34 123.93 384.07
4 28.97 51.37 100.45 123.93 384.07
5 36.48 64.67 100.45 123.93 384.07
6 36.48 64.67 79.79 98.44 305.08
7 36.48 64.67 126.46 78.20 242.33
8 36.48 64.67 100.45 62.11 192.49
9 36.48 64.67 79.79 49.34 152.90
10 36.48 64.67 126.46 311.30 152.90
11 36.48 64.67 100.45 247.28 121.45
12 36.48 64.67 79.79 196.42 96.47
13 36.48 64.67 126.46 156.02 76.63
14 36.48 64.67 100.45 123.93 60.87
15 36.48 64.67 79.79 98.44 48.35
16 36.48 64.67 126.46 78.20 38.41
17 36.48 64.67 100.45 62.11 30.51
18 36.48 64.67 79.79 49.34 24.23

Таблица 2.11. Расчетные частоты вращения
и моменты на валах и передачах

MRV (Н*м) = 36.48 64.67 126.46 311.30 384.07
ном.передач = 1 1 1 1
перед.число = 1.809 1.995 2.512 3.162
WRP(об/мин) = 1440.00 795.91 398.90 398.90
MRP (Н*м) = 36.48 64.67 126.46 123.93

Таблица 2.12. Параметры валов
NV тип вала D_наруж. D_внутр.
1 гладкий 20.0
2 шлицевый 32.0 26.0
3 шлицевый 36.0 32.0
4 шлицевый 48.0 42.0
5 шлицевый 60.0 52.0
ШПИНДЕЛЬ
Шлицевый 28.0 23.0

Режим работы станка: Срок эксплуатации(min) = 7 лет
Коэфф технич использования = 0.60 Число смен работы = 2

Таблица 2.13. Число циклов перемены напряжений передач (млн/час)

N NHE NFE
1 0.079750 0.077980
2 0.014362 0.013800
3 0.004616 0.003261
4 0.005712 0.003832

Таблица 2.14. Параметры цилиндрических зубчатых передач

N AW,мм BW,мм MDF,мм MDH,мм МDP,мм SZM сталь термообраб. NHE NFE
1 86.60 13.0 2.56 2.31 2.50 75 45 закалка твч 1339.8 1310.1
2 103.93 15.6 3.01 3.06 3.00 68 45 закалка твч 241.3 231.8
3 132.79 23.9 3.07 2.95 3.00 90 45 закалка твч 77.5 54.8
4 133.85 24.1 3.08 2.97 3.00 90 40х закалка твч 96.0 64.4

Таблица 2.15. Числа зубьев цилиндрических зубчатых колес, расчетные и
фактические передаточные отношения
-----------------:-----------------:-----------------:-----------------:
UR( 1 1)=0.55271 :UR( 2 1)=0.50119 :UR( 2 2)=0.63096 :UR( 2 3)=0.79433 :
-----------------:-----------------:-----------------:-----------------:
Z1( 1 1):Z2( 1 1):Z1( 2 1):Z2( 2 1):Z1( 2 2):Z2( 2 2):Z1( 2 3):Z2( 2 3):
-----------------:-----------------:-----------------:-----------------:
30 : 54 : 29 : 58 : 33 : 53 : 38 : 48 :
-----------------:-----------------:-----------------:-----------------:
модуль(мм)= 2.500:модуль(мм)= 3.000:модуль(мм)= 3.000:модуль(мм)= 3.000:
-----------------:-----------------:-----------------:-----------------:
UF( 1 1)=0.55555 :UF( 2 1)=0.50000 :UF( 2 2)=0.62358 :UF( 2 3)=0.79167 :
-----------------:-----------------:-----------------:-----------------:
-----------------:-----------------:-----------------:-----------------:
UR( 3 1)=0.39811 :UR( 3 2)=0.79433 :UR( 3 3)=1.58489 :UR( 4 1)=0.31623 :
-----------------:-----------------:-----------------:-----------------:
Z1( 3 1):Z2( 3 1):Z1( 3 2):Z2( 3 2):Z1( 3 3):Z2( 3 3):Z1( 4 1):Z2( 4 1):
-----------------:-----------------:-----------------:-----------------:
27 : 68 : 42 : 53 : 58 : 37 : 22 : 70 :
-----------------:-----------------:-----------------:-----------------:
модуль(мм)= 3.000:модуль(мм)= 3.000:модуль(мм)= 3.000:модуль(мм)= 3.000:
-----------------:-----------------:-----------------:-----------------:
UF( 3 1)=0.39706 :UF( 3 2)=0.79245 :UF( 3 3)=1.56757 :UF( 4 1)=0.31429 :
-----------------:-----------------:-----------------:-----------------:
-----------------:
UR( 4 2)=1.99526 :
-----------------:
Z1( 4 2):Z2( 4 2):
-----------------:
60 : 30 :
-----------------:
модуль(мм)= 3.000:
-----------------:
UF( 4 2)=2.00000 :
-----------------:


Таблица 2.16. Ряд частот вращения шпинделя, об/мин

N W-стандарт. W-фактич. Отклонение,%%
1 50.00 49.92 -0.168
2 63.00 62.16 -1.334
3 80.00 79.03 -1.208
4 100.00 99.62 -0.377
5 125.00 124.06 -0.753
6 160.00 157.74 -1.415
7 200.00 197.07 -1.467
8 250.00 245.40 -1.838
9 315.00 312.02 -0.946
10 315.00 317.65 0.840
11 400.00 395.56 -1.110
12 500.00 502.94 0.588
13 630.00 633.96 0.629
14 800.00 789.46 -1.317
15 1000.00 1003.77 0.377
16 1250.00 1254.05 0.324
17 1600.00 1561.65 -2.357
18 2000.00 1985.59 -0.721

Таблица 2.17. Геометрические параметры цилиндрических зубчатых передач

---*---*-------*------*----*-----------------------------*-----------*-----*----
N : N :Число :модуль:Угол:Корригирование(коэф.смещения): Углы,град.:Окруж:Сте-
гру:пе-:зубьев :норма-:нак-:-----*-----*-----*-----*-----:-----:-----:ная :пень
ппы:ре-:---:---:льный,:лона:Сумма:Веду-:Ведо-:Восп-:Урав-:профи:зацеп:ско- :точ-
:да-: : : :зуб.:смеще:щего :мого :рини-:ните-:ля зу:ления:рость:нос-
:чи : Z1: Z2: мм :град:ний : X1 : X2 :маем.:льн. :ба : :м/с :ти
---:---:---:---:------:----:-----:-----:-----:-----:-----:-----:-----:-----:----
1 1 30 54 2.500 0.0 -0.00 -0.00 -0.00 0.00 -0.00 20.00 20.00 5.84 8
2 1 29 58 3.000 0.0 -0.00 -0.00 -0.00 0.00 -0.00 20.00 20.00 3.63 8
2 2 33 53 3.000 0.0 0.52 0.20 0.32 0.50 0.02 20.00 21.74 4.19 8
2 3 38 48 3.000 0.0 0.52 0.23 0.29 0.50 0.02 20.00 21.74 4.75 8
3 1 27 68 3.000 0.0 -0.00 -0.00 -0.00 0.00 -0.00 20.00 20.00 2.68 8
3 2 42 53 3.000 0.0 -0.00 -0.00 -0.00 0.00 -0.00 20.00 20.00 4.17 8
3 3 58 37 3.000 0.0 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 20.00 20.00 5.78 8
4 1 22 70 3.000 0.0 -0.00 -0.00 -0.00 0.00 -0.00 20.00 20.00 3.46 8
4 2 60 30 3.000 0.0 1.08 0.72 0.36 1.00 0.08 20.00 23.18 9.65 7

Таблица 2.17. (продолжение)

-------------*------------------------------------------------------*-----------
межосевые рас: Д и а м е т р ы, мм :Ширина ко-
стояния,мм :---------------------------*---------------------------:лес, мм
------:------: в е д у щ е г о : в е д о м о г о :----*-----
делите:конст-:------*------*------*------:------*------*------*------:веду:ведо-
льное :рукции: D1 : Dw1 : Da1 : Df1 : D2 : Dw2 : Da2 : Df2 :щего:мого
------:------:------:------:------:------:------:------:------:------:----:-----
105.00 105.00 75.00 75.00 80.00 71.88 135.00 135.00 140.00 131.88 18.0 16.3
130.50 130.50 87.00 87.00 93.00 79.50 174.00 174.00 180.00 166.50 30.0 28.0
129.00 130.50 99.00 100.15 106.07 92.70 159.00 160.85 166.80 153.43 22.0 20.2
129.00 130.50 114.00 115.33 121.26 107.88 144.00 145.67 151.62 138.25 22.0 20.2
142.50 142.50 81.00 81.00 87.00 73.50 204.00 204.00 210.00 196.50 28.0 25.7
142.50 142.50 126.00 126.00 132.00 118.50 159.00 159.00 165.00 151.50 28.0 25.7
142.50 142.50 174.00 174.00 180.00 166.50 111.00 111.00 117.00 103.50 25.7 28.0
138.00 138.00 66.00 66.00 72.00 58.50 210.00 210.00 216.00 202.50 28.0 24.8
135.00 138.00 180.00 184.00 189.84 176.81 90.00 92.00 97.69 84.66 24.8 28.0


Результаты проверки привода на возможность посадки зубчатых колес
на валы и врезания их в валы
-----------------------------------------------------------
Таблица 2.18. Толщина слоя металла между валом и диаметром впадин
зуб.колес(определяет возможность посадки колес на валы)

N_механизма N_передачи Ведущ.колесо С_валом Ведом.колесо С_валом
1 1 25.63 1 50.88 2
2 1 23.75 2 65.25 3
2 2 30.36 2 58.72 3
2 3 37.55 2 51.12 3
3 1 18.75 3 74.25 4
3 2 41.25 3 51.75 4
3 3 65.23 3 27.75 4
4 1 5.25 4 71.25 5
4 2 64.41 4 12.33 5
-----------------------------------------------------------
Таблица 2.19. Величина зазора между валами и наружным диаметром колес
(при расположении опор всех валов в одной плоскости). Миним. зазор > 2 мм.)

N_механизма N_передачи Ведущ.колесо С_валом Ведом.колесо С_валом
1 1 999.90 0 4.00 3
2 1 64.25 1 52.50 4
2 2 59.22 1 57.61 4
2 3 53.75 1 63.00 4
3 1 71.00 2 3.00 5
3 2 48.50 2 25.50 5
3 3 24.25 2 49.98 5
4 1 88.50 3 999.90 0
4 2 29.58 3 999.90 0

3. ПЕРЕВІРОЧНІ РОЗРАХУНКИ ДЕТАЛЕЙ І МЕХАНІЗМІВ ПРИВОДА

3.1. Визначення розрахункових навантажень
У приводах головного руху верстатів розрахункові навантаження ( мо-менти що крутять) для силових і міцностніх розрахунків валів і механізмів визначаються по потужності приводного двигуна і частоті обертання валів
Мкр = 9550Nэд/nр, Нм (3.1)
У виразі (3.1) - коефіцієнт утрат потужності від вала двигуна до ме-ханізму, що розраховується, (сумарний КПД, як добуток часток КПД механі-змів); nр - розрахункова частота обертання даного механізму (вала, зубчасто-го колеса й ін.).
Як розрахункові частоти обертання валів і передач приймаються міні-мальні їхні значення, з якими вони працюють. При цьому [2,15,17] виходять з розрахункової частоти обертання шпинделя верстата, що визначається вира-женням (3.2)
при Rn > 10 і npш = nmin при Rn  10, (3.2)
де Rn = nmax / nmin – діапазон регулювання швидкостей на шпинделі.
Розрахункові частоти обертання для інших механізмів приймаються за правилом: мінімальна з набору частот даного елемента (вала, колеса), через яку набудовується швидкість на шпинделі не менша npш.
За цією методикою визначаються розрахункові частоти і моменти у си-стемі PRIVOD, у якій були виконані проектні розрахунки привода (розділ 2, п.2.3) пояснювальної записки. Їхні значення приведені в таблиці 2.11 резуль-татів розрахунку на ЕОМ. Крім того в таблицях 2.9 і 2.10 приведені частоти обертання і граничні моменти, що крутять, на усіх валах привода для кожної з 18-ти швидкостей шпинделя, що настроюються. Ці значення і приймаємо для перевірочних розрахунків елементів привода.

3.4. Вибір і розрахунок підшипників
Опори усіх валів виконуємо на підшипниках кочення. Підшипники по-передньо вибираємо по діаметрах валів і характеру діючих на них наванта-жень.
Вали в коробці швидкостей розташовані вертикально тому на їхні нижні опори буде постійно діяти сила ваги валів і встановлених на них деталей. На усіх валах установлені прямозубі циліндричні зубчасті передачі, у зачепленні яких діють тільки радіальні сили. Приймаємо для опор усіх чотирьох валів (2,3,4 і 5 радіальні кулькові підшипники [3]. У нижніх опорах – із пря-мокутними канавками на зовнішніх кільцях під стопорну (пружисту) шайбу типу 50000, а у верхніх – звичайні. У таблиці 3.1 приведені параметри обра-них підшипників.
Таблица 3.1. Параметры подшипников в опорах валов

№ вала
опора Обозначе-ние под-шипника Внутр. диаметр
d, мм Наруж. диаметр
D, мм Ширина
B, мм диаметр шарика
Dт, мм Грузоподъем-ность, Н
динам. C статич.Co
2 верхн. 207 35 72 17 11.11 25500 13700
нижняя 50207 35 72 17 11.11 25500 13700
3 верхн. 207 35 72 17 11.11 25500 13700
нижняя 50207 35 35 17 11.11 25500 13700
4 верхн. 208 40 80 18 12.3 32000 17800
нижняя 50208 40 80 18 12.3 32000 17800
5 верхн. 212 60 110 22 15.88 52000 31000
нижняя 50212 60 110 22 15.88 52000 31000

Виконуємо перевірочний розрахунок опор 4-го вала. При цьому силою ваги вала зневажаємо. Тоді на опори діють тільки радіальні сили, рівні розра-хованим в п.3.3 реакціям в опорах. Їх значення у вертикальній (в) і горизон-тальній (г) площинах дорівнюють:
RвА = 1222.99 Н, RвБ = 2041.71 Н, RгА = 1465.71 Н, RгБ = 1924.48 Н.
Сумарні реакції (радіальні сили) в опорах:
- у верхній опорі (А):
Н
- у нижній опорі (Б):
Н.
Еквівалентне динамічне навантаження:
,
де Fr і Fa – радіальне й осьове навантаження на підшипник; V=1 коефіцієнт обертання (обертається внутрішнє кільце підшипника; X і Y, відповідно, ко-ефіцієнти радіального й осьового навантажень, що залежать від типу підши-пника ( X=1, Y=0 для однорядних кулькових радіальних підшипників); Кб – коефіцієнт безпеки, що враховує умови роботи підшипника. Приймаємо Кб=1.2 – робота з легкими поштовхами і короткочасними перевантаженнями (до 125%); Кт – коефіцієнт, що враховує вплив температурного режиму роботи на довговічність підшипника. Приймаємо робочу температуру підши-пника 150о, при якій Кт=1.1.
У верхній опорі: РА = 1*1*FrА*1.2*1.1 = 1908.93*1.2*1.1 = 2519.79 Н.
У нижній опорі: РБ = 1*1*FrБ*1.2*1.1 = 2805.74*1.2*1.1 = 3703.58 Н.
Розраховуємо довговічність підшипників по динамічній вантажопідйо-мності C=25500 Н (таблиця 3.1)
годин (3.3)

Розрахункова частота обертання вала 3 n=398.9 об/хв, показник ступе-ня в (3.3) для кулькових підшипників p=3. Тоді розрахункова довговічність підшипника в верхній опорі
годин
У нижній опорі
годин
Довговічність, що рекомендується, для підшипників кочення в короб-ках передач металорізальних верстатів не менш 10000 годин. Розрахункова довговічність у верхній опорі перевищує необхідну з величезним запасом, а у нижній теж достатня.

3.5. Розрахунок шлицевих і шпонкових з єднань
Виконуємо перевірочний розрахунок спочатку шпонкового з єднання найбільш навантаженого зубчастого колеса Z14=24 - першої передачі 4-го ме-ханизму, встановленого на 4-му валу. Найбільший момент, що передається цім колесом, Mкр=123.93 Нм на частоті 398.9 об/хв (дивись таблиці 2.10, 2.11).








Розміри перетину шпонки [11] вибираємо по діаметрі посад-кової поверхні на валу d=40 мм (мал.3.3): b=12.0 мм, h=8.0 мм, t=5.0 мм, t1=3.3 мм, k = h-t = 8-5 = 3.0 мм. Довжина шпонки l = 35 мм (довжина маточини мінус 5-10 мм).

Основним розрахунком для призматичних шпонкових з єднань є розра-хунок на зминання. Напруга зминання :
зм = 2  Мкр / (d  k  l) МПа (3.4)
Підставляючи значення параметрів, одержуємо напругу зминання:
зм = 2000  123.93 / (403.035) = 59.014 МПа
Напруга, що допускається, для сталевих коліс і шпонок [зм] = 100-150 МПа. Отже умова міцності по зминанню виконується зм < [зм].

Далі виконуємо перевірочний розрахунок шлицевого з єднання 4-го ва-ла з потрійним блоком зубчастих коліс Z10,Z12,Z13 (див. кінематичну схему на мал.2.2). Попередньо було обрано прямобочне шлицеве з єднання середньої серії 8х42х48 (z=8 – число шліц, d=42 мм – внутрішній діаметр, D=48 мм – зовнішній діаметр). Центрування з єднання виконуємо по внутрішньому діа-метрі. Висота зони контакту кожного шліца зі шліцевим пазом дорівнює h = 0.5*(D-d)-f = 0.5*(48-42)-0.3 = 2.7 мм, де f – величина фасок на шліцах (f=0.3 мм). Довжина шлицевого отвору в блоці зубчастих коліс Z10,Z12,Z13 по крес-ленню: l = 119 мм.
Розрахунок виконується по напругах зминання
(3.5)
У вираженні (3.5): найбільший на валу момент що крутить Мкр=311.3 Нм; напруги зминання, що допускаються, [зм]=20-30 МПа для валів зі сталі 45, без підвищуючий міцність термообробки вала, для рухливих з єднань без навантаження; коефіцієнт =0.7-0.8 враховує нерівномірність розподілу на-вантаження між шліцами; dс = (D+d)/2 = (48+42)/2 = 45 мм – середній діаметр шлицевого з єднання, що визначає радіус додатка окружної сили в зачепленні. Тоді діюча напруга
зм = 2000*311.3 / (45*8*2.7*119*0.7) = 622600 / 80967.6 = 7.69 Мпа,
що значно менше того, що допускається.

4. ПРОЕКТУВАННЯ ПРИВОДА ПОДАЧ
4.1. Підготовка до автоматизованого розрахунку приводу подач
у системі PRIVOD
4.1.1. Обґрунтування конструкції приводу подач
У проектованому верстаті за завданням необхідно забезпечити ряд подач у діапазоні 0.16 – 1.6 мм/об зі знаменником ряду =1.26. Необхідне число сту-піней подач Zs =11 і їхні значення були визначені в п.1.3.
Вибираємо структурну формулу привода подач і будуємо його кінемати-чну (принципову конструктивну) схему. У верстаті-аналогу 2А55 привод подач забезпечує 9 ступіней, а структурна формула коробки подач Z=3x3. Для одер-жання 11 ступіней подач у проектованому верстаті можливі декілька варіантів структурних формул. Розглядаємо два варіанта:
1) Z=3х2x2 чи Z=2x3х2 з одним накладенням;
2) Z=3x3 з двократним розрядженням по краях діапазону.
В першому варіанті 7 передач і 4 вали, а у другому варіанті 6 передач і 3 вали. Таким чином другий варіант забезпечує більш просту конструкцію короб-ки подач, тому приймаємо 2-й варіант структурної формули Z=3х3 з однократ-ним розрядженням по краях діапазону і будуємо кінематичну схему привода по-дач, що приведена на мал.4.1. При цьому конструкція привода подач така-ж як у верстаті-аналогу 2А55, за винятком структурної формули коробки подач.
Рух на коробку подач знімається зі шпинделя постійною зубчастою пере-дачею Z18/Z19. Ведуче колесо цієї передачі встановлюємо консольно на гільзі ко-робки швидкостей. У якості виконавчого (тягового) механізму ланцюга подач приймаємо рейкову передачу, за допомогою якої буде виконуватися поступаль-ний рух пінолі з вмонтованим у неї шпинделем. Від коробки подач до рейкової передачі рух буде передаватися через одну постійну зубчасту передачу (Z31/Z32) і черв ячну передачу (Kч/Zрш). Як механізми настроювання значень подач у

коробці подач приймаємо механізми ковзних блоків з 3-х передач. Для скоро-чення числа зубчастих коліс і осьових розмірів коробки подач ці механізми ви-конуємо однозв язаними, з одним загальним зубчастим колесом. У приводах подач обов язково вбудовується запобіжне від перевантаження пристрій, у якості якого приймаємо запобіжну кулачкову муфту і зв язуємо її з ведучим колесом постійної передачі Z31/Z32.
* примітка: у коробці подач зубчасті колеса пронумеровані починаючи з останнього номера коліс привода головного руху.
4.1.2. Попередній кінематичний розрахунок привода подач
Для структурної формули Z=3*3 вибираємо оптимальний варіант перек-лючення передач. Тут усього два варіанти переключення: Z=30*31 і Z=31*30.
Приймаємо перший варіант, тому що в ньому діапазони регулювання групових передач будуть найменшими і меншими будуть радіальні габарити приводу. Розраховуємо характеристики груп передач і будуємо структурну сіт-ку. При цьому граничні проміні першої групи зміщуємо на 1 інтервал вліво і вправо для розрядження ряду подач. Тоді розгорнута структурна формула ко-робки подач буде мати вид: Z=3[2]*3[3], де в квадратних дужках записані хара-ктеристики
груп передач. Структурна сітка приве
дена на малюнку 4.2.

Рис.4.2. Структурна сітка обраного
варіанта переключення передач
коробки подач.

Для побудови графіка частот обертання привода подач задаємося параме-трами рейкової передачі, орієнтуючись на верстат-аналог. Приймаємо модуль m=3.0 мм, число зубів шестірні Zрш=14. Розраховуємо загальне уповільнення привода iзам та число інтервалів Lg() в уповільнення Eзам.
iзам = (S1/T)/nид, (4.1)
Eзам = Lg(iзам)/Lg() (4.2)
У формулі (4.1) T=*m*Zрш, довжина дуги ділильної окружності рейко-вої шестірні. Ця величина називається кроком тягового механізму, тому що вона визначає величину переміщення робочого органа ланцюга подач (пінолі) за один оборот рейкової шестірні.
nид - частота обертання джерела руху для привода подач. Джерелом руху у свердлильних верстатах є шпиндель. Подача виміряється в міліметрах на 1 оборот шпинделя, тому nид=1.
T = 3.14159 * 3.0 * 14 = 131.95 мм,
iзам = (0.16 / 131.95) / 1 = 1/824.69,
Езам = Lg(1/824.69) / Lg(1.26) = -29.055
Будуємо графік частот обертання привода подач (мал.4.3).













Передатне відношення черв ячної передачі приймаємо рівним 1/40. При цьому промінь, що зображує це передатне відношення на графіку повинний пе-ретинати Lg(1/40)/Lg() = -16,0 інтервалів.
За графіком частот обертання визначаємо значення передатних відносин передач (табл. 4.1).
Таблиця 4.1. Передатні відносини передач привода подач
i1 i21 i22 i23 i31 i32 i33 i4 i5
-1.16 -4 -2 0 -4 -1 2 -4 -16.0
1/1.31 1/2.52 1/1.58 1.0 1/2.52 1/1.26 1.58 1/2.52 1/40

Значення передатних відносин передач записуємо у виді звичайних дробів, так щоб видні були їхні передаточні числа. Це значно полегшує розрахунок чи-сел зубів зубчастих коліс.
Для розрахунку чисел зубів зубчастих коліс складаємо системи рівнянь для кожного механізму(групи передач), у які входять три види рівнянь:
1) значення передатних відносин передач через відношення чисел зубів їхніх зубчастих коліс;
2) рівняння з умов паралельності валів, тобто рівності міжосьових відста-ней для всіх передач між двома валами. Тому що модуль усіх передач в одній групі звичайно приймається однаковим, те ця умова означає рівність сум чисел зубів усіх передач в одній групі (для некоригованих передач);
3) у кожній групі передач задаємося числом зубів найменшого колеса ви-ходячи з обмежень для приводів подач по нормалі верстатобудування Zmin>15 і SZ<120.
Передача 1:
i1 = Z18/Z19 = 1/1.31, приймаємо Z16 = 26, тоді Z17 = 26 * 1.31 = 34.
Групи передач 2 і 3:
Для цих передач складаємо загальну систему рівнянь, тому що вони зв я-зані між собою (мають загальне зубчасте колесо). Попередньо вибираємо варі-ант зв язування (див. п.2.2.3).
iА • iВ =  Ra – Rb =  4 - 4 =  0.
Такий добуток за графіком (мал.4.3) виходить з передачами iА = i22 =  -2 і
iВ = i33 =  2. Зв язаним (загальним) буде колесо Z23. Записуємо систему рів-нянь для розрахунку чисел зубів цих механізмів.
Група передач 2:
i21 = Z20/Z21 = 1/2.52, i22 = Z22/Z23 = 1/1.58, i23 = Z24/Z25 = 1.0,
Z20+Z21 = Z22+Z23, Z20+Z21 = Z24+Z25
Група передач 3:
i31 = Z26/Z27 = 1/2.52, i32 = Z28/Z29= 1/1.26, i33 = Z23/Z30= 1.58,
Z26+Z27 = Z28+Z29, Z26+Z27 = Z23+Z30,
Задаємося числом зубів найменшого колеса (Z20 і Z26) у цих двох механіз-мах Z20 = Z26 = 25 і вирішуючи спільно систему рівнянь одержуємо:
Z21=63, Z22=34, Z23=54, Z24=44, Z25=44,
Z26=25, Z27=63, Z28=34, Z29=49, Z30=34.
Передача 4:
i4 = Z31/Z32 = 1/2.52, приймаємо Z31=25, тоді Z32=27*2.52=63.
Черв ячна передача:
iчп = Kч/Zш = 1/40, приймаємо Kч=1, тоді Zчш=40.
Виконуємо перевірку точності кінематичного розрахунку. Для цього роз-раховуємо фактичні значення подач шпинделя, складаючи рівняння кінематич-ного балансу для кожної подачі за графіком частот обертання (мал.4.3), запи-суючи в них фактичні значення передатних відносин передач через відносини чисел зубів. Рівняння кінематичного балансу в загальному виді записується:
Sфj = 1 об.шп.*i1*i3k*i4m*i5*iчп*T, мм/об (4.4)
де k=1,2,3 (номера передач у 2-му механізмі); m=1,2,3 (номера передач у 3-му механізмі); T=131.95 мм. У рівнянні (4.4) обчислюємо попередньо постійну ча-стину(позначивши її через C):
C=i1* i4* iчп* T = 26/34 * 25/63 * 1/40 * 131.95 = 1.001
Тоді формула (4.4) приймає вид: Sфj = 1.001*i3k*i4m. Розрахункові погрі-шності подач визначаються по формулі:
j = 100 * (Sфj - Sстj) / Sстj (4.5)
Погрішність, що допускається, [] залежить від знаменника ряду подач  і визначається по залежності
[] = 10*( - 1)% (4.6)
при  = 1.26 [] = 2.6%. Повинне виконуватися умова |j| < [].

Таблиця 4.2. Результати оцінки точності кінематичного розрахунку

j Включені передаточні відношення множних механизмів Sфj
мм/об Sстj
мм/об j
%%
2 й 3 й
1
2
3
4
5
6
7
8
9 i21
i22
i23
i21
i22
i23
i21
i22
i23 25/63
34/54
44/44
25/63
34/54
44/44
25/63
34/54
44/44 i31


i32


i33

25/63


39/49


54/34 0.158
0.250
0.316
0.397
0.502
0.631
0.797
1.001
1.590 0.160
0.250
0.315
0.400
0.500
0.630
0.800
1.000
1.600 -0.64
-0.12
-0.53
-0.11
0.01
-0.32
-0.01
0.01
-0.10

У такий спосіб найбільша погрішність, рівна 0.64%, значно меньша тій що допускається, і задовольняє умові точності настроювання значень подач при екс-плуатації верстата.

4.1.3. Підготовка вихідних даних для розрахунку в системі PRIVOD

Визначаємо значення вихідних даних у послідовності розрахунку і вве-дення їхній у системі PRIVOD.
код верстата 25 (радіально-свердлильний верстат), код привода: привод подачі - 2;
2) знаменник ряду FI і границі швидкостей (подач). У нашому випадку =1.26, граничні значення подач Smin =0.16, Smax =1.6 мм/хв;
3) повна структурна формула привода, з обліком усіх групових і одиноч-них передач від джерела руху шпинделя до рейкової передачі має вид 1х3х3x1x1;
4) Параметри кінематичних механізмів задаємо також як при розрахунку привода головного руху (дивися пункт 2.2.4, табл..2.2):
- код механізму: 21, 22 - циліндричні зубчасті одиночні ( що не переклю-чаються) і ковзні блоки, 81 – черв ячна передача;
- номера зв язаних механізмів. Приймаємо зв язаними 3-й і 4-й механізми (ковзних блоків);
- співвісні механізми в прийнятій конструкції привода відсутні;
- код виду посадки зубчастих коліс передач на вали - колеса всіх передач установлюємо безпосередньо на вал (код 0);
- кут нахилу зубів у зубчастих передачах – усі передачі прямозубі;
- код розташування передач щодо опор вала – 1 і 4-й механізми консольно, а інші несиметрично з L/D<6.
5) Параметри тягового механізму: рейкова передача з Zрш=14 , m=3.0 мм;
6) Джерело руху - шпиндель. При цьому частота обертання джерела буде прийнята рівної 1 оборот, тому що подача виміряється в мм на 1 оборот шпин-деля;
7) Типи з єднань коліс з валами: 1-й (гільза коробки швидкостей), 3-й і 6-й вали - гладкі, а інші – шліцеві;
8) Режим роботи верстата: число змін роботи в добу Ксм=2, коефіцієнт технічного використання Кти=0.6, мінімальний термін експлуатації до капіта-льного ремонту Те=7 років;
9) Максимальне стискальне зусилля Qmax=20000 Н;
10) Для зубчастих передач бажані границі (min, max) модулів приймаємо по верстаті-аналогу - для всіх передач задаємо модуль 2.0 мм.
11) При розрахунку чисел зубів зубчастих передач можливо їхнє виконан-ня з рівними сумами зубів в одному чи механізмі з нерівними(система запитує). Будемо розраховувати привод подач з рівними сумами зубів передач у кожнім механізмі.
4.2 Результати автоматизованого розрахунку привода подач
Нижче приведений лістінг результатів проектного розрахунку привода, у якому містяться всі дані, необхідні для подальшого розрахунку і виконання його креслень: структурна сітка, графік частот обертання (подач), розрахункові швидкості і моменти, що крутять, на кожнім валу, діаметри валів, кількість циклів зміни напруг для зубчастих передач, усі розміри зубчастих передач і ре-зультати їхньої перевірки на можливість посадження на вали і не врізання їх у вали.

4.3 Аналіз результатів попереднього розрахунку в системі PRIVOD

При розрахунку у системі PRIVOD задаємо свій ґрафік частот обертання (подач), який приведений на мал. 4.3. у п.4.1.2. Система PRIVOD виводить його у вигляді таблиці (табл. 4.6), у який приведене число інтервалів Lg1.12, пересі-чне променями, що зображують на графіку передатні відносини. При цьому Lg1.26 = 2*Lg1.12. Виконуємо аналіз варіанту проектованого привода за дани-ми, приведеними у результатах розрахунку на ЕОМ (п.4.2).
У побудованому нами графіку на мал.4.3 і прийнятому системою PRIVOD (розрахункові таблиці 4.3-4.18) врізання коліс у вали відсутнє. У табл.4.18 на-ведено результати перевірки приводу на врізання коліс у вали. За результатами перевірки врізання відсутнє. Мінімальний зазор, біля 17 мм, має місце у ведомих коліс 1-ї передачі 2-го механізму с 4-м валом та 1-ї передачі 3-го механізму з 5-м валом. Це цілком достатньо і дозволяє збільшити діаметри валів при необхід-ності.
Мінімальна товщина шару металу від вала до діаметра западин зубчастих коліс (табл.4.17) дорівнює 14.22 мм (ведуче колесо 1-й передачі 2-го механіз-му), що цілком достатньо.
Перший вал приводу подач це гільза шпинделю, у якої за попереднім кре-сленням коробки швидкостей діаметр під ведуче колесо 1-ї передачі дорівнює 60 мм. Це значно більше розрахованого системою PRIVOD при розрахунку приводу подач (14 мм), тому необхідно буде збільшити діаметри коліс 1-ї пере-дачі. Приймаємо для неї модуль m=2.5 мм і перераховуємо розміри коліс цієї передачі у системі MathCAD.
Попередньо розраховані діаметри валів приводу 14-16 мм скоріш за все будуть недостатні (за умов компонування приводу) і їх необхідно буде збільши-ти. Приймаємо зовнішній діаметр 2-го, 3-го і 4-го валів d=30 мм (шліцеве з єд-нання 6х26х32 [11,табл.16.4]). Зробимо це при виконанні попереднього крес-лення коробки швидкостей.
Для подальшого проектування приймаємо варіант проектного розрахунку приводу, виконаний у системі PRIVOD. Таблиці машинного розрахунку 4.3–4.18 містять дані, необхідні для подальшого проектування привода (при попередньо-му кресленні і виконанні його перевірочних розрахунків). Це рівняння кінематичного балансу швидкостей (таблиця 4.7), частоти обертання валів (таб-лиця 4.8), моменти що крутять, на усіх валах на усіх швидкостях (табл.4.9) і ро-зрахункові моменти (табл.4.10), розрахункові діаметри валів (табл.4.11), обра-ний матеріал і термообробка зубчастих коліс, а також їхнє число циклів зміни напруг Nhe і Nfe (табл.4.12, 4.13), усі геометричні параметри і розміри зубчас-тих коліс, необхідні для попереднього креслення приводу (табл.4.16). Частоти обертання валів у таблиці 4.8 наведені у об/1об.шп, а у таблиці 4.10 – у об/хв. при розрахунковій частоті обертання шпинделю, яка була задана 125 об/хв.

4.4. Розрахунок приводу подач на міцність
4.4.1. Визначення розрахункових навантажень у приводі подач
У приводах подач верстатів розрахункові навантаження (моменти що крутять) для силових розрахунків і розрахунків на міцність валів і механізмів визначаються по найбільш припустимому стискальному зусиллю Qmax на ви-конавчому механізмі (рейковій шестірні), яке було розраховано у пункті 1.4 і дорівнює (прийняте) 20000 Н при свердлінні з найбільшим діаметром 50 мм і частоті обертання шпинделю 125 об/хв.
Розрахункові моменти Mj для інших механізмів, які передають рух від шпинделю верстата до рейкової шестірні визначаються за виразами:
Mрш = 2*Qmax / (m*Zрш),
Mj = Mрш * ioj / oj , (3.1)

У виразах (3.1): Мрш – момент що крутить на рейковій шестірні; m, Zрш – модуль і число зубів рейкової шестірні; oj – коефіцієнт утрат потужності від вала рейкової шестірні до механізму, що розраховується, (сумарний КПД, як добуток часток КПД механізмів); ioj – сумарне передатне відношення від меха-нізму, що розраховується, до рейкової шестірні .
За цією методикою визначаються розрахункові частоти і моменти у сис-темі PRIVOD, у якій були виконані проектні розрахунки привода (пункт 4.2 цього розділу пояснювальної записки). Їхні значення приведені в таблиці 4.10. Крім того в таблицях 4.8 і 4.9 приведені частоти обертання і граничні моменти, що крутять, на усіх валах привода подач для кожного з 9-ти значень подач шпинделя. Ці значення і приймаємо для перевірочних розрахунків елементів привода.
Далі виконуємо розрахунок черв’ячної і рейкової передач у математичній системі MathCAD, а також запобіжної муфти???. Перевірочні розрахунки зуб-частих передач, валів та інших елементів приводу не виконуємо, тому що іх розміри прийняті із значним збільшенням.

4.4.4. Розрахунок запобіжної муфти
По довіднику конструктора [1, т.2, с.229, табл.23] вибираємо стандартну кулачкову запобіжну муфту за ДСТ15620-77 відповідно до необхідного момен-ту спрацьовування і розмірами вала, на яку вона буде встановлена.
Момент спрацьовування муфти повинний бути не менше граничного мо-менту на 4-м валу Mпр = M4 = 7.95 Нм. Діаметр цього вала під установку зубча-стих коліс був прийнятий dв4=30 мм, а діаметр під посадку підшипника дорів-нює 25 мм. Муфта буде встановлена на кінці вала з зубчастим колесом Z29 (див. кінематичну схему привода на мал.4.1). Діаметр отвору в муфті для установки на вал повинний бути не більше 20 мм.
Для цих умов вибираємо муфту з циліндричним посадковим отвором і шпонковим пазом (виконання за ГОСТ 15620-93). Номінальний момент спра-цьовування муфти з таким отвором дорівнює Мном = 20 Нм, що більше грани-чного моменту на 4-м валу. Однак у конструкції муфти передбачена можливість регулювання моменту спрацьовування убік зменшення.
Конструкція цієї муфти приведена на мал.4.4. Вона складається з вільно обертової на базовій втулці 1 напівмуфти 2 з циліндричною посадковою повер-хнею і шпонковим пазом для установки зубчастого колеса, що переміщається по шліцах напівмуфти 3, кулачки якої підгортаються до кулачків напівмуфти 2 пружиною. Регулювання осьової сили пружини і, відповідно, моменту спрацьо-вування муфти виконується гайкою 5 через втулку 4.
У перевірочному розрахунку муфти необхідності нема, тому що вона ста-
ндартна і вибрана з великим запасом за моментом спрацьовування. Розраховує-мо тільки потрібне зусилля натягу пружини Q.
Q = 2 * Mпp * [tg(-) – Dср * f / d] / Dср,
де - кут загострення (=45о), =6о - кут тертя у кулачках, f = 0.1 – кое-фіцієнт тертя у шліцевому з єднанні, Dср – середній діаметр кулачків (в обраній муфті дорівнює 54 мм), d=36 мм – внутрішній діаметр шліців, на яких встанов-лена рухлива втулка.
Q = 2000 * 7.95 * [tg(45 - 6) – 54 * 0.1 / 36] / 54 = 194.3 Н
За цим зусиллям обираються параметри пружини, але в нашому випадку в цьому нема необхідності, тому що муфта стандартна. Значення розрахованого зусілля буде використовуватись при регулюванні муфти на потрібний момент спрацьовування.

Студент: Тимченко Группа: МШ-55 Дата: 03-20-2009
Станок радиально-сверлильный привод подачи

В А Р И А Н Т N 1

Задано: NFI=2 WN= 0.1600 WK= 1.6000
Получено:

число ступеней скорости при заданном FI и пределах: 11
ряд скоростей:
WRO( 1)=0.1600 WRO( 2)=0.2000 WRO( 3)=0.2500 WRO( 4)=0.3150
WRO( 5)=0.4000 WRO( 6)=0.5000 WRO( 7)=0.6300 WRO( 8)=0.8000
WRO( 9)=1.0000 WRO(10)=1.2500 WRO(11)=1.6000

ПАРАМЕТРЫ СТРУКТУРЫ ПРИВОДА:
Структурная формула: 1*3*3*1*1, ступеней скорости: по формуле 9, по заданому ряду 11, наложений 0, разрежений(с одной стороны) 1.
Число 2-х валовых передач в к.ц: всего 5, валов 6

Таблица 4.3 Число передач P, номера ведущих - VSV и ведомых - VMV валов,
номера групп в порядке переключения передач - Nкпв,
число скоростей на валах KSK.

P VSV VMV NC Nкпв KSK
1 1 2 0 0 1
3 2 3 0 1 3
3 3 4 0 2 9
1 4 5 0 0 9
1 5 6 0 0 9

Параметры кинематических механизмов привода
!---!-----!-----!-----!-------!-----------!-----------------!
! !код !номер!номер!признак!зуб.передач! передача относи-!
!но-!меха-!связа!соос-!вида по!-----------! тельно опор: !
!мер!низма!нной !ной !садки !угол ! код ! !
!пе-! !груп-!груп-!передач!накло!распо! 1-симметрично !
!ре-! !пы !пы !на валы!на зу!ложе-! 2-смещенно,L/D<6!
!да-! !(0-не!(0-не!1-веду-!бьев,!ния ! 3-смещенно,L/D>6!
!чи ! !связа!соос-! щее на!град.!опор ! 4-консольно !
! ! !на) !на) ! подш-х! ! ! !
!---!-----!-----!-----!-------!-----!-----!-----------------!
1 21 0 0 0 0 4
2 22 3 0 0 0 2
3 22 2 0 0 0 2
4 21 0 0 0 0 4
5 81

Таблиця 4.4. Характеристики,диапазоны рег-я групп и скоростей на
ведомых валах (в масштабе LG(1.12))
X(1)= 0 EGR(1)= 0 ESK(1)= 0
X(2)= 2 EGR(2)= 8 ESK(2)= 8
X(3)= 6 EGR(3)= 12 ESK(3)= 20
X(4)= 0 EGR(4)= 0 ESK(4)= 20
X(5)= 0 EGR(5)= 0 ESK(5)= 20

Таблиця 4.5. Структурная сетка (координаты точек на ведом. валах LG(1.12))
номера передач
Ведущ.вал Ведом.вал 1 2 3
------------------------------------------
1 2 10.0
2 3 6.0 10.0 14.0
3 4 0.0 6.0 12.0
4 5 0.0
5 6 0.0

Тяговый механизм: Реечная передача модуль передачи=3.00, число зубьев=14,
длина делит. окружности= 131.95, Скорость приводного вала принята WD= 1


Таблиця 4.6-а. График скоростей (число интервалов LG(1.12), пересекаемое
лучами на графике. Со знаком <-> в замедление, <+> в ускорение)

ном. ведущ. ведом. код номера передач в группах
груп. вал вал мех-ма 1 2 3
1 1 2 21 -10.33
2 2 3 22 -10.00 -6.00 -2.00
3 3 4 22 -12.00 -6.00 0.00
4 4 5 21 -12.00
5 5 6 81 -14.00


Таблиця 4.6-б. График скоростей (Свой вариант)

ном. ведущ. ведом. код номера передач в группах
груп. вал вал мех-ма 1 2 3
1 1 2 21 -4.33
2 2 3 22 -8.00 -4.00 0.00
3 3 4 22 -8.00 -2.00 4.00
4 4 5 21 -6.00
5 5 6 81 -32.00


Таблиця 4.7 Уравнения кинематического баланса привода (номера
включенных передач в группах для каждой из 9 скоростей)

\\группа 1 2 3 4 5
скорость\\
1 1 1 1 1 1
2 1 2 1 1 1
3 1 1 2 1 1
4 1 3 1 1 1
5 1 2 2 1 1
6 1 1 3 1 1
7 1 3 2 1 1
8 1 2 3 1 1
9 1 3 3 1 1



Таблиця 4.8 Теоретические скорости на валах,Oб/1об.шп подачи
мм/об
\\вал 1 2 3 4 5 6
скор\\
1 1.0000 0.6074 0.2418 0.0963 0.0483 0.0012 0.1599
2 1.0000 0.6074 0.3833 0.1526 0.0765 0.0019 0.2535
3 1.0000 0.6074 0.2418 0.1921 0.0963 0.0024 0.3191
4 1.0000 0.6074 0.6074 0.2418 0.1212 0.0030 0.4017
5 1.0000 0.6074 0.3833 0.3044 0.1526 0.0038 0.5057
6 1.0000 0.6074 0.2418 0.3833 0.1921 0.0048 0.6366
7 1.0000 0.6074 0.6074 0.4825 0.2418 0.0061 0.8015
8 1.0000 0.6074 0.3833 0.6074 0.3044 0.0076 1.0090
9 1.0000 0.6074 0.6074 0.9627 0.4825 0.0121 1.5992

Максимальное тяговое усилие= 20000.0 Н,
на частоте вращения ведущего вала (шпинделя) 125 об/мин

Таблиця 4.9 Крутящие моменты на валах (Н*м) на всех скоростях

\\вал 1 2 3 4 5 6
скор\\
1 0.81 1.31 3.23 7.95 15.54 432.99
2 1.29 2.08 3.23 7.95 15.54 432.99
3 1.62 2.62 6.44 7.95 15.54 432.99
4 2.04 3.29 3.23 7.95 15.54 432.99
5 2.57 4.15 6.44 7.95 15.54 432.99
6 3.24 5.22 12.85 7.95 15.54 432.99
7 4.07 6.57 6.44 7.95 15.54 432.99
8 5.13 8.27 12.85 7.95 15.54 432.99
9 8.13 13.11 12.85 7.95 15.54 432.99

Таблиця 4.10 Расчетные частоты вращения и моменты на валах и передачах

MRV (н*м)= 8.13 13.11 12.85 7.95 15.54 432.99
ном.передач= 1 1 1 1 1
перед.число= 1.646 2.512 2.512 1.995 39.811
WRP(об/мин)= 125.00 75.93 75.93 120.34 60.31
MRP (н*м)= 8.13 5.22 3.23 7.95 15.54

Таблиця 4.11 Параметры валов

NV тип вала D_наруж. D_внутр.
1 шлицевый 16.0 13.0
2 шлицевый 20.0 16.0
3 гладкий 14.0
4 шлицевый 16.0 13.0
5 гладкий 15.0
6 шлицевый 54.0 46.0

Режим работы станка: Срок эксплуатации(min)= 7 лет, коэфф. технич. использования=0.60, число смен работы = 2



Таблиця 4.12 Число циклов перемены напряжений передач (млн/час)

N NHE NFE
1 0.000582 0.000285
2 0.000678 0.000591
3 0.001288 0.001288
4 0.002343 0.002343
5 0.001174 0.001174

Таблиця 4.13 Расчетные параметры цилиндрических зубчатых передач
(AW – межосевое расстояние; BW – ширина колес; MDF – модуль по изгибным напряжениям; MDH – модуль по контактным напряжениям; MDP – принятый модуль; SZM – минимальная сумма зубьев; NHE, NFE – число циклов перемены напряжений по контактной и изгибной выносливости).

N AW,мм BW,мм MDF,мм MDH,мм МDP,мм SZM сталь термообраб. NHE NFE
1 42.37 6.4 1.65 1.41 2.50 60 45 закалка твч 14.0 6.8
2 42.19 6.3 1.36 1.22 2.00 69 45 закалка твч 16.3 14.2
3 38.60 5.8 1.16 1.12 2.00 69 45 закалка твч 30.9 30.9
4 53.39 8.0 1.81 1.69 2.00 63 45 закалка твч 56.2 56.2

Таблиця 4.14 Числа зубьев цилиндрических зубчатых колес, расчетные и
фактические передаточные отношения

-----------------:-----------------:-----------------:-----------------:
UR( 1 1)=0.60744 :UR( 2 1)=0.39811 :UR( 2 2)=0.63096 :UR( 2 3)=1.00000 :
-----------------:-----------------:-----------------:-----------------:
Z1( 1 1):Z2( 1 1):Z1( 2 1):Z2( 2 1):Z1( 2 2):Z2( 2 2):Z1( 2 3):Z2( 2 3):
-----------------:-----------------:-----------------:-----------------:
34 : 56 : 26 : 65 : 36 : 57 : 47 : 47 :
-----------------:-----------------:-----------------:-----------------:
модуль(мм)= 2.500:модуль(мм)= 2.000:модуль(мм)= 2.000:модуль(мм)= 2.000:
-----------------:-----------------:-----------------:-----------------:
UF( 1 1)=0.60714 :UF( 2 1)=0.40000 :UF( 2 2)=0.63158 :UF( 2 3)=1.00000 :
-----------------:-----------------:-----------------:-----------------:
-----------------:-----------------:-----------------:-----------------:
UR( 3 1)=0.39811 :UR( 3 2)=0.79433 :UR( 3 3)=1.58489 :UR( 4 1)=0.50119 :
-----------------:-----------------:-----------------:-----------------:
Z1( 3 1):Z2( 3 1):Z1( 3 2):Z2( 3 2):Z1( 3 3):Z2( 3 3):Z1( 4 1):Z2( 4 1):
-----------------:-----------------:-----------------:-----------------:
27 : 68 : 42 : 53 : 57 : 36 : 32 : 64 :
-----------------:-----------------:-----------------:-----------------:
модуль(мм)= 2.000:модуль(мм)= 2.000:модуль(мм)= 2.000:модуль(мм)= 2.000:
-----------------:-----------------:-----------------:-----------------:
UF( 3 1)=0.39706 :UF( 3 2)=0.79245 :UF( 3 3)=1.58333 :UF( 4 1)=0.50000 :
-----------------:-----------------:-----------------:-----------------:
-----------------:
UR( 5 1)=0.00000 :
-----------------:
Z1( 5 1):Z2( 5 1):
-----------------:
1 : 40 :
-----------------:
модуль(мм)= 0.000:
-----------------:
UF( 5 1)=0.00000 :
-----------------:


Таблиця 4.15 Ряд подач рабочего органа, мм/об
N S-стандарт. S-фактич. Отклонение,%%
1 0.1600 0.1590 -0.598
2 0.2500 0.2511 0.448
3 0.3150 0.3174 0.768
4 0.4000 0.3976 -0.598
5 0.5000 0.5012 0.238
6 0.6300 0.6342 0.668
7 0.8000 0.7935 -0.807
8 1.0000 1.0014 0.138
9 1.6000 1.5855 -0.905

Таблиця 4.16 Геометрические параметры цилинрических зубчатых передач
---*---*------*------*----*-----------------------------*-----------*------*----
N : N :Число :модуль:Угол:Корригирование(коэф.смещения): Углы,град.:Окруж-:Сте-
гру:пе-:зубьев:норма-:нак-:-----*-----*-----*-----*-----:-----:-----:ная :пень
ппы:ре-:--:---:льный,:лона:Сумма:Веду-:Ведо-:Восп-:Урав-:профи:зацеп:ско- :точ-
:да-: : : :зуб.:смеще:щего :мого :рини-:ните-:ля зу:ления:рость :нос-
:чи :Z1: Z2: мм :град:ний : X1 : X2 :маем.:льног:ба : : м/с :ти
---:---:--:---:------:----:-----:-----:-----:-----:-----:-----:-----:------:----
1 1 26 43 2.500 0.0 -0.00 -0.00 -0.00 0.00 -0.00 20.00 20.00 0.45 9
2 1 27 68 2.000 0.0 -0.48 -0.14 -0.34 -0.50 0.02 20.00 24.54 0.21 9
2 2 36 57 2.000 0.0 0.52 0.20 0.32 0.50 0.02 20.00 21.61 0.29 9
2 3 47 47 2.000 0.0 -0.00 -0.00 -0.00 0.00 -0.00 20.00 20.00 0.37 9
3 1 27 68 2.000 0.0 -0.48 -0.14 -0.34 -0.50 0.02 20.00 20.00 0.21 9
3 2 42 53 2.000 0.0 -0.48 -0.21 -0.27 -0.50 0.02 20.00 20.00 0.33 9
3 3 57 36 2.000 0.0 0.52 0.32 0.20 0.50 0.02 20.00 23.09 0.46 9
4 1 32 64 2.000 0.0 -0.00 -0.00 -0.00 0.00 -0.00 20.00 20.00 0.34 9

Таблиця 4.16 (продолжение)
-------------*-------------------------------------------------------*-----------
межосевые рас: Д и а м е т р ы, мм :Ширина ко-
стояния,мм :---------------------------*---------------------------:лес, мм
------:------: в е д у щ е г о : в е д о м о г о :-----*-----
делите:конст-:------*------*------*------:------*------*------*------:веду-:ведо-
льное :рукции: D1 : Dw1 : Da1 : Df1 : D2 : Dw2 : Da2 : Df2 :щего :мого
------:------:------:------:------:------:------:------:------:------:-----:-----
86.25 86.25 65.00 65.00 70.00 58.75 107.50 107.50 112.50 101.25 18.0 16.9
95.00 94.00 54.00 53.43 57.37 48.46 136.00 134.57 138.55 129.63 15.0 14.1
93.00 94.00 72.00 72.77 76.73 67.80 114.00 115.23 119.20 110.27 15.0 14.3
94.00 94.00 94.00 94.00 98.00 89.00 94.00 94.00 98.00 89.00 15.0 14.1
95.00 94.00 54.00 53.43 57.37 48.46 136.00 134.57 138.55 129.63 15.0 14.3
95.00 94.00 84.00 83.12 87.07 78.15 106.00 104.88 108.85 99.93 15.0 14.3
93.00 94.00 114.00 115.23 119.20 110.27 72.00 72.77 76.73 67.80 14.3 15.0
96.00 96.00 64.00 64.00 68.00 59.00 128.00 128.00 132.00 123.00 15.0 14.3

Результаты проверки привода на возможность посадки зубчатых колес на валы
и врезания их в валы

Таблиця 4.17 Толщина слоя металла между валом и диаметром впадин
зуб.колес(определяет возможность посадки колес на валы)
N_механизма N_передачи Ведущ.колесо С_валом Ведом.колесо С_валом
1 1 21.38 1 40.63 2
2 1 14.22 2 57.81 3
2 2 23.90 2 48.14 3
2 3 34.50 2 37.50 3
3 1 17.23 3 56.82 4
3 2 32.08 3 41.96 4
3 3 48.13 3 25.89 4
4 1 21.40 4 59.00 5

Таблиця 4.18 Величина зазора между валами и наружным диаметром колес(при
расположении опор всех валов в одной плоскости). Миним. зазор > 2 мм.)

N_механизма N_передачи Ведущ.колесо С_валом Ведом.колесо С_валом
1 1 999.90 0 10.75 3
2 1 55.31 1 16.95 4
2 2 45.63 1 25.83 4
2 3 35.00 1 37.00 4
3 1 55.32 2 17.00 5
3 2 40.46 2 32.00 5
3 3 23.83 2 48.32 5
4 1 53.00 3 999.90 6

5. КОНСТРУКЦІЯ І РОЗРАХУНОК ШПИНДЕЛЬНОГО ВУЗЛА ВЕРСТАТА
5.1. Обґрунтування конструкції шпиндельного вузла
Конструкція шпиндельного вузла показана на кресленні приводу подач МШ55.08.2.00.02СК. Основними деталями шпиндельного вузла є шпиндель поз.4 і пиноль поз.3. Шпиндель змонтований у пинолі на опорах. Відповідно до розра-хованому і прийнятому раніше діаметру шлицевого кінця шпинделя 8х36х42 по-садковий розмір під підшипники в опорах шпинделя приймаємо 45 мм. Встанов-люємо в нижній опорі радіальний кульковий підшипник № 209 і упорний куль-ковий № 8309. У верхній опорі встановлюємо радіально-упорний кульковий під-шипник № 36209. Основні параметри обраних підшипників приведені в таблиці 5.1.

Таблиця 5.1. Параметри підшипників в опорах шпинделя
Номер b, мм d, мм D, мм Dт, мм C, Н Co, Н Z nmax,
об/хв
209 19 45 85 12.7 33200 18600 9 7500
8309 20 45 85 12.7 71500 130000 17 2800
36209 19 45 85 12.7 41200 25100 13 9000

У таблиці 5.1: b – ширина підшипника; d – внутрішній посадковий (на вал) діаметр; D – зовнішній діаметр; Dт – діаметр кульок; C – динамічна вантажопід-йомність; Co – статична вантажопідйомність; Z – число кульок; nmax- масимальная припустима частота обертання при консистентному змащенні.
Регулювання зазорів і створення натягу в опорах шпинделя виконується гай-кою М45х2 (поз.65).
Для запобігання влучення пилу в опори шпинделя і витікання олії у верхній опорі шпинделя встановлюємо ущільнення у виді гумової кільцевої манжети в розточенні опорного стакана, а в нижній опорі диск із зовнішніми маслозатри-муючими канавками (поз.13).
Пиноль є робочим органом подачі. Як тяговий механізм при цьому викорис-товується рейкова передача. Зуби рейки нарізані прямо на пиноли, з якими входить у зачеплення рейкова шестірня. Розміри рейкової шестірні прийняті по верстаті-аналогу – модуль m=3.0 мм, Zрш=14. Для забезпечення нормальної роботи рейкової передачі (паралельності ліній контакту зубів на рейці і рейковій шестірні) у корпусі шпиндельної бабки встановлена палець-шпонка (поз.11), що входить у шпонковий паз пинолі.

5.2. Визначення розрахункових навантажень на шпиндель
Вихідним навантаженням для шпиндельного вузла є найбільше стискальне зусилля на пиноли Qmax (Н) і найбільший момент, що крутить, Мшп. Попередньо граничні режими і навантаження були розраховані при виборі приводного двигуна в параграфі 1.4 першого розділу. Приймаємо значення максимального зусилля по-дачі Рх=Ро=17525.5 Н, розраховане в цьому розділі, а значення максимального моменту, що крутить, приймаємо за результатами проектного розрахунку привода Мшп=384.07 Нм (див. розділ 2, табл.2.10, 2.11).
Максимальне стискальне зусилля визначається за значенням Рх з урахуванням сил тертя в шлицевом з єднанні шпинделя з гільзою коробки швидкостей, через яке передається момент, що крутить, до шпинделя. Значення Qmax визначається по формулі
Qmax = Px + 2000*Mшп*f / dср, (5.1)
де f=0.15 – коефіцієнт тертя (сталь по сталі) у шлицевому з єднанні шпинделя з гі-льзою; dср=(42+36)/2 = 39 мм – середній діаметр шлицевого кінця шпинделя.
Тоді максимальне стискальне зусилля на шпинделі (за виразом 5.1)
Qmax = 17525.5 + 2000*384.07*0.15 / 39 = 19958.5 Н.
При подальшому розрахунку приймаємо Qmax = 20000 Н.
5.3. Розрахунок шпинделя на жорсткість
Шпиндель радіально-свердлильного верстата має в основному крутильні на-пруги і розраховується на крутильну жорсткість. Сумарний кут закручування шпинделю під дією моменту, що крутить, дорівнює сумі кутів закручування окремих його ділянок з різними розмірами поперечного переріза.

, (5.2)

де Мкр= 384.07 Нм, максимальний момент, що крутить, на шпинделі при потуж-ності різання, рівної потужності двигуна з обліком К.П.Д. коробки швидкостей (див.п.3.1); G=7.9104 мПа - модуль пружності стали при крутінні; Ku – кількість ділянок шпинделю з різними діаметрами і довжиною між крапками прикладення моменту, що крутить, по кресленню при його повному висуванні на довжину ходу 400 мм(Ku=3). Їх довжини дорівнюють Li = 450, 624, 48 мм. Шпиндель має два види форми перетину: шлицеве з зовнішнім діаметром 42 і внутрішнім - 36 мм, довжиною L1=450 мм і круглі: діаметром d2=45 мм і довжиною L2=624 мм і d3 = 64 мм, довжиною L3 =48 мм. Полярні моменти інерції перетину ділянок шпинделя - Jpi для круглого перетину дорівнюють:
Jpi=di4 /32. (5.3)
Для шлицевых ділянок допускається розраховувати момент інерції по їхньому середньому діаметрі (дорівнює d1=39 мм).
Підставляючі у формулу (5.2) вираження (5.3) для полярного моменту інер-ції, получимо
, (5.4)
Підставляючі дані у формулу (5.4), одержуємо:
 = (32*384070/*79000)*(450/394+624/454+48/644) = 0.01731 радіан
Переводимо значення кута закручування в градуси
 = 0.01731*180/3.14159 = 0.99178 о
Кут закручування, що допускається, для шпинделів свердлильних верстатів [] = 1 градус/м. При довжині шпинделя 1 м приведений кут закручування буде дорівнювати ін=0.99178*1000/(450+624+48) = 0.884о, що менше припустимого.
5.4. Розрахунок підшипників шпинделя
Тому що радіальні навантаження на шпиндель і його опори у свердлильних верстатах незначні, то виконуємо розрахунок тільки упорного підшипника № 8309. Його характеристики(таблиця 5.1): внутрішній діаметр 45 мм, зовнішній ді-аметр 85 мм, висота 28 мм, діаметр кульок 12.7 мм, динамічна вантажо-під’емність С=71500 Н, статична вантажопідьємність Со=130000 Н, максимальна частота обертання при консистентному змащенні 2800 об/хв.
Вихідні дані для розрахунку: осьова сила на підшипник дорівнює максима-льному зусиллю подачі Px=17525.5 Н, розрахункова частота обертання n=125 об/хв.
Розраховуємо еквівалентне динамічне навантаження
P = Fa * Kб* Kт Н, (5.3)
де Fa=Px=17525.5 Н осьове навантаження на підшипник, Kб=1.1 - коефіцієнт без-пеки, при роботі з легкими поштовхами і можливим перевантаженням до 125%, Kт=1.05 - температурний коефіцієнт при максимальній температурі до 125о.
P=17525.5*1.1*1.05 = 20242.0 Н.
Довговічність підшипника
Lh = (106 / 60 • n) • (C / P) 3 , годин. (5.4)
Підставляючи дані, одержуємо:
Lh = (106/60•125) • (71500/20242)3 = 5876.2 годин.
Фактична довговічність у реальних умовах експлуатації буде значно вище (у 2.5-3 рази), тому що верстат працює з граничним стискальним зусиллям не більш 30% часу. Для досить точного розрахунку довговічності необхідно мати статис-тичні дані про імовірність роботи верстата на всіх можливих у ньому режимах з різними навантаженнями.
5.5. Розрахунок шлицевого з єднання шпинделя
Перевіряємо шлицевое з єднання шпинделя по напругах зминання бічних поверхонь шліц [1,т.2,с.533-552]. Діючі напруги зминання визначаються по ви-раженню
см = Мкр /   F  l  rср , МПа (5.5)

де =0.7-0.8 (приймаємо 0.75) - коефіцієнт, що враховує нерівномірність розпо-ділу зусиль по робочих поверхнях шліц; F- площа всіх бічних зубів з однієї сто-рони на 1 мм довжини з єднання

F = z  [(D - d) – 2  (f + r)] / 2, (5.6)
z=8 - число шліц, D=42, d=36 мм - зовнішній і внутрішній діаметри шліц, f=0.3 мм - висота фаски на зовнішньому діаметрі вала, r=0.2 мм - радіус сполучення на вну-трішньому діаметрі.

F = 8  [(42 - 36) – 2  (0.3 + 0.2)] / 2 = 20.0 мм2;

l=100 мм - довжина шлицевого з єднання(отвору); rср = (D+d)/4 = 39.0 мм - сере-дній радіус з єднання.
Підставляючи дані в основну формулу, одержуємо значення напруги зминан-ня
см = 384.07  1000/ (0.75  20.0  100  39.0) =6.565 МПа

Напруга зминання, що допускається, [см]=15 МПа при середніх умовах експлуатації для рухливого з єднання під навантаженням. Умова міцності по нап-ругах зминання виконується.

6. СИСТЕМА КЕРУВАННЯ ВЕРСТАТОМ

6.1. Переключення передач у приводах верстата
Настроювання швидкостей у приводі головного руху здійснюються перек-люченням трьох ковзних зубчатих блоків (поз.1,22,23 складального креслення) відповідно до прийнятого варіанта порядку переключення передач, відбитим на графіку частот обертання (мал.2.4) і у таблиці 2.8 результатів проектувальному розрахунку привода у системі PRIVOD.
Для переключення передач (переміщення ковзних блоків) в обох приводах верстата використовується важельно-рейкові механизми. Механизм переключення у коробці швидкостей складається з двох рукояток (поз.40 і поз.48), розташо-ваних на лівій стінці шпиндельної бабки (див. креслення розгортки – лист 1 і зго-ртки – лист 2 коробки швидкостей МШ-55.6.090203.08.01СК). На кресленні зага-льного вигляду верстата (МШ-55.6.090203.08-03) це рукоятки 12,13). Ліва рукоя-тка 40 переключає 1-й (поз.22) і 2-й (поз.1) потрійні ковзні блоки. При цьому пе-реключення першого блоку виконується обертанням її паралельно площині кор-пусу (вліво і вправо), а другого - обертанням перпендикулярно (на себе і від себе). Права рукоятка переключає третій подвійний (поз.23), який розташований на гіль-зі шпинделю (останньому валу приводу).
Як виконавчі механізми переміщення ковзних блоків використовуються вил-ки, виконані за одне ціле з рейками-втулками для 1-го і 2-го блоків, а для третього блоку встановлена на штанзі з рейкою. Вилки входять у кільцеві пази блоків шестірень з охопленням їх близько 100о-120о. Вилки з рейками (поз.49, 50) пере-міщаються по циліндричних скалках. Скалка (поз.52) для переміщення 1-го пот-рійного блоку встановлена в розточеннях приливу кришки (поз.6) з рукоятками переключення, скалка (поз.53) для переміщення 2-го потрійного блоку встанов-лена в розточеннях корпусу (у низу) і верхньої базової плити (поз.4). Штанга з рейкою 3-го подвійного блоку (поз.54) переміщується у отворі направляючої вту-лки (поз.24), яка встановлена у розточенні приливу корпусу коробки швидкостей. Фіксування положення блоків зубчастих коліс виконується фіксуванням рейок з вілками. Для цього на штангах виконані трикутні канавки, у які входять кульки (поз. 84), підгортаємі до них пружинами(поз. 83). Натяг пружин регулюється гвинтами (поз. 82).
Рейки з вилками приводяться в рух зубчастими секторами: поз.35 для пер-шого блоку, поз.36 для другого і поз.37 для третього.
Для забезпечення нормального зачеплення рейкових передач кутове поло-ження реек з вілкми навколо їхніх осей фіксується гвинтами, що входять у напра-вляючий паз скалок (на кресленні вони не показані).
Виконуємо розрахунок параметрів механизмів переключення, виходячі з до-вжини їх переміщення і обмежень на кути обертання рукояток(важелєй) перек-лючення.
Приймаємо кути обертання рукояток: для першого блоку і третього – =60о (±30о), а для другого – =40о (±20о). Далі розраховуємо радіуси важелей перек-лючення (зубчастих секторів). Схема розрахунку наведена на мал.6.1.








Довжина ходу блоків по кресленню коробки швидкостей дорівнює: 1-го блоку L1=92 мм; 2-го блоку L2=116 мм; 3-го блоку L3=68 мм. За цією схемою фо-рмула для розрахунку радіусу важелей (зубчастих секторів) має вигляд:
(6.1)
Тоді для 1-го і 3-го блоків:
R1 = 92/(2•sin(60/2)) = 92 мм; R3 = 68/(2•sin(60/2)) = 68 мм.
Для 2-го блоку розрахунок складніше, тому що він переключається двома рейковими передачами (мал.6.2): кругова рейка-рейкова шестірня і зубчастий се-ктор – рейка з вилкою. Радіус обертання рукоятки Ro=47,5 мм, а рейкова шестірня має m=2 мм, Z=20 (прийняті при конструюванні). Тоді, з виразу (6.1) осьове переміщення кругової рейки Lo=2*Ro*sin(o/2), де o=40о.
Lo=2*47,5*sin(40/2) = 32.5 мм













Кут обертання рейкової шестірні с зубчастим сектором буде
рш=2*arcsin(Lo/m*Z) = 2*arcsin(32.5/2*20) = 108,7o.
Тоді по необхідній довжині ходу 2-го блоку L2=116 мм визначаємо радіус зубчастого сектора (за виразом (6.1)), його модуль m2 і число зубів Z2.
R2 = L2/(2*sin(рш/2) = 116/(2*sin(108,7/2) = 71,4 мм.
Приймаємо модуль m2 = 2,5 мм, тоді Z2 = 2* R2/ m2 = 57,12. Приймаємо Z2 = 57. Довжина ходу блоку буде незначно відрізнятись від потрібної, тому що раді-ус буде трохи менший 57*2,5/2 = 71,25 мм замість 71,4.
Таблиця 6.1. Таблиця переключення швидкостей шпинделя
№ n, об/хв Група передач 1
(рукоятка 40) Група передач 2
(рукоятка 40) Група передач 3
(рукоятка 48)
передат-ні відно-шення Поло-ження бло-
ку 1 Поло-ження руко-ятки передатні відношеня Поло-ження бло-
ку 2 Поло-ження рукоя-тки передатні відношеня Поло-ження бло-
ку 2 Поло-ження рукоя-тки
1 50 I21=Z3/Z4 Н
I31=Z9/Z10 В
I41=Z14/Z15 В

2 63 I22=Z5/Z6 В I31=Z9/Z10 В I41=Z14/Z15 В
3 80 I23=Z7/Z8 С I31=Z9/Z10 В I41=Z14/Z15 В
4 100 I21=Z3/Z4 Н I32=Z11/Z12 Н I41=Z14/Z15 В
5 125 I22=Z5/Z6 В I32=Z11/Z12 Н I41=Z14/Z15 В
6 160 I23=Z7/Z8 С I32=Z11/Z12 Н I41=Z14/Z15 В
7 200 I21=Z3/Z4 Н I33=Z4/Z13 С I42=Z14/Z15 В
8 250 I22=Z5/Z6 В I33=Z4/Z13 С I42=Z14/Z15 В
9 315 I23=Z7/Z8 С I33=Z4/Z13 С I42=Z14/Z15 В
10 315 I21=Z3/Z4 Н I31=Z9/Z10 В I42=Z16/Z17 Н
11 400 I22=Z5/Z6 В I31=Z9/Z10 В I42=Z16/Z17 Н
12 500 I23=Z7/Z8 С I31=Z9/Z10 В I42=Z16/Z17 Н
13 630 I21=Z3/Z4 Н I32=Z11/Z12 Н I42=Z16/Z17 Н
14 800 I22=Z5/Z6 В I32=Z11/Z12 Н I42=Z16/Z17 Н
15 1000 I23=Z7/Z8 С I32=Z11/Z12 Н I42=Z16/Z17 Н
16 1250 I21=Z3/Z4 Н I33=Z4/Z13 С I42=Z16/Z17 Н
17 1600 I22=Z5/Z6 В I33=Z4/Z13 С I42=Z16/Z17 Н
18 2000 I23=Z7/Z8 С I33=Z4/Z13 С I42=Z16/Z17 Н
Відповідно до таблиці 2.7 (рівняння кінематичного балансу, що показують номери включених передач кожного механізму на кожній з 18-ти швидкостей) і кінематичною схемою привода (мал.2.2 і креслення загального вигляду), що по-казує положення блоків, що переключаються, при включенні передач, складаємо таблицю переключення швидкостей (таблиця 6.1). У таблиці 6.1 прийняті наступні позначення: С – середнє, В – верхнє, Н – нижнє положення блоків, а також графічні зображення положення рукояток переключення, що показують їхнє по-ложення з боку робочої зони верстата.
На основі цієї таблиці при виготовленні верстата буде виконана і закріплена на корпусі шпиндельної бабки для оператора, що працює за верстатом, таблиця настроювання швидкостей, у котру будуть включені тільки 1-й, 2-й, 5-й, 8-й и 11-й стовпці таблиці 6.1. Ця таблиця приведена на кресленні загального вигляду ве-рстата (МШ-55.6.090203.08.03ВЗ)
Переключення передач у приводі подач виконується таким же механізмом як у приводі головного руху. У коробці подач при настроюванні подачі переклю-чуються два потрійні блокі зубчастих коліс Z=27,36,47(поз.29) і Z=36,53,68 (поз.30).
Конструкція його така-ж як у механизмі переключення перших двох блоків (теж потрійних) коробки швидкостей. Рукоятка переключення подач приведена на кресленні загального виду верстата (МШ-55.6.090203.08.03ВЗ, поз.11), а на кресленні приводу подач цей механизм не показаний.
6.2. Реверсування і гальмування шпинделя
Реверсування (зміна напрямку обертання шпинделя) і його швидкий останов (гальмування) у спроектованому приводі здійснюються електричною системою керування. Реверсування виконується зміною включення фаз ланцюга електрич-ного струму (міняються дві сусідні фази за допомогою реле). Зупинка (гальму-вання) може виконуватись противключенням, тобто включенням зворотного обе-ртання, чи електродинамічним методом (подачею постійного струму в обмотки статора електродвигуна. Перший спосіб простіше, але вимагає установки в при-воді додаткового реле швидкості (тахогенератора) для того, щоб при досягненні нульової швидкості обертання привода відключити двигун від електричної мережі (щоб не почалося обертання в зворотну сторону). При другому способі потрібно окреме джерело постійного струму. Конкретний спосіб електричного гальмування може бути обраний при проектуванні електричної частини системи керування верстатом. Для оператора, що працює на верстаті, на шпиндельній бабці встановлена рукоятка(поз 17 на кресленні загального вигляду), яка має три поло-ження: вліво – пряме обертання шпинделю, середнє - виключення двигуна (стіп), вправо – звороттне обертання шпинделю.

6. 3 Механізми включення-виключення подачі шпинделю і ручного його
переміщення
Включення і виключення механичної подачі шпинделю виконуєть¬ся кулачко-вою муфтою М2, яка керується рукоятками 14 (на кресленні загального вигляду верстата МШ-55.08.3.00.03ВЗ). На кінематичній схемі це рукоятки Р, а на крес-ленні коробки подач із шпиндельним вузлом вони мають позицію у спеціфікації 41. При перемещении рукояток на себя муфта М2 сцеп¬ляет червячное колесо 40 с полым валом XI (поз.33), включаючі механичну подачу.
При перемещении рукояток Р від себе муфта М2 відключуєтся. При цьому обертанням рукояток Р відносно осі полого валу XII можна виконувати ручне швидке переміщення шпинделю.
Ручне точне переміщення (подача) шпинделю виконується маховичком Мх, закрепленим на полому валу XIII, через запобіжну муфту Мп (поз.80) при ней-тральному положенні 2-го потрійного ковзного блоку шестірен (поз.30 на крес-ленні коробки подач).

6.4. Механізм переміщення шпиндельної голівки по травесі
На кресленні загального вигляду верстата для переміщення шпиндельної го-лівки показаний маховик (поз.16), обертанням якого це виконується. На кінемати-чній схемі верстата це маховик Мх1.
Конструкція цього механізма показана на складальному кресленні коробки подач із шпиндельним вузлом МШ-55.08.1.00.02СК. В нього входять: маховик 39 з рукояткою 40, який встановлений на валу 33. Цей вал встановлений у наскрізний отвір валу-колеса рейкового 32, а на другому кінці цього валу встановлено зубчас-те колесо 28 (Z=14, m=3 мм), яке входить в зачеплення з колесом Z=22 (дивись кі-нематичну схему верстата на кресленні МШ-55.3.00.03ВЗ його загального вигля-ду). На одному валу з колесом Z=22 встановлена рейкова шестірня с Z=14 і m=3 мм, яке знаходиться в зачепленні з рейкою, встановленою на траверсі (рукаві) ве-рстат паралельно направляючим для шпиндельної голівки.
Таким чином обертанням маховика 39 виконується переміщення шпиндельної голівки по траверсі. При цьому за один оберт маховика голівка переміститься на відстань L = 1**3*14*14/22 = 84 мм.

6.5. Механізми переміщення траверси по колоні і затиску колони
Ці механізми прийняті такі-ж як у верстаті-аналогу 2В56 [8, c.114-119]. Зага-льний вигляд їх приведений на кресленні загального вигляду верстата МШ-55.3.00.03ВЗ (поз.6 - механізм підйому і опущення траверси, поз.7 – механізм за-тиску колони після її повертання з траверсою). Конструкція цих механизмів пока-зана на кінематичній схемі верстата.
Вертикальне переміщення и затиск траверсы на обе¬ртальній колоні виконує-тьсятся електродвигуном потужністю 1,32 кВт. Від двигуна через шестірні 23/66, вал XV и зуб¬часті .колеса 16/54 обертається вертикальний ходо¬вій гвинт XVI. На гвинту знаходяться дві гайки, розташовані унутрі траверси. З них верхня — гайка підйому Г1 може свободно обертатися з ходовим гвинтом, але вздовж гвинта вона рухається тільки разом з траверсою. На нижньому кінці гайки підйому Г1 є зубці, котрими вона може з’єднуватися з внутрішніми зубцями гайки Г2 (гайки затиску). Ця гайка обертатись із ходовим гвинтом не може, тому що вона зв’язана з тра-версою направляючою шпонкою. При обертанні ходового гвин¬та гайка Г2 переміщується вздовж його осі.
На нижньому кінці гайки затиску Г2 є кільцева проточ¬ка, в яку входить вилка важельно-затискного пристрию тра¬верси.
При обертанні ходового гвинта спочатку гайка Г2 подйому буде вільно обер-татися, а гайка затиску Г2 буде переміщувати¬ся вздовж ходового гвинта, звільняя затискний пристрій тра¬верси. Після деякого переміщеня гайки затиску Г2 її зубці увійдуть у зачеплення з зубцями гайки підйому Г1. Гайка Г1 не зможе більше обе-ртатися разом з ходовим гвинтом, тому вона почне переміщуватися вздовж гвинта разом з траверсою, переміщуючі її уверх або униз в залежності від напрамку обер-тання валу електродвигуна.
Після потрібного переміщения траверси кнопку пус¬ка електродвигуна звіль-няють. При цьому по електричній схемі електродвигун получить обертання у зворотному напрямку. За рахунок цього гайка затиску Г2 буде рухатися у проти-лежному напрямку, вийде із зачеплення з гайкою підйому Г1, дійде до нейтраль-ного положення і за¬клинить затискний пристрій траверси.
Затиск полої обертальної колони виконується електродвигуном потужністю 0,55 кВт, при оберанні якого через черв’яч¬ну передачу 2/60 обертається гвинт, який стягує хомут, котрий зв’язує обертальну і нерухому колони.
Цей гвинт має діференціальну різь з крокіми 5,5 и 6 мм. При кожному обороті гвинта хомут стискується або розходиться на різ¬ність кроків (на 0,5 мм). Червячне колесо зв’язано p хвостовиком uвинта шлицевим з’єднанням.
По закінченні затиску хомута електродвигун автоматично зупиняється.


7. СИСТЕМА ЗМАЗУВАННЯ ВЕРСТАТА
7.1. Вибір типу системи змазування
У верстатах застосовують два основних види систем змазування: централізо-вані й індивідуальні. У централізованих системах маслянный насос із власним приводом і бак (резервуар) з мастильною рідиною(мастильна станція) установлені поза верстатом. Від мастильної станції за допомогою розводящих трубопроводів олія подається до окремих вузлів верстата, а від них повертається назад у резерву-ар. У системах індивідуального змазування кожен вузол верстата повинний мати власний насос і резервуар для мастильної рідини. Приймаємо індивідуальну сис-тему змазування, тому що в проектованому радіально-свердлильному верстаті всі тертьові з великими швидкостями деталі зосереджені в одному корпусі - шпиндельній бабці і досить буде одного насоса й одного резервуара для олії??????.
Для змазування направляючих переміщення шпиндельної бабки по траверсі і траверси по колонні, а також обертання колонни з траверсою використовується консистентне змащення, тому що рідинне змащення тут практично неможливе й у ній немає необхідності. Переміщення по цих напрямних виконується лише пе-ріодично. Для змазування циліндричних направляючих пиноли, що переміщається в розточенні корпуса, також застосовуємо консистентне змащення.
На нижньому кінці шпиндельної гільзи коробки швидкостей установлюємо мастилозахісний диск-парасольку (поз.25 на кресленні розгортки коробки швид-костей), що обмежує влучення рідкого мастила зверху в циліндричні направляючі пиноли. Це необхідно для запобігання витоку олії, тому що посадка пиноли в ро-зточенні виконане з зазором, а ущільнення в цьому з єднанні виконати надзви-чайно складно.
7.2. Вибір насоса і місця його установки
Для системи змазування верстата вибираємо плунжерний масляний насос 11-12 МН 3031-71 [1,т.3] - тип 1 (фланцеве кріплення) виконання 1 (плунжер без ро-лика) з діаметром плунжера 18 мм.
Насос установлюємо на спеціальній опорі на нижній площині корпусу ко-робки швидкостей (поз.45). Ексцентрик привода насоса (поз.44) з радіальним шариковим підшипником №1000905 установлюємо на третьому валу коробки швидкостей.

7.3. Розрахунок продуктивності насоса
Робоча продуктивність плунжерного насоса визначається діаметром плун-жера dп=18 мм, величиною його ходу h=10 мм і частотою обертання ексцентрика (числом подвійних ходів у хвилину) nе=400 об/хв (приймаємо орієнтовно най-меншу частоту обертання третього вала коробки швидкостей, на якому буде встановлений ексцентрик).
Qнас = dп2h nе /4000000 л/хв.
Qнас = 182104000.9/4000000 = 0.92 л/хв.
Необхідний обьем мастильної рідини визначається числом крапок змазування і робочою температурою, що допускається, в опорах валів і шпинделя. У спроек-тованому верстаті загальне число опор на підшипниках качения приблизно 20: 8 у коробці швидкостей, 2 на шпинделі і близько 10 у приводі подач, а також 10 пар зубчастих коліс, які одночасно знаходяться в зачепленні (4 у коробці швидкостей і 6 у приводі подач, включаючі черв ячну і рейкову передачі). При цьому вали при-вода подач обертаються з відносно низькими швидкостями і не вимагають рясного змащення. Тому що олія від насоса буде подаватися на верхні опори валів коробки швидкостей і послідовно стікати по валах і розприскуватися зубчастими колісьми по всьому обьему приводів головного руху і подач, то розрахункової продуктив-ності насоса буде цілком достатньо. В існуючому верстаті-аналогу 2В56 установ-лений такий же насос.

8. ТЕХНІЧНІ УМОВИ ІСПИТІВ І ПРИЙМАННЯ ВЕРСТАТА

Приймально-здавальні іспити верстата на відповідність його встановленим стандартами технічних умов і з метою перевірки його працездатності проводяться після його виготовлення.
Перед проведенням іспитів верстат установлюють на спеціальному фунда-менті. Клиновими башмаками, розташовуваними також як і при експлуатації, вер-стат перевіряють за рівнем у подовжньому і поперечному напрямках відповідно до вимог ДСТ 8-82Е “Верстати металорізальні. Загальні вимоги до іспитів на точ-ність”. Іспит верстата містить у собі три групи перевірок: у статичному стані, на холостому ходу і при роботі. Методи і засоби вимірів параметрів точності і жорс-ткості металорізальних верстатів регламентуються ДСТ22267-76 “Верстати мета-лорізальні. Схеми і способи виміру геометричних параметрів”, а види перевірок і граничні відхилення параметрів радіально-свердлильних верстатів, що перевіря-ються, установлені ДСТ 98-83 “Станки радиально-сверлильные. Нормы точности и жесткости”.
Для радіально-свердлильних верстатів розглядаємого типу компонування за ДСТ 98-83 виконуються наступні перевірки точності:
1) Площинність робочої поверхні фундаментної плити.
Ця перевірка виконується: не менше ніж у 2-х поздовжніх, 3-х поперечних і 2-х діагональних січеннях плити. Припустиме відхилення для проектованого вер-стата дорвнює 60 мкм.
2) Паралельність траєкторії переміщення свердлильної голівки по траверсі (рукаву) відносно робочої поверхні фундаментної плити.
Припустиме відхилення дорвнює 300 мкм для верстатів нормального класу точністі з довжиною переміщення по рукаву у границях 1000-1600 мм
3) Паралельність площі обертання траверси робочої поверхні фундаментної плити. Вимірювання виконується у 3-х положеннях свердлильної голівки на рука-ві: з найменшою відстанню від колони, середньою і найбільшою. Припустиме від-хилення дорівнює 50 мкм при вимірюванні на довжині 300 мм.
Для виконання цих трьох перевірок використовуються вимірювальний прибор (індикатор) і повірочна лінійка.
4) Радіальне биття  внутрішнього конуса шпинделя. Виконується перевіркою радіального биття еталонної циліндричної оправки, встановлюваної в отвір шпинделя. Вимір виконується індикатором з ціною розподілу не більш 2 мкм у двох крапках – у торця шпинделя і на відстані L від торця. Для проектованого ве-рстата (верстат нормальної точності з dсв=50 мм ) L=300 мм, а биття, що допуска-ється, у торця 1=15 мкм, на відстані 300 мм - 2=25 мкм.
5) Перпендикулярність осі обертання шпинделя до робочої поверхні плити (столу). Ця перевірка виконується установкою в конічному отворі шпинделя оправи з індикатором і обертанням шпинделя з порівнянням положення штифта індикатора на площині столу в 4-х крапках через 90о. Індикатор встановлюється на відстані 300 мм від осі шпинделя. Припустиме відхилення – 50 мкм.
6) Перпендикулярність траєкторії переміщення шпинделя до робочої повер-хні плити. Виконується за допомогою еталонного косинця переміщенням шпин-делю з встановленим індикатором. Припустиме значення становить 100 мкм при довжині хода шпинделю 400 мм.
На статичну жорсткість по цьому ж стандарті виконується одна перевірка. Це перевірка перпендикулярністі осі шпинделя, навантаженого осьовою силою Р, до робочої поверхні столу.
Для вимірювання на шпинделі встановлюється поперечна планка, а на фун-даментній плиті – базова плита з двома індикаторами, які підведені до поперечної планки. Відстань між індикаторами становить 1000 мм ( по 500 мм від осі шпин-делю). На базовій плиті встановлються навантажувальний пристрій, який при ви-мірюванні прикладає осьову силу до шпинделю. Ця сила для проектованого верс-тата становить 15000 Н. Вимірювання виконується у двох площинах - поздовжній і поперечній. Припустима різниця між показниками двох індикаторів становить 30 мкм
При іспиті на неробочому ходу верстат включається і виконується перевірка правильності функціонування основних його механізмів і систем; електроустатку-вання (роботу шляхових вимикачів, захисних блокувань і інших), роботу систем змазування й охолодження, системи переключення швидкостей і подач. Приводи верстата (головний і привод подач) перевіряють на всіх частотах обертання і по-дачах, а також у режимах частих пусків, остановов і реверсування. Перевіряється також рівень шуму, що виникає при роботі верстата на найбільшій частоті обер-тання шпинделя, потужність, споживана головним приводом на неробочому ходу.
Третю групу перевірок складають перевірки верстата в процесі роботи. При цьому насамперед перевіряється працездатність верстата на граничних режимах різання, при максимальних навантаженнях, що допускаються, і потужності. Оцінка працездатності при цьому виконується по якості поверхонь оброблених зразків деталей, на яких не повинно бути видно слідів вібрацій. Виконується також пере-вірка рівня шуму при роботі верстата під навантаженням.


9. ОХОРОНА ПРАЦІ І НАВКОЛИШНЬОГО СЕРЕДОВИЩА

При обробці матеріалів на металорізальних верстатах умови праці на робочих місцях залежать від впливу великої кількості небезпечних і шкідливих факторів, різних по своїй природі, формам прояву, характеру дії на організм людини.
Питання забезпечення охорони праці і навколишнього середовища у випускній роботі розглядаються як на стадії проектування верстата так і в процесі його експлуатації.
Для успішного рішення цих задач необхідним є найбільш повне виявлення небезпечних виробничих факторів, що відбивають специфіку процесів обробки матеріалів різанням.
Відповідно до ДСТ 12.0.003-74 небезпечні і шкідливі виробничі фактори підрозділяються на:
- фізичні,
- хімічні,
- біологічні,
- психофізіологічні.
Для процесів різання такими факторами є:
1) фізичні - рухливі частини устаткування, заготівлі що пересуваються, і вироби, стружка і пил оброблюваного матеріалу, підвищена напруга в електромережі, високі рівні шуму і вібрацій та інші.;
2) хімічні і біологічні – аерозолі, хвороботворні бактерії і мікроорганізми, що виявляються при роботі із СОТС;
3) психофізіологічні – фізичні перевантаження, перенапруга зору, монотонність праці.
Приміщення цеху, у якому будуть експлуатуватися верстати: свердлильні, токарські, фрезерні, шліфувальні – є пожежонебезпечним. Основними причинами пожеж є:
- порушення технологічного режиму;
- несправність електроустаткування (коротке замикання, перевантаження);
- самозаймання промасленого дрантя;
- недотримання планового ремонту устаткування й ін.
Несприятливо на природу можуть впливати аерозолі твердих і рідких речовин (пилу, аерозолі СОТС), що містяться у вентиляційних викидах, стічні води, тверді відходи (пил, стружка й ін.), шум, вібрація.
Аналіз умов безпеки на робочому місці верстатника (ідентифікація небезпечних і шкідливих факторів, нормативні значення параметрів і вимог міри захисту) наведений у табл. 9.1.


Таблиця 9.1. Карта безпеки умов праці на рабочому місці верстатника

№
Найменування шкідливих та небезпечних факторів Нормуємий параметр,
од. вим. Нормуємі показники, вимоги Основні заходи по забезпеченню нормативних показників, вимог Нормативно-технічні документи
1 2 3 4 5 6
1. Рухомі частини верстатів (передачі зубчаті, пасові та ін.), відкрита рухома частина верстата, рухомі заготівки, відлітаюча стружка, виступаючі при роботі за межі станини зовнішні торці зборочних одиниць та ін) Огорожі, щитки, екрани, фарбування відповідних елементів верстата в сигнальні кольори, захистні окуляри та ін.
ГОСТ 12.2.009-80, [22]
2. Перевантаження, що здатні визвати руйнування деталей верстата, самовільне опускання шпинделів, головок, бабок та інших збіркових одиниць, перебіги збіркових одиниць за допустимі межі, включення режиму обробки до остаточно-
го затиску деталі, самовільне послаблення при роботі пристроїв для закріплення патронів, інструмента та ін.,
Застережні та блокуючі пристрої
ГОСТ
12.2.009-80
1 2 3 4 5 6
припинення подачі електроенергії, зниження тиску масла в гідравлічних і пневматичних лініях
3. Недосконалість конструкцій органів управління і нераціональне їх розміщення, що приводить до випадків затиснення та доторкання рук на частини верстата, до перевищення динамічних та статистичних навантажень на людину, перенапруження зорових аналізаторів та ін. Виконання технічних та ергономічних вимог до органів управління на
стадіях проектування, виготовлення та експлуатації, ремонту. ГОСТ
12.2.033-78
[23]
ГОСТ
12.2.049-80
[24]

4.
Електричний струм
Ізоляція токоведучих
частин та забезпечення їх недоступності, подвійна ізоляція, захисне заземлен-ня, занулення, відімкнення, використання електро-захистних засобів та пристосувань
ГОСТ
12.2.009-80
[22]
ГОСТ
12.2.030-81
[25]

1 2 3 4 5 6
5. Відлітаючий пил та мілка стружка:
- залізооксидна
- сталь
- кремнія диоксид
- алюміній
- чугун
ПДКр.з./
ПДКср.сут,
мг/м3
6 / 0.5
6 / 0.5
2 / 0.5
2 / 0.5
6 / 0.5 Місцеві отсоси (пилестружкоприймачі), очистка повітря (пилестружкоосадні камери, циклони, фільтри) ГОСТ
12.2.009-80

6. Продукти термічного розкладення мінеральних масел, що входять до складу СОТС:
- оксид вуглероду
- оксид сіри
- масла мінеральні
- нітрит натрія
ПДКр.з./
ПДКср.сут,
мг/м3
20 / 3
10 / 0.05
5 / 0.5
20 / 5
Місцеві отсоси, загальнообмінна вентиляция, фільтри для очистки повітря (ячеїсті, матерчаті та ін.), розсіювання шкідливих речовин в атмосфері СниП
2.04.05-92

[26]

7. Бактерії та мікроорганізми при експлуатації СОТС Введення в СОТС бактерицидних добавок, відновлення технологічних властивостей СОТС ГОСТ
12.1.005-88
[27]


1 2 3 4 5 6
8. Невідповідність параметрів мікроклімата нормативним значенням при умові виконання робіт середньої складності IIа




t, oC
, %
V, м/с Средня складність IIа, холодний та перехідний період року
17-23оС
не більше 75%
не більше 0.3 м/c Загальнообмінна вентиляція,
опалення ГОСТ 12.1.005-88


9.
Недостатнє освітлення зони обробки
Е, ЛК
Комбіноване освітлення
2000 Фіксація світильника в потрібному положенні, відповідність освітлення нормативним , контроль освітлення СНиП
II- 4-79
[28]


10.
Шум


Рівень звука, дБА

80

Вибір оптимальних режимів різання, конструктивних елементів обладнання,
передач, підшипників,
ГОСТ
12.1.003-83
[29]


1 2 3 4 5 6

Вібрація Рівень вібро-швидості,
Lv, дБ
Рівень віброприс-корення, La, дБ 92


118
при
f=63 Гц шестерень, зі спеціальними видами закріплення та ін.., сист. змазки, балансування, примінення полімерних матеріалів при виготовленні техоснащення, встановленню верстатів на фундаменти, віброізолююча основа


ГОСТ
12.1.012-90
[30]

11. Шкідливі та небезпечні фактори пожежі:
- відкрите полум’я,
- іскри,
- дим,
- вогнегасячі засоби,
- втрата міцності строй конструкцій та ін. Клас примі-щення механіч-ного цеха по пожежо-небезпеці
“Д” Виконання вимог системи предостереження пожежі та пожежного захисту ГОСТ
12.1.004-91
[31]

12. Тверді відходи (стружка) Переробка металевої стружки [32]

10. ТЕХНІКО-ЕКОНОМІЧНЕ ОБҐРУНТУВАННЯ ПРОЕКТУ.
10.1. Вихідні дані для розрахунку ефективності
Розглядаємо економічний ефект від застосування проектованого верстата. Як базовий варіант для визначення економічної ефективності проектованого верстата приймаємо виконання операції розгортання отвору на радіально-свердлильному верстаті, що випускається серійно, моделі 2В56 і на проектова-ному верстаті. Проектований верстат відрізняється від верстата 2В56: діапазоном частот обертання шпинделя (50-2000 об/хв замість 55-1650 об/хв) і числом ступіней швидкості(17 замість 10), діапазоном подач шпинделю (0,16 – 1,6 мм/об замість 0,15 – 1,2 мм/об), а також конструкцією коробки швидкостей.
Вихідні дані по базовому і проектованому варіантах приведені в табл. 10.1
Таблиця 10.1. Вихідні дані
Умов. Варіанти
Найменування позна-чення Базовий Проекту-ємий
1 2 3 4
1. Річна програма випуску деталей, шт Nр 14000 14000
2. Трудомісткість операції: штучний час, хвилин Тшт 3.08 2.53
основний (машинний) час, хвилин Тм 1.88 1.42
3. Обладнання
- модель верстата
- встановлена потужність, кВт
- займаема площа, м2
- ціна, грн
- термін службы до першого кап.ремонту, років
- ремонтоскладність: механічної частини
- електричної частини
- норма амортизації,%
- продуктивність, дет/год
- коеффіцієнт завантаження
- кількість верстатів на операції

Ру
S
Цоб

Те
Rм
Rе
А
В
Кз
no
2В56
5.5
2.72
121500

7
9
7
22
28
0.70
1
-
5.5
2.65
121144

7
9
7
22
39
0.60
1


1 2 3 4
4. Робітники: розряд – оператора (верстатника)
- наладчика
кількість обслуговуемих верстатів у зміну – . - оператор
- наладчик
годинна тарифна ставка, грн - оператора
- наладчика


n обс.о
n обс.н
Счо
Счн 3
4

1
4
4.47
5.59 3
4

1
4
4.47
5.59
5. Кофіціент урахування додаткової зарплати Кд 1.2 1.2
6.Кофіціент урахування начислень на зарплату Кнач 0.38 0.38
7. Дійсний річний фонд часу роботи, годин
- обладнання
- робітників
Фд
Ф
4000
1860
4000
1860
8. Норматив витрат на один.рем.складності, грн:
- механічної частини
- електричої частини
Нм
Не
28
33
28
33
9. Вартість 1 м2 виробничої площи, грн Цпл 800 800
10. Норматив витрат на утримання 1 м2 виробничої площи за рік, грн
Нпл
70
70
11. Норматив витрат на допоміжні матеріали на 1 верстат на рік, грн
Нвсп
90
90
12. Вартість 1 кВт-годни електроенергії, грн Се 0.356 0.356
13. Коеф-т багатоверстатного обслуговування Км 1 1
14. Коефіцієнт урахування витрат на транспор-тування и монтаж обладнання
Ктр.м
1.05
1.05
15. Ціна технологічного оснащення Цосн 500 500

На верстаті буде виконуватися операція розгортання 2-х отворів Æ40 мм на глибину 50 мм у деталі із сталі, з sв=610 мПа і твердістю НВ250. Обробка отворів буде вестися послідовно (позиціонуванням деталі в спеціальному пристосуванні), тому час обробки буде дорівнювати 2*tосн, де tосн - час об-робки одного отвору.
Ефект буде досягатися за рахунок більш високих режимів різання з вико-ристанням максимальних подач шпинделю – 1.6 мм/об у проектованому варіанті при 1.2 мм/об у базовому (при розрахунковій подачі 1.5 мм/об). Маса проектованого верстата буде дещо меньшою ніж у базовому варіанті, тому що у його коробці швидкостей на 1 зубчасте колесо і на 1 вал менше. Крім того за-безпечуеться більш точне настроювання режимів різання, тому що в ньому 17 швидкостей при знаменнику =1.26, а у базовому 10 швидкостей із знаменни-ком 1.41..
10.2. Обґрунтування типу виробництва.
Вихідними даними для визначення типу виробництва є: річна програма випуску деталей Nр, кількість найменувань оброблюваних на верстаті деталей, трудомісткість виконуваної операції Тшт.
Розрізняють масовий, серійний (крупносерійний, середньосерійний, дрібносерійний) і індивідуальний тип виробництва. Тип виробництва визначається за коефіцієнтом закріплення операцій за робочим місцем Кзо.
Кзо = nд / nр.м,
Де nд - кількість детале-операций, що підлягають виконанню на ділянці в плині місяця; nр.м – кількість робочих місць. Розглядаємо тільки одне робоче місце (nр.м=1) – виконання описаної в п.10.1 операції розгортання на проектованому і базовому верстатах і, можливо ще якихось операцій (обробка інших деталей). Для того, щоб верстат був завантажений у плині всього річного фонду часу визначаємо необхідну кількість детале-операцій на ньому
nд = Фд* В / Кз*Nр = 4000*39 / 0.6*14000 = 18.6.
У такий спосіб маємо середньосерійний тип виробництва Кзо = 11 - 20.
10.3. Розрахунок технологічної собівартості.
Розрахунок представляємо у виді таблиці по варіантах (таблиця 10.2). Усі вихідні дані приведені в таблиці 10.1.
У розрахунку собівартості не враховуємо витрати на матеріал оброблюваної деталі, тому що заготівля не міняється. Не враховуємо також витрати на різальний інструмент, тому що й у базовому й у новому варіантах інструмент однаковий і працює з однаковою стійкістю.

Таблиця 10.2. Результати розрахунку технологічної собівартості
Найменування Варіант
Базовий Проектний
1. Основна і допоміжна зарабітна плата виробничих рабочих з нарахуваннями

Зплр=Сч*Tшт.к*Kд*Км*(1+Kнач)/60 4.47*3.08*1.2*1*
*(1+0.38)/60 =
0.379986 грн 4.47*2.53*1.2*1*
*(1+0.38)/60 =
= 0.312131 грн
2. Основна і допоміжна заробітна плата наладчиків з нарахуваннями

Зн = Счн*Тн*Кд*(1+Kнач) / P 5.59*0.5*1.2*
*(1+0.38)/ 500 =
=0.009257 грн
0.009257 грн
3. Витрати на амортизацію обладнання, грн

За = Цоб*А*Тшт.к , грн
Фд*Кз*6000 121500*22*3.08 4000*0.70*6000
= 0.49005 121127*22*2.53 4000*0.60*6000
= 0.468257
4. Витрати на ремонт обладнання, грн

Зр = (RмНм + RеНе) / NрТе 1(928+733) / (140007) = 0.004929 1(928+733) / (140007) = 0.004929
5. Витрати на електроенергію, грн
Зэ = [0.25Ру(Тшт-Тм)+0.6ТмРу]  Сэ / 60 [0.255.5(3.08-1.88)+
+0.61.885.5] 0.356/60 = 0.0466 [0.255.5(2.53-1.42)+0.61.42
5.5]0.356 / 60= 0.036859
6. Витрати на допоміжні матеріали, грн
Зв = Нвсп  noТшт.к / ФдКз60 9013.08 / (40000.760) = 0.00165 9012.53/ (4000 0.660) = 0.001581
7. Витрати на утримання виробничої площі, грн
Зпл=НплSТшт.к / Фд60 702.723.08 / 400060 = 0.027925 702.652.53 / 400060 = 0.022348
Ітого технологічна собівартість, грн 0.960397 0.855362

10.4. Розрахунок капітальних витрат.

Розрахунок капітальних витрат за методикою, приведеної в [20], виконуємо й оформляємо також у табличній формі (таблиця 9.3).

Таблиця 10.3. Формули і розрахунок капітальних витрат.
Найменування Варіант
Базовий Проектний
1. Витрати на обладнання з урахуванням транспортування і монтажа, грн

Зоб = ЦобКтр.мno 1215001.051 =
127575 грн 1211271.051 =
127201.61 грн
2. Витрати на виробничу площу, грн

Зпл = ЦплS no
800*2.72*1 =
2176 грн
800*2.65*1 =
2120 грн
3. Витрати на технологічне оснащення, грн
Зосн = Цосн*nосн, грн
Цосн – ціна оснащення, nосн–кількість оснащення на операції
1100*1= 1100
1100*1= 1100
Ітого: капітальні витрати по варіантам, грн
130851.0
130421.61


10.5. Розрахунок показників економічної ефективності
обраного варіанта.

Річний економічний ефект у загальному випадку визначається по формулі
Эг=(З1*Nр+Ен*К1) - (З2*Nр+Ен*К2);

де Ен = 0,1 – коефіцієнт дисконтування; З1, З2 – технологічна собівартість ба-зового і нового (проектованого) варіантів; К1, К2- капітальні витрати по варіа-нтах. Підставляючи розраховані значення собівартості і капітальних витрат (таблиці 10.2 і 10.3), одержуємо

Эг= (0,960397*14000+0,1*130851) - (0,855362*14000+0,1*130421,61) =
= 26530,66 – 25017,23 = 1513.42 грн

10.6. Розрахунок собівартості і ціни верстата
Розрахунок виконуємо по методу питомих показників [20, с.13], відповід-но до якого собівартість (чи ціна) у базовому й у новому варіантах пропорційна значенню якого-небудь їхнього головного параметра. Як головний параметр приймаємо масу верстата М, кг. Нам відома оптова ціна базового верстата моделі 2В56, що складає з урахуванням ПДВ – Ца = 121500 грн. Маса базового верстата Ма=4100 кг.
Маса знову проектованого верстата буде на 12 кг меньше за рахунок удо-сконалення коробки швидкостей. Мн = 4100 - 12 = 4088 кг. Тоді питома ціна
Цуд = Ца / Ма = 121500 / 4100 = 29.6342 грн/кг,
а ціна проектованого верстата
Цпр = Мпр * Цуд = 4088*29.63 = 121144 грн.

Висновки
На підставі виконаних техніко-економічних розрахунків можна зробити висновок, що спроектований радіально-свердлильнй верстат дозволяє:
 підвищити продуктивність розгортання отворів діаметром 40 мм при обробці сталі на 39.3% за рахунок підвищення найбільшої подачі шпинделя з 1.2 мм/об до 1.6 мм/об;
 собівартість і ціна проектованого верстата на 355.61 грн (на 0.3%) нижче ніж базового за рахунок зменшення кількості зубчастих коліс і валів у приводах верстата. Крім того підвищена точність настроювання швидкостей, за рахунок зменшення знаменника ряду (=1.26 замість 1.41 у верстаті 2В56) теж дозволить підвищити продуктивність верстата.
 Знизити технологічну собівартість виконання операції розгортання на верстаті приблизно на 10.94%
Річний економічний ефект, що може бути отриманий у споживача при експлуатації проектованого верстата замість верстата моделі 2В56 складе 1513.42 грн (тільки по одній розглянутій операції).

СПИСОК ВИКОРИСТАНИХ ДЖЕРЕЛ

1. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3-х т. - М.: Машиностроение, 1982
2. Ачеркан Н.С. и др. Металлорежущие станки: В 2-х т., т.2.- М.: Машиностроение,1965
3. Бейзельман Р.Ф. и др. Подшипники качения: Справочник.-
М.: Машиностроение, 1975.-
4. Винников И.З. Устройство сверлильных станков и работа на них.- М.: Машиностроение, 1983
5. Дунаев П.Д. Конструирование узлов и деталей машин.- М.: Высш.школа,1982.
6. Королев Ф.К.,Тимофеев Ю.В. Примерный расчет сверлильного станка.- Харьков: ХПИ,1963
7. Кочергин А.И. Конструирование и расчет металлорежущих станков и станочных комплексов: Курсовое проектирование (Учеб.пособие для машиностроительных специальностей вузов). - Минск: Вышейш.шк.,1991. -381 с.
8. Металлорежущие станки (Альбом общих видов, кинематических схем и узлов). Кучер А.М., Киватицкий М.М., Покровский А.А. Изд-во «Машиностроение», 1972, стр. 308
9. Методические указания к расчету зубчатых передач приводов станков с использованием ЭВМ в курсовом и дипломном проектировании для студентов специальности 0501 / Сост. В.В.Громов, Б.С.Серов, Ю.В.Тимофеев.- Харьков: ХПИ, 1984
10. Прогрессивные режущие инструменты и режимы резания металлов: Справочник /В.И.Баранчиков и др.- М.: Машиностроение,1990.- 400с.
11. Приводы машин: Справочник/Под ред.В.В.Длоугого.- Л.: Ма-шиностроение,1982.- 383 с.
12. Рабинович А.Н. и др. Коробки скоростей металлорежущих станков.- Львов: Львовский университет,1968
13. Решетов Д.Н. Детали машин: Учебник для вузов.- М.: Машиностроение, 1989.- 496 с.
14. Розрахунок та конструювання коробок швидкостей і подач металорізальних верстатів: Навчальний посібник / В.М.Бочков. – К.: ІСДО,1994.-140 с.
15. Свирщевский Ю.И.,Макейчик Н.Н. Расчет и конструирование коробок скоростей и подач.- Минск: Вышэйш.шк.,1976.- 592 с.
16. Справочник технолога-машиностроителя В 2-х т. Т.2/ Под ред. А.Г.Косиловой и Р.К.Мещерякова.- М.: Машиностроение,1985.-496 с.
17. Тарзиманов Г.А. Проектирование металлорежущих станков. - М.: Машиностроение, 1980
18. Тепинкичиев В.К. Предохранительные устройства от перегрузки станков.- М.: Машиностроение,1968
19. Режимы резания: Справочник / Под ред. Барановского .- М.: Машиностроение, 1985.
20. Методічні вказівки до виконання організаційно-економічної частини бакалавського проекту для студентів машинобудівних спеціальностей /Упор. О.І.Линник, І.В.Лебеденко, Р.Ф.Смоловик. -Харків: ХДПУ, 1999.-19 с. – Рос.мовою
21. ГОСТ 12.0.003-74 ССБТ. Опасные и вредные производсьвенные факторы. Классификация.
22. ГОСТ 12.2.009-80. ССБТ. Станки металлообрабатывающие. Общие требования безопасности.
23. ГОСТ 12.2.033-78. ССБТ. Органы управления. Общие требования безопасности.
24. ГОСТ 12.2.049-80. ССБТ.Оборудование производственное. Общие эргономические требования.
25. ГОСТ 12.1.030-81. ССБТ. Электробезопасность. Защитное заземление. Зануление.
26. ГОСТ 2.04.05-92. Отопление, вентиляция и кондиционирование воздуха.
27. ГОСТ 12.1.005-88. ССБТ. Общие санитарно-гигиенические требования к воздуху рабочей зоны.
28. СНиП II-4-79. Естественное и искусственное освещение.
29. ГОСТ 12.1.003-83. ССБТ. Шум. Общие требования безопасности.
30. ГОСТ 12.1.012-90. ССБТ. Вибрационная безопасность.
31. ГОСТ 12.1.004-91. ССБТ. Пожарная безопасность. Общие требования.
32. Алексеенко А.В. Сбор и переработка металлической стружки. М.: Машиностроение,1980.
















Додаток В. Специфікації до складальних креслень

Пневмоблок подготовки воздуха

http://www.ce-studbaza.ru/werk.php?id=9213

Пневмоблок подготовки воздуха

Пневмоблок распределительный

http://www.ce-studbaza.ru/werk.php?id=9212

Пневмоблок распределительный

Расчет привода притирочного стола станка по притирки плоских деталей

http://www.ce-studbaza.ru/werk.php?id=9211

3 Расчет привода притирочного стола станка по притирки плоских деталей

1 Расчет привода притирочного стола


Исходные данные для проектирования.

Максимальная скорость шлифования V = 10 м/с; количество рабочих позиций 4; максимальное давление на заготовки 8,6 кПа; диаметр прижима 300 мм.

Определяем скорость вращения планшайбы





где V = 10 м/с – расчетная скорость резания;

d = 1000 мм – диаметр планшайбы (принимается конструктивно).

Принимаем частоту вращения планшайбы n = 200 об/мин.

Предварительно намечаем частоту вращения ротора электродвигателя nДВ = 1000 об/мин, тогда передаточное отношение привода



iПР = nДВ / n = 1000 / 200 = 5



Данное передаточное отношение получим с помощью клиноременной передачи и зубчатой пары. Принимаем передаточное отношение зубчатой передачи iЗП = 2,5, тогда передаточное отношение ременной передачи iРП = 2.

Вычерчиваем кинематическую схему привода (рисунок 3).

Предварительно намечаем числа зубьев конической зубчатой передачи и диаметры шкивов; Z1 = 20; Z2 = 50; D1 = 125 мм; D2 = 250 мм.







Рисунок 3 – Кинематическая схема привода



Рассчитываем частоты вращения на валах привода



nI = nДВ / iРП = 1000 / 2 = 500 об/мин

nII = nI / iЗП = 500 / 2,5 = 200 об/мин



Далее определяем потребную мощность приводного электродвигателя. Номинальная мощность должна быть достаточной, чтобы преодолеть момент инерции вращающейся планшайбы при пуске станка (МИН), момент сил трения (МТР) и момент технологической нагрузки (МРЕЗ), то есть пусковой момент, приведенный к валу электродвигателя



МП ≥ МИН + МТР + МРЕЗ

Определяем крутящий момент, необходимый на преодоление инерции масс планшайбы в момент пуска станка



МИН = J ∙ ε = 175 ∙ 6,96 = 1219 Н∙м



где J – статический момент инерции масс





m = 28 кг = 280 Н – масса (вес) планшайбы;

RИН = 250 мм = 0,25 м – радиус инерции (половина радиуса планшайбы);

ε – среднее угловое ускорение в период разгона





ωК – номинальная угловая скорость планшайбы





ω0 = 0 рад/с – начальная угловая скорость планшайбы;

ТП = 3 с – время разгона электродвигателя.

Определяем крутящий момент, необходимый на преодоление сил трения



МТР = Т ∙ RТ = 231 ∙ 0,06 = 13,8 Н∙м



где T – суммарная сила трения в опорных подшипниках



Т = NП ∙ μ = 2890 ∙ 0,08 = 231 Н

NП – нормальное давление в подшипниках



NП = Q / cos α = 280 / cos 15° = 289 кг = 2890 Н



Q = 280 кг – масса ротора;

α = 15° - угол, определяющий направление опорной реакции относительно оси вращения в опорах (для конических роликовых радиально-упорных подшипников);

μ = 0,08 [1, с. 148] – коэффициент трения в подшипниках;

RТ = 60 мм = 0,06 м – плечо приложения сил трения.

Величина момента технологических сил зависит от усилия прижима обрабатываемых заготовок и коэффициента трения стекла по чугуну.

Определим усилие прижима заготовки для одной позиции



Р = N ∙ F = 0,086 ∙ 106,8 = 60, 78 кг ≈ 608 Н



где N = 0,086 кГс/см2 – максимальное заданное давление на заготовки;

F – площадь прижима





dП = 300 мм = 30 см – диаметр прижима.

Рассчитываем момент технологических сил



МРЕЗ = 4 ∙ Р ∙ μ ∙ R = 4 ∙ 608 ∙ 0,2 ∙ 0,35 = 170, 2 Н∙м



где μ = 0, 2 – коэффициент трения стекла по чугуну;

R – плечо сил резания относительно оси вращения планшайбы



R = 0,5∙(DП – dП) = 0,5∙(1000 – 300) = 350 мм



DП = 1000 мм – диаметр планшайбы.



Определяем суммарный момент, который необходимо преодолеть ротору электродвигателя в момент разгона



МП ≥ МИН + МТР + МРЕЗ ≥ 1219 + 13,8 + 170,2 = 1403 Н∙м



Рассчитываем пусковой момент на роторе электродвигателя





где ηРП = 0,96 – КПД ременной передачи;

ηЗП = 0,97 – КПД зубчатой передачи;

iРП = 2 – передаточное число ременной передачи;

iЗП = 2,5 – передаточное число зубчатой передачи.



Определяем требуемую мощность электродвигателя



NДВ = 0,105∙10-5 ∙ МДВ ∙ nДВ = 0,105∙10-5 ∙ 3013 ∙ 1000 = 3,16 кВт



По требуемой мощности выбираем приводной электродвигатель АИР 132М6 У3 [2, с. 390] с синхронной частотой вращения ротора nЭЛ = 1000 об/мин, мощностью 4 кВт.

Рассчитываем крутящий момент на роторе электродвигателя и на валах привода

МI = МД ∙ iРП ∙ ηРП = 38,96 ∙ 2 ∙ 0,96 = 74,8 Н∙м;

МII = МI ∙ iЗП ∙ ηЗП = 74,8 ∙ 2,5 ∙ 0,97 = 181,4 Н∙м



2 Расчет клиноременной передачи


Исходные данные для расчета: передаваемая мощность N = 4 кВт, частота вращения ведущего шкива nI = 1000 об/мин, передаточное число

Определим предварительный диаметр ведущего шкива по эмпирической формуле



Принимаем диаметр ведущего шкива D1 = 125 мм [3, с. 120].

Определяем диаметр ведомого шкива с учетом упругого скольжения e = 0,01 [3, с. 115]





При передаваемой мощности до 5 кВт и окружной скорости ремня = 4¸7,5 м/с принимаем сечение ремня Б [3, с. 178].

Определяем окружную скорость ремня





Определяем ориентировочное межосевое расстояние



amin = 0,55×(D1+ D2) = 0,55×(125 + 250) = 217 мм;

amax = D1+ D2 = 125 + 250 = 375 мм.



Определяем расчетную длину ремня, соответствующую минимальному и максимальному межосевому расстоянию:





Принимаем стандартную длину ремня L=1400 мм. [3, с. 131].

Уточняем межосевое расстояние





где

w = 0,5 × p × (D1 + D2) = 0,5 × 3,14 × (125 + 250) = 589;

у = (D2 – D1)2 = (250 – 125)2 = 15625



Определяем угол обхвата меньшего шкива





Определяем ориентировочное число ремней по формуле



» 2



где Р = 4 кВт – мощность, передаваемая передачей;

СР = 1 [3, с. 170] – коэффициент, учитывающий условия работы передачи;

Р0 = 2,82 кВт – допускаемая мощность одного клинового ремня;

СL = 0,92 – коэффициент, учитывающий длину ремня;

Сa = 0,95 – коэффициент, учитывающий угол обхвата меньшего шкива;

СZ = 0,95 – коэффициент, учитывающий принятое число ремней.

Принимаем передачу двумя клиновым ремнем сечения Б.

Принимаем основные геометрические размеры шкивов (рисунок 4).



Рисунок 4 – Эскиз ведущего шкива



Определяем силу предварительного натяжения ветвей ремня





где Θ = 0,18 – коэффициент, учитывающий центробежную силу.



Определяем силу давления на валы в передаче





3 Расчет конической зубчатой передачи


Примем для шестерни и колеса одну и ту же марку стали с различной термообработкой.

Принимаем для шестерни сталь 40Х улучшенную с твердостью НВ 295; для колеса сталь 40Х улучшенную с твердостью НВ 270 [3, с. 34, таблица 3.3].

Определяем допускаемые контактные напряжения:



МПа.



где = 2×НВ + 70 = 2×270 + 70 = 610 МПа [3, с. 34, таблица 3.2.] - предел контактной выносливости материала колеса;

KHL = 1 [3, с. 34.] - коэффициент долговечности при длительной эксплуатации; [SH] = 1,15 - коэффициент безопасности [3, с. 34.].

Принимаем коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зуба при консольном расположении шестерни КНb = 1,35 [3, с. 31, таблица 3.1.].

Принимаем коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию ybRe = 0,285 (рекомендация ГОСТ 12289-76).

Определяем внешний делительный диаметр колеса по условию контактной прочности активных поверхностей зубьев



мм.



где Ка = 99 [3, с. 31] – коэффициент, учитывающий угол наклона зуба для прямозубых передач.

Определяем внешний окружной модуль



мм.



Округляем расчетное значение модуля до me = 6 мм по ГОСТ 9563-60* [3, с. 36.].

Определяем углы делительных конусов



tg d1 = u = 0,5

тогда

d1 = аrctg 0,5 = 26,57° = 26°33¢;

d2 = 90° - d1 = 90° - 26,57° = 63,43° = 63°26¢.



Определяем внешнее конусное расстояние Re и длину зуба b:



мм;

b = ybRe×Re = 0,285×167,7 » 50 мм.



Определяем внешние делительные диаметры шестерни и колеса



de1 = me × z1 = 6,0 × 25 = 150 мм.

de2 = me × z2 = 6,0 × 50 = 300 мм.



Определяем средние делительные диаметры шестерни и колеса



d1 = 2×(Re - 0,5×b) × sind1 = 2×(167,7 - 0,5×50) × sin26°33¢ = 127,66 мм.

d2 = 2×(Re - 0,5×b) × sind2 = 2×(167,7 - 0,5×50) × sin63°26¢ = 255,26 мм.



Определяем внешние диаметры шестерни и колеса (по вершинам зубьев)



dae1 = de1 + 2×me×cosd1 = 150 + 2×6,0×cos26°33¢ = 160,73 мм.

dae2 = de2 + 2×me×cosd2 = 300 + 2×6,0×cos63°26¢ = 305,37 мм.



Определяем средний окружной модуль



мм.



Определяем коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру





Определяем среднюю окружную скорость колес



м/с.



Для конических передач обычно назначают 7-ю степень точности.

Для проверки контактных напряжений определяем коэффициент нагрузки:

КН = КНb × КНa × КНJ = 1,23 × 1,0 × 1,05 = 1,3



где КНb = 1,23 [3, с. 39, таблица 3.5.] - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба при ybd = 0,39, консольном расположении колес и твердости НВ<350;

КНa = 1,0 [3, с. 39, таблица 3.4.] - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями;

КНJ = 1,05 [3, с. 40, таблица 3.6.] - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении для прямозубых колес.

Проверяем контактное напряжение на активных поверхностях зубьев





Определяем окружную силу в зацеплении



Н;



Определяем радиальную силу для шестерни, равную осевой для колеса



Fr1 = Fa2 = Ft × tga × cosd1 = 3133 × tg20° × cos26°33¢ = 1020 Н;



Определяем осевую силу для шестерни, равную радиальной для колеса



Fa1 = Fr2 = Ft × tga × sind1 = 3133 × tg20° × sin26°33¢ = 510 Н;



Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба. Для этого определяем изгибное напряжение по формуле:



;



где KF = KFb × KFJ = 1,38 × 1,45 = 2,00 - коэффициент нагрузки;

KFb =1,38 [3, с. 43, таблица 3.7.] - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба при ybd = 0,4, консольном расположении колес и твердости НВ<350;

KFJ = 1,45 [3, с. 53.] - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении для прямозубых колес 7-й степени точности;

JF = 0,85 [3, с. 53.] - опытный коэффициент, учитывающий понижение нагрузочной способности конической прямозубой передачи по сравнению с цилиндрической;

YF – коэффициент формы зуба выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев.



Определяем эквивалентное число зубьев для шестерни





Определяем эквивалентное число зубьев для колеса





По эквивалентным числам зубьев определяем коэффициенты формы:



YF1 = 3,85 ; YF2 = 3,60 [3, с. 42].



Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба определяем по общей формуле:



где – предел изгибной выносливости для стали 40Х улучшенной при твердости НВ < 350 [3, с. 44, таблица 3.9.];



= 1,8×НВ



[SF] – коэффициент безопасности;



[SF] = [SF]¢×[SF]² = 1,75 × 1 = 1,75



[SF]¢ = 1,75 [3, с. 44, таблица 3.9.] – для стали 40Х улучшенной при твердости НВ < 350;

[SF]² = 1 [3, с. 44.] – для поковок и штамповок.



Определяем допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба для шестерни



МПа;



где – предел изгибной выносливости для стали 40Х улучшенной при твердости НВ=295



= 1,8×НВ = 1,8×295 = 531 МПа



Определяем допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба для колеса



МПа;



где – предел изгибной выносливости для стали 40Х улучшенной при твердости НВ=270.



= 1,8×НВ = 1,8×270 = 486 МПа

Определяем отношение для шестерни





Определяем отношение для колеса





Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, так как полученное отношение для него меньше.

Определяем напряжение для проверки зубьев колеса на выносливость по напряжениям изгиба.



МПа < [sF2] = 278 МПа.



Из расчёта видно, что расчетные изгибные напряжения не превышают допускаемых для выбранного материала и термообработки, следовательно, рассчитанная передача удовлетворяет требованиям изгибной прочности.



4 Предварительный расчет валов редуктора


Расчет выполняем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Записываем крутящие моменты в поперечных сечениях валов:



Т1 = 7,48×104 Н×мм;

Т2 = 18,1×104 Н×мм.

Определяем диаметр выходного конца валов, а также диаметры валов под подшипники и зубчатые колёса.

Диаметр выходного конца ведущего вал при допускаемом напряжении для стали 45 [tК] = 25 МПа [3, с. 161.]



мм



Из конструктивных соображений принимаем диаметр вала в месте посадки шкива dВ1 = 40 мм.

Диаметр под подшипниками примем dП1 = 50 мм; диаметр под шестерней dК1 = 40 мм.

Диаметр выходного конца ведомого вал при допускаемом напряжении для стали 45 [tК] = 25 МПа [3, с. 161.]



мм



Из конструктивных соображений принимаем диаметр вала в месте посадки шкива dВ2 = 55 мм.

Диаметр вала под подшипники dП2 = 65 мм. Диаметр вала в месте посадки зубчатого колеса примем равным dК2 = 60 мм, так как зубчатое колесо установлено консольно.



5 Проверка долговечности подшипников ведущего и ведомого вала


Строим расчётную схему ведущего вала (см. рисунок 5)



Силы, действующие в зацеплении:



Ft = 971,5 Н

Fr1 = Fa2 = 328,3 Н

Fa1 = Fr2 = 131,3 Н



Нагрузка от ременной передачи FВ = 1307 Н.



Линейные размеры вала определим из первого этапа компоновки.

Реакции опор (левую опору обозначим индексом «2»).

В плоскости xz



RX1 ×50 – Ft ×85 = 0;

Н.

RX2 ×50 – Ft ×35 = 0;

Н.



В плоскости yz



;

;

;

Суммарные реакции



Н.

Н



Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников.



S2 = 0,83×е×Рr2 = 0,83×0,37×2365,3 = 726,3 Н;

S1 = 0,83×е×Рr1 = 0,83×0,37×3595,6 = 1104,2 Н



где е = 0,37 – параметр осевого нагружения для подшипников 7210.

Осевые нагрузки подшипников. В нашем случае



S1 < S2;

Fa > 0;

S2 – S1 = 377,9 > Fa

Тогда

Ра1 = S2 + Fa = 1104,2 – 131,3 = 368 Н;

Ра2 = S2 = 1104,2 Н



Рассмотрим левый подшипник (опору «2»).

Рассчитываем отношение Ра2 / Рr2





Так как отношение Ра2 / Рr2 < e = 0,37 , то при подсчёте эквивалентной нагрузки осевые силы не учитываем.

Эквивалентная нагрузка



РЭ2 = V × Pr2 × Кб × Кт = 1 ∙ 3595,6 × 1,2 × 1 = 4314,7 Н ≈ 4,315 кН.



где V = 1 [3, с. 213, таблица 9.18] – коэффициент, учитывающий характер нагружения колец (при вращающемся внутреннем кольце);

Кт = 1 [3, с. 213, таблица 9.18] – температурный коэффициент;

Кб = 1,2 [3, с. 213, таблица 9.18] – коэффициент безопасности, учитывающий кратковременные перегрузки.

Определяем расчётную долговечность, млн. об.;



млн. об.



где С = 56 кН = 56000 Н – динамическая грузоподъемность подшипника 7210.

Определяем расчётную долговечность, ч.



ч



Найденная долговечность приемлема, так как превышает [Lh] = 10000 ч.



Рассмотрим правый подшипник (опора «1»).

Рассчитываем отношение Ра1 / Рr1





Так как отношение Ра1 / Рr1 > e = 0,37 , то при подсчёте эквивалентной нагрузки осевые силы учитываем.



Эквивалентная нагрузка



РЭ1 = (X × V × Pr1 + Y × Pa1) × Кб × Кт =

= (0,4 × 1 × 2365,3 + 1,6 × 972,9) × 1,2 × 1 = 3003 Н ≈ 3 кН.



где V = Кт = 1 [3, с. 213, таблица 9.18.];

Кб = 1,2 [3, с. 213, таблица 9.18];

Х = 0,4 [3, с. 213, таблица 9.18.];

Y = 1,6 [3, с. 213, таблица 9.18].



Определяем расчётную долговечность, млн. об.;



млн. об.



где С = 56 кН = 56000 Н – динамическая грузоподъемность подшипника 7210.



Определяем расчётную долговечность, ч.



ч.



Найденная долговечность приемлема, так как превышает [Lh] = 10000 ч.



6 Проверка долговечности подшипников ведомого вала


Строим расчётную схему ведущего вала (см. рисунок 6)





Силы, действующие в зацеплении:



Ft = 971,5 Н

Fа = 328,3 Н

Fr = 131,3 Н



Осевая нагрузка от планшайбы FП = 2800 Н.

Линейные размеры вала определим из первого этапа компоновки.

Реакции опор (левую опору обозначим индексом «3»).

В плоскости xz



RX4 ×55 – Ft ×65 = 0;

Н;

RX3 ×55 – Ft ×120 = 0;

Н.



В плоскости yz



;

;

;



Суммарные реакции



Н;

Н



Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников.



S3 = 0,83×е×Рr3 = 0,83×0,9×2139 = 1597,8 Н;

S4 = 0,83×е×Рr4 = 0,83×0,9×1222 = 912,8 Н



где е = 0,9 – параметр осевого нагружения для подшипников 7213.

Осевые нагрузки подшипников. В нашем случае



Ра4 = S4 + Fa = 912,8 + 328,3 = 1241,1 Н;

Ра3 = S3 + FП = 1597,8 + 2800 = 4397,8 Н



Рассмотрим опору «3» как наиболее нагруженную.

Рассчитываем отношение Ра3 / Рr3





Так как отношение Ра3 / Рr3 > e = 0,9 , то при подсчёте эквивалентной нагрузки осевые силы учитываем.



Эквивалентная нагрузка



РЭ3 = (X × V × Pr3 + Y × Pa3) × Кб × Кт =

= (0,4 × 1 × 2139 + 1,69 × 4397,8) × 1,2 × 1 = 9945,4 Н ≈ 10 кН.



где V = Кт = 1 [3, с. 213, таблица 9.18.];

Кб = 1,2 [3, с. 213, таблица 9.18];

Х = 0,4 [3, с. 213, таблица 9.18.];

Y = 1,69 [3, с. 213, таблица 9.18].



Определяем расчётную долговечность, млн. об.;



млн. об.



где С = 76 кН = 76000 Н – динамическая грузоподъемность подшипника 7213.



Определяем расчётную долговечность, ч.



ч.



Найденная долговечность приемлема, так как превышает [Lh] = 10000 ч.



7 Уточненный расчет ведущего вала


Определим коэффициенты запаса прочности для опасного сечения ведущего вала, принимая, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, а касательные – по отнулевому (пульсирующему).

Назначаем материал вала – сталь 40Х, имеющую механические свойства:

Временное сопротивление на разрыв sв = 930 МПа;

Предел выносливости по нормальным напряжениям s-1 = 400 МПа;

Предел выносливости по касательным напряжениям t-1 = 232 МПа.



Запас усталостной прочности ведущего вала определяем в месте посадки подшипника опоры «2». В этом сечении действует максимальны изгибающий момент М = 317, 7 Н∙м и крутящий момент МКР = 74,8 Н∙м.

В качестве концентратора напряжений в месте посадки внутреннего кольца подшипника на вал выступает посадка с натягом.

Проверяем вал на усталостную прочность в опасном сечении при одновременном действии изгибающего и крутящего моментов. Для этого определяем коэффициент запаса усталостной прочности





где nσ – коэффициент запаса усталостной прочности при изгибе





σV – амплитуда цикла изгибных напряжений при симметричном цикле





W – момент сопротивления изгибу сечения вала;





d = 50 мм – диаметр вала в опасном сечении;

ks / εs = 4,5 [3, с. 554] – отношение эффективного коэффициента концентрации напряжений изгиба к фактору, учитывающему влияние размеров сечения вала на усталостную прочность;

Ψσ = 0,2 – коэффициент, учитывающий чувствительность материала вала к постоянным нагрузкам (для легированных сталей);

σm = σV = 25,8 МПа – среднее напряжение изгибного цикла при наличии осевой нагрузки.

nτ – коэффициент запаса усталостной прочности при кручении





τV – амплитуда цикла касательных напряжений при пульсирующем цикле





WК – момент сопротивления кручению сечения вала;





kτ / ετ = 3,1 [3, с. 554] – отношение эффективного коэффициента концентрации напряжений кручения к фактору, учитывающему влияние размеров сечения вала на усталостную прочность;

Ψτ = 0,1 – коэффициент, учитывающий чувствительность материала вала к постоянным нагрузкам (для легированных сталей);

τm = τV = 1,5 МПа – среднее напряжение цикла касательных напряжений.


Из расчёта видно, что фактический коэффициент запаса усталостной прочности для опасного сечения ведущего вала n = 3,1 больше предельно допустимого коэффициент запаса [n] = 1,5…1,7 [3, с. 205], следовательно, рассчитанный вал обладает достаточной усталостной прочностью.



8 Уточненный расчет ведомого вала


Определим коэффициенты запаса прочности для опасного сечения ведомого вала, принимая, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, а касательные – по отнулевому (пульсирующему).

Запас усталостной прочности ведущего вала определяем в месте посадки зубчатого колеса. В качестве концентратора напряжений в месте посадки колеса выступает шпоночный паз шириной b = 12 мм и глубиной t1 = 5 мм. В этом сечении действует максимальны изгибающий момент М = 137,7 Н∙м и крутящий момент МКР = 184,1 Н∙м.

Проверяем вал на усталостную прочность в опасном сечении при одновременном действии изгибающего и крутящего моментов. Для этого определяем коэффициент запаса усталостной прочности





где nσ – коэффициент запаса усталостной прочности при изгибе





σV – амплитуда цикла изгибных напряжений при симметричном цикле





W – момент сопротивления изгибу сечения вала;





d = 60 мм – диаметр вала в опасном сечении;

t1 = 5 мм – глубина шпоночного паза на валу;

b = 12 мм – ширина шпоночного паза;

ks / εs = 2,5 [3, с. 554] – отношение эффективного коэффициента концентрации напряжений изгиба к фактору, учитывающему влияние размеров сечения вала на усталостную прочность;

Ψσ = 0,2 – коэффициент, учитывающий чувствительность материала вала к постоянным нагрузкам (для легированных сталей);

σm = σV = 22 МПа – среднее напряжение изгибного цикла при наличии осевой нагрузки.

nτ – коэффициент запаса усталостной прочности при кручении





τV – амплитуда цикла касательных напряжений при пульсирующем цикле





WК – момент сопротивления кручению сечения вала;





kτ / ετ = 3,1 [3, с. 554] – отношение эффективного коэффициента концентрации напряжений кручения к фактору, учитывающему влияние размеров сечения вала на усталостную прочность;

Ψτ = 0,1 – коэффициент, учитывающий чувствительность материала вала к постоянным нагрузкам (для легированных сталей);

τm = τV = 7,3 МПа – среднее напряжение цикла касательных напряжений.


Из расчёта видно, что фактический коэффициент запаса усталостной прочности для опасного сечения ведомого вала n = 6,2 больше предельно допустимого коэффициент запаса [n] = 1,5…1,7 [3, с. 205], следовательно, рассчитанный вал обладает достаточной усталостной прочностью.



9 Расчет шпоночных соединений


Проверяем на прочность шпоночное соединение шкива с ведущим валом по допускаемым напряжениям смятия [sСМ] = 100 МПа [3, с. 170]



,



где d = 40 мм – диаметр вала,

= 28 мм – общая длина шпонки,

h = 8 мм – высота шпонки,

t1 = 5 мм – глубина шпоночного паза на валу;

b = 12 мм – ширина шпонки.

Из расчёта видно, что напряжение смятия в шпоночном соединении не превышает предельно допустимого, т.е. sСМ = 77,9 МПа < [sСМ] = 100 МПа, следовательно шпоночное соединение удовлетворяет требованиям прочности при смятии.

Проверяем на прочность шпоночное соединение зубчатого колеса с ведомым валом



,



где d = 60 мм – диаметр вала,

= 50 мм – общая длина шпонки,

h = 11 мм – высота шпонки,

t1 = 7 мм – глубина шпоночного паза на валу;

b = 18 мм – ширина шпонки.

Из расчёта видно, что напряжение смятия в шпоночном соединении не превышает предельно допустимого, т.е. sСМ = 47,2 МПа < [sСМ] = 100 МПа, следовательно шпоночное соединение удовлетворяет требованиям прочности при смятии.



10 Выбор сорта масла, назначение посадок


Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до погружения колеса на всю длину зуба.

Устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях sН ≤ 470 МПа и средней скорости ≤ 5 м/с вязкость масла должна быть приблизительно равна 28×10-6 м2/с [3, с. 253, таблица 10.8].

В соответствии с этим принимаем масло индустриальное И-20А (по ГОСТ 20799-88) [3, с. 253, таблица 10.10].

Назначаем посадки подшипников, шестерен и зубчатых колес.

Посадки выбираем в соответствии с характером нагрузки на посадочные места валов. Внутренние кольца шарикоподшипников устанавли­ваем на валы с переходной посадкой (поле допуска посадочной поверхности вала – js6), наружные – с небольшим зазором (поле допуска посадочной поверхности корпуса – Н7).

Особенность сборки конического редуктора состоит в необходимости регулировки роликовых конических подшипников и конического зубчатого зацепления.

Для нормальной работы подшипников следует следить за тем, чтобы, с одной стороны, вращение подвижных элементов подшипников проходило легко и свободно и, с другой стороны, чтобы в подшипниках не было излишне больших зазоров. Соблюдение этих требований, т. е. создание в подшипниках зазоров оптимальной величины, производится с помощью регулировки подшипников, для чего применяют наборы тонких металлических прокладок, устанавливаемых под фланцы крышек подшипников. Необходимая толщина набора прокладок может быть составлена из тонких металлических колец толщиной 0,1; 0,2; 0,4; 0,8 мм.

Для регулирования осевого положения конической шестерни обеспечивают возможность перемещения при сборке стакана, в котором обычно монтируют узел ведущего вала редуктора. Это перемещение также осуществляется с помощью набора металлических прокладок, которые устанавливают под фланцы стаканов. Поэтому посадка таких стаканов в корпус должна обеспечивать зазор или в крайнем случае небольшой натяг .

В рассматриваемом редукторе подшипники ведущего вала установлены широкими торцами наружных колец наружу (рисунок 4). Схему такой установки называют установкой «враспор».

Рациональна конструкция, в которой подшипники установлены широкими торцами наружных колец внутрь. Схему такой установки называют установкой «врастяжку».

При консольном расположении шестерни повышается неравномерность распределения нагрузки по длине зуба шестерни. Это можно уменьшить за счет повышения жесткости узла. Конструкция по схеме «врастяжку» является более жесткой, чем конструкция по схеме «враспор».

К недостаткам схемы «врастяжку» относится то, что неоднородность нагрузки подшипников при установке по второй схеме возрастает.

Расчёт и конструирование редуктора завершаем вычерчиванием сборочного чертежа МКЦС.303000.001 СБ.

Проверка долговечности подшипников ведущего и ведомого конического вала

http://www.ce-studbaza.ru/werk.php?id=9210

Проверка долговечности подшипников ведущего и ведомого конического вала



Строим расчётную схему ведущего вала (см. рисунок 5)



Силы, действующие в зацеплении:



Ft = 971,5 Н

Fr1 = Fa2 = 328,3 Н

Fa1 = Fr2 = 131,3 Н



Нагрузка от ременной передачи FВ = 1307 Н.



Линейные размеры вала определим из первого этапа компоновки.

Реакции опор (левую опору обозначим индексом «2»).

В плоскости xz



RX1 ×50 – Ft ×85 = 0;

Н.

RX2 ×50 – Ft ×35 = 0;

Н.



В плоскости yz



;

;

;

Суммарные реакции



Н.

Н



Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников.



S2 = 0,83×е×Рr2 = 0,83×0,37×2365,3 = 726,3 Н;

S1 = 0,83×е×Рr1 = 0,83×0,37×3595,6 = 1104,2 Н



где е = 0,37 – параметр осевого нагружения для подшипников 7210.

Осевые нагрузки подшипников. В нашем случае



S1 < S2;

Fa > 0;

S2 – S1 = 377,9 > Fa

Тогда

Ра1 = S2 + Fa = 1104,2 – 131,3 = 368 Н;

Ра2 = S2 = 1104,2 Н



Рассмотрим левый подшипник (опору «2»).

Рассчитываем отношение Ра2 / Рr2





Так как отношение Ра2 / Рr2 < e = 0,37 , то при подсчёте эквивалентной нагрузки осевые силы не учитываем.

Эквивалентная нагрузка



РЭ2 = V × Pr2 × Кб × Кт = 1 ∙ 3595,6 × 1,2 × 1 = 4314,7 Н ≈ 4,315 кН.



где V = 1 [3, с. 213, таблица 9.18] – коэффициент, учитывающий характер нагружения колец (при вращающемся внутреннем кольце);

Кт = 1 [3, с. 213, таблица 9.18] – температурный коэффициент;

Кб = 1,2 [3, с. 213, таблица 9.18] – коэффициент безопасности, учитывающий кратковременные перегрузки.

Определяем расчётную долговечность, млн. об.;



млн. об.



где С = 56 кН = 56000 Н – динамическая грузоподъемность подшипника 7210.

Определяем расчётную долговечность, ч.



ч



Найденная долговечность приемлема, так как превышает [Lh] = 10000 ч.



Рассмотрим правый подшипник (опора «1»).

Рассчитываем отношение Ра1 / Рr1





Так как отношение Ра1 / Рr1 > e = 0,37 , то при подсчёте эквивалентной нагрузки осевые силы учитываем.



Эквивалентная нагрузка



РЭ1 = (X × V × Pr1 + Y × Pa1) × Кб × Кт =

= (0,4 × 1 × 2365,3 + 1,6 × 972,9) × 1,2 × 1 = 3003 Н ≈ 3 кН.



где V = Кт = 1 [3, с. 213, таблица 9.18.];

Кб = 1,2 [3, с. 213, таблица 9.18];

Х = 0,4 [3, с. 213, таблица 9.18.];

Y = 1,6 [3, с. 213, таблица 9.18].



Определяем расчётную долговечность, млн. об.;



млн. об.



где С = 56 кН = 56000 Н – динамическая грузоподъемность подшипника 7210.



Определяем расчётную долговечность, ч.



ч.



Найденная долговечность приемлема, так как превышает [Lh] = 10000 ч.



Проверка долговечности подшипников ведомого вала



Строим расчётную схему ведущего вала (см. рисунок 6)





Силы, действующие в зацеплении:



Ft = 971,5 Н

Fа = 328,3 Н

Fr = 131,3 Н



Осевая нагрузка от планшайбы FП = 2800 Н.

Линейные размеры вала определим из первого этапа компоновки.

Реакции опор (левую опору обозначим индексом «3»).

В плоскости xz



RX4 ×55 – Ft ×65 = 0;

Н;

RX3 ×55 – Ft ×120 = 0;

Н.



В плоскости yz



;

;

;



Суммарные реакции



Н;

Н



Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников.



S3 = 0,83×е×Рr3 = 0,83×0,9×2139 = 1597,8 Н;

S4 = 0,83×е×Рr4 = 0,83×0,9×1222 = 912,8 Н



где е = 0,9 – параметр осевого нагружения для подшипников 7213.

Осевые нагрузки подшипников. В нашем случае



Ра4 = S4 + Fa = 912,8 + 328,3 = 1241,1 Н;

Ра3 = S3 + FП = 1597,8 + 2800 = 4397,8 Н



Рассмотрим опору «3» как наиболее нагруженную.

Рассчитываем отношение Ра3 / Рr3





Так как отношение Ра3 / Рr3 > e = 0,9 , то при подсчёте эквивалентной нагрузки осевые силы учитываем.



Эквивалентная нагрузка



РЭ3 = (X × V × Pr3 + Y × Pa3) × Кб × Кт =

= (0,4 × 1 × 2139 + 1,69 × 4397,8) × 1,2 × 1 = 9945,4 Н ≈ 10 кН.



где V = Кт = 1 [3, с. 213, таблица 9.18.];

Кб = 1,2 [3, с. 213, таблица 9.18];

Х = 0,4 [3, с. 213, таблица 9.18.];

Y = 1,69 [3, с. 213, таблица 9.18].



Определяем расчётную долговечность, млн. об.;



млн. об.



где С = 76 кН = 76000 Н – динамическая грузоподъемность подшипника 7213.



Определяем расчётную долговечность, ч.



ч.



Найденная долговечность приемлема, так как превышает [Lh] = 10000 ч.



Уточненный расчет ведущего вала



Определим коэффициенты запаса прочности для опасного сечения ведущего вала, принимая, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, а касательные – по отнулевому (пульсирующему).

Назначаем материал вала – сталь 40Х, имеющую механические свойства:

Временное сопротивление на разрыв sв = 930 МПа;

Предел выносливости по нормальным напряжениям s-1 = 400 МПа;

Предел выносливости по касательным напряжениям t-1 = 232 МПа.



Запас усталостной прочности ведущего вала определяем в месте посадки подшипника опоры «2». В этом сечении действует максимальны изгибающий момент М = 317, 7 Н∙м и крутящий момент МКР = 74,8 Н∙м.

В качестве концентратора напряжений в месте посадки внутреннего кольца подшипника на вал выступает посадка с натягом.

Проверяем вал на усталостную прочность в опасном сечении при одновременном действии изгибающего и крутящего моментов. Для этого определяем коэффициент запаса усталостной прочности





где nσ – коэффициент запаса усталостной прочности при изгибе





σV – амплитуда цикла изгибных напряжений при симметричном цикле





W – момент сопротивления изгибу сечения вала;





d = 50 мм – диаметр вала в опасном сечении;

ks / εs = 4,5 [3, с. 554] – отношение эффективного коэффициента концентрации напряжений изгиба к фактору, учитывающему влияние размеров сечения вала на усталостную прочность;

Ψσ = 0,2 – коэффициент, учитывающий чувствительность материала вала к постоянным нагрузкам (для легированных сталей);

σm = σV = 25,8 МПа – среднее напряжение изгибного цикла при наличии осевой нагрузки.

nτ – коэффициент запаса усталостной прочности при кручении





τV – амплитуда цикла касательных напряжений при пульсирующем цикле





WК – момент сопротивления кручению сечения вала;





kτ / ετ = 3,1 [3, с. 554] – отношение эффективного коэффициента концентрации напряжений кручения к фактору, учитывающему влияние размеров сечения вала на усталостную прочность;

Ψτ = 0,1 – коэффициент, учитывающий чувствительность материала вала к постоянным нагрузкам (для легированных сталей);

τm = τV = 1,5 МПа – среднее напряжение цикла касательных напряжений.


Из расчёта видно, что фактический коэффициент запаса усталостной прочности для опасного сечения ведущего вала n = 3,1 больше предельно допустимого коэффициент запаса [n] = 1,5…1,7 [3, с. 205], следовательно, рассчитанный вал обладает достаточной усталостной прочностью.



Уточненный расчет ведомого вала



Определим коэффициенты запаса прочности для опасного сечения ведомого вала, принимая, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, а касательные – по отнулевому (пульсирующему).

Запас усталостной прочности ведущего вала определяем в месте посадки зубчатого колеса. В качестве концентратора напряжений в месте посадки колеса выступает шпоночный паз шириной b = 12 мм и глубиной t1 = 5 мм. В этом сечении действует максимальны изгибающий момент М = 137,7 Н∙м и крутящий момент МКР = 184,1 Н∙м.

Проверяем вал на усталостную прочность в опасном сечении при одновременном действии изгибающего и крутящего моментов. Для этого определяем коэффициент запаса усталостной прочности





где nσ – коэффициент запаса усталостной прочности при изгибе





σV – амплитуда цикла изгибных напряжений при симметричном цикле





W – момент сопротивления изгибу сечения вала;





d = 60 мм – диаметр вала в опасном сечении;

t1 = 5 мм – глубина шпоночного паза на валу;

b = 12 мм – ширина шпоночного паза;

ks / εs = 2,5 [3, с. 554] – отношение эффективного коэффициента концентрации напряжений изгиба к фактору, учитывающему влияние размеров сечения вала на усталостную прочность;

Ψσ = 0,2 – коэффициент, учитывающий чувствительность материала вала к постоянным нагрузкам (для легированных сталей);

σm = σV = 22 МПа – среднее напряжение изгибного цикла при наличии осевой нагрузки.

nτ – коэффициент запаса усталостной прочности при кручении





τV – амплитуда цикла касательных напряжений при пульсирующем цикле





WК – момент сопротивления кручению сечения вала;





kτ / ετ = 3,1 [3, с. 554] – отношение эффективного коэффициента концентрации напряжений кручения к фактору, учитывающему влияние размеров сечения вала на усталостную прочность;

Ψτ = 0,1 – коэффициент, учитывающий чувствительность материала вала к постоянным нагрузкам (для легированных сталей);

τm = τV = 7,3 МПа – среднее напряжение цикла касательных напряжений.


Из расчёта видно, что фактический коэффициент запаса усталостной прочности для опасного сечения ведомого вала n = 6,2 больше предельно допустимого коэффициент запаса [n] = 1,5…1,7 [3, с. 205], следовательно, рассчитанный вал обладает достаточной усталостной прочностью.

Расчет конической зубчатой передачи

http://www.ce-studbaza.ru/werk.php?id=9209

Расчет конической зубчатой передачи

Примем для шестерни и колеса одну и ту же марку стали с различной термообработкой.
Принимаем для шестерни сталь 40Х улучшенную с твердостью НВ 295; для колеса сталь 40Х улучшенную с твердостью НВ 270 [3, с. 34, таблица 3.3].
Определяем допускаемые контактные напряжения:

МПа.

где = 2НВ + 70 = 2270 + 70 = 610 МПа [3, с. 34, таблица 3.2.] - предел контактной выносливости материала колеса;
KHL = 1 [3, с. 34.] - коэффициент долговечности при длительной эксплуатации; [SH] = 1,15 - коэффициент безопасности [3, с. 34.].
Принимаем коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зуба при консольном расположении шестерни КН = 1,35 [3, с. 31, таблица 3.1.].
Принимаем коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию bRe = 0,285 (рекомендация ГОСТ 12289-76).
Определяем внешний делительный диаметр колеса по условию контактной прочности активных поверхностей зубьев

мм.

где Ка = 99 [3, с. 31] – коэффициент, учитывающий угол наклона зуба для прямозубых передач.
Определяем внешний окружной модуль

мм.

Округляем расчетное значение модуля до me = 6 мм по ГОСТ 9563-60* [3, с. 36.].
Определяем углы делительных конусов

tg 1 = u = 0,5
тогда
1 = аrctg 0,5 = 26,57° = 2633;
2 = 90° - 1 = 90° - 26,57° = 63,43 = 6326.

Определяем внешнее конусное расстояние Re и длину зуба b:

мм;
b = bReRe = 0,285167,7  50 мм.

Определяем внешние делительные диаметры шестерни и колеса

de1 = me  z1 = 6,0  25 = 150 мм.
de2 = me  z2 = 6,0  50 = 300 мм.

Определяем средние делительные диаметры шестерни и колеса

d1 = 2(Re - 0,5b)  sin1 = 2(167,7 - 0,550)  sin2633 = 127,66 мм.
d2 = 2(Re - 0,5b)  sin2 = 2(167,7 - 0,550)  sin6326 = 255,26 мм.

Определяем внешние диаметры шестерни и колеса (по вершинам зубьев)

dae1 = de1 + 2mecos1 = 150 + 26,0cos2633 = 160,73 мм.
dae2 = de2 + 2mecos2 = 300 + 26,0cos6326 = 305,37 мм.

Определяем средний окружной модуль

мм.

Определяем коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру



Определяем среднюю окружную скорость колес

м/с.

Для конических передач обычно назначают 7-ю степень точности.
Для проверки контактных напряжений определяем коэффициент нагрузки:
КН = КН  КН  КН = 1,23  1,0  1,05 = 1,3

где КН = 1,23 [3, с. 39, таблица 3.5.] - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба при bd = 0,39, консольном расположении колес и твердости НВ<350;
КН = 1,0 [3, с. 39, таблица 3.4.] - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями;
КН = 1,05 [3, с. 40, таблица 3.6.] - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении для прямозубых колес.
Проверяем контактное напряжение на активных поверхностях зубьев



Определяем окружную силу в зацеплении

Н;

Определяем радиальную силу для шестерни, равную осевой для колеса

Fr1 = Fa2 = Ft  tg  cos1 = 3133  tg20  cos2633 = 1020 Н;

Определяем осевую силу для шестерни, равную радиальной для колеса

Fa1 = Fr2 = Ft  tg  sin1 = 3133  tg20  sin2633 = 510 Н;

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба. Для этого определяем изгибное напряжение по формуле:

;

где KF = KF  KF = 1,38  1,45 = 2,00 - коэффициент нагрузки;
KF =1,38 [3, с. 43, таблица 3.7.] - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба при bd = 0,4, консольном расположении колес и твердости НВ<350;
KF = 1,45 [3, с. 53.] - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении для прямозубых колес 7-й степени точности;
F = 0,85 [3, с. 53.] - опытный коэффициент, учитывающий понижение нагрузочной способности конической прямозубой передачи по сравнению с цилиндрической;
YF – коэффициент формы зуба выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев.

Определяем эквивалентное число зубьев для шестерни



Определяем эквивалентное число зубьев для колеса



По эквивалентным числам зубьев определяем коэффициенты формы:

YF1 = 3,85 ; YF2 = 3,60 [3, с. 42].

Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба определяем по общей формуле:


где – предел изгибной выносливости для стали 40Х улучшенной при твердости НВ < 350 [3, с. 44, таблица 3.9.];

= 1,8НВ

[SF] – коэффициент безопасности;

[SF] = [SF][SF] = 1,75  1 = 1,75

[SF] = 1,75 [3, с. 44, таблица 3.9.] – для стали 40Х улучшенной при твердости НВ < 350;
[SF] = 1 [3, с. 44.] – для поковок и штамповок.

Определяем допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба для шестерни

МПа;

где – предел изгибной выносливости для стали 40Х улучшенной при твердости НВ=295

= 1,8НВ = 1,8295 = 531 МПа

Определяем допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба для колеса

МПа;

где – предел изгибной выносливости для стали 40Х улучшенной при твердости НВ=270.

= 1,8НВ = 1,8270 = 486 МПа
Определяем отношение для шестерни



Определяем отношение для колеса



Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, так как полученное отношение для него меньше.
Определяем напряжение для проверки зубьев колеса на выносливость по напряжениям изгиба.

МПа < [F2] = 278 МПа.

Из расчёта видно, что расчетные изгибные напряжения не превышают допускаемых для выбранного материала и термообработки, следовательно, рассчитанная передача удовлетворяет требованиям изгибной прочности.