МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ УКРАИНЫ

ДОНЕЦКИЙ НАЦИОНАЛЬНИЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

Факультет механический

Кафедра "Металлорежущие станки и системы"

 

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

По предмету: "Оборудование и транспорт механообрабатывающих цехов"

на тему: "Расчет коробки подач горизонтально-расточного станка"

ПК.04.29.72.00.000.ПЗ

 

 

Выполнил:

студент гр. МС 02-б Меляновский И.В.

Консультант

Доц. Цокур В.П

Нормоконтролер ЦокурВ.П

 

 

Донецк 2006

РЕФЕРАТ

 

Курсовой проект: 28 с., 4 табл., 5 рис., 8 источников, 3 приложения.

Объект исследования – коробка подач горизонтально-расточного станка.

В курсовом проекте выбран электродвигатель, определены передаточные отношения каждой ступени коробки, а также мощности, крутящие моменты, частоты вращения каждого вала. Рассчитаны модули для каждой передачи. Определены основные размеры зубчатых колес. Спроектированы передачи и проведен расчет выходного вала, так как он является наиболее нагруженным. Выбрана система смазки и смазочный материал деталей станка. Выбраны электромагнитные муфты и подшипники качения, а также выбраны и рассчитаны шпоночные соединения. Выполнены чертежи развертки коробки подач, общего вида горизонтально-расточного станка, кинематическая схема и график подач.

СТАНОК, ВАЛ, ЗУБЧАТОЕ КОЛЕСО, ПОДШИПНИК, ПОДАЧА, СУППОРТ, СИСТЕМА СМАЗКИ.

 

ЗАДАНИЕ

 

Спроектировать механическую коробку подач горизонтально-расточного станка.

Исходные данные:

Основной размер станка: d=160мм.

Знаменатель геометрической прогрессии: φ=1,41.

Вес подвижных частей 100 кг.

Шероховатость поверхности, обрабатываемой на данном станке: R_a=2.5мкм.

Предельные значения подачи: S_min =0,05мм/об, S_max =5мм/об.

 

СОДЕРЖАНИЕ

 

Введение

1. Обоснование выбора предельных режимов резания

2. Определение диапазона регулирования подач

3. Выбор структурной формулы коробки подач

4. Выбор чисел зубьев зубчатых колес коробки подач

5. Расчет эффективной мощности коробки подач

6. Расчет модулей зубчатых колес

7. Определение параметров зубчатых колес

8. Определение параметров валов

8.1 Уточненный расчет вала

8.2 Расчет вала на усталость

9. Выбор элементов передающих крутящий момент

10. Выбор подшипников

11. Определение системы смазки обеспечивающих заданную точность обработки

Заключение

Список использованных источников

 

ВВЕДЕНИЕ

 

В настоящее время наблюдается тенденция на повышение уровня автоматизации производственных процессов. В производство все более внедряется автоматизированное оборудование, работающее без непосредственного участия человека или значительно облегчающее труд рабочего. Это позволяет значительно сократить трудоемкость производственного процесса, снизить себестоимость выпускаемой продукции, увеличить производительность труда. Поэтому главная задача инженеров—разработка автоматизированного оборудования, расчет его основных узлов и агрегатов, выявление наиболее оптимальных технических решений и внедрение их в производство.

Целью данного курсового проекта является разработка механической коробки подач горизонтально-расточного станка, переключение передач в которой осуществляется при помощи механики.

Привод подач предназначен для сообщения рабочего движения инструменту при обработке и изменения скорости его движения при неизменной частоте вращения шпинделя. Крутящий момент передается коробке подач от электродвигателя через коробку скоростей. После прохождения через коробку подач крутящий момент передается ходовому валу а от ходового вала – фартуку, в котором крутящий момент и частота вращения окончательно преобразуются до требуемых значений зубчатой шестерни реечной передачи обеспечивающей требуемую скорость движения суппорта.

Расчет коробки подач включает определение диапазона регулирования подач, построение структурной сетки и в соответствии с ней графика подач и кинематической схемы, определение чисел зубьев зубчатых колес коробки, определения передаточного отношения постоянной передачи фартука, определения требуемой эффективной мощности коробки подач, определения модулей и параметров зубчатых колес, определение параметров валов и уточненный расчет на усталость самого нагруженного вала, выбор шпоночных или шлицевых соединений передающих крутящий момент, выбор подшипников опор валов, выбор системы смазки, расчет динамических характеристик обеспечивающих заданную точность обработки.

 

1. ОБОСНОВАНИЕ ВЫБОРА ПРЕДЕЛЬНЫХ РЕЖИМОВ РЕЗАНИЯ.

 

Определяем предельные значения размеров обрабатываемой заготовки.

Наибольший рекомендуемый диаметр растачивания обрабатываемой детали:

 

D_max=320 мм

 

Наименьший диаметр обрабатываемой детали:

 

D_min=0.2D=0.2•320=64 мм.

 

Определим режимы обработки и соответствующие им способы обработки. В качестве исходного материала при выборе режимов обработки принимаем сталь 45 σ_в=600 мПа, и чугун СЧ (НВ160).

Принимаем 6 видов операций возможных на данном станке и для них, в соответствии с рекомендацией (1), выберем значения режимов обработки в соответствии с видом обработки и материалом режущего инструмента. Полученные данные заносим в таблицу 1.

Определим значение скорости по формуле:

 

 

где Т=30-60 мин – среднее значение стойкости инструмента;

x,y,m – показатели степени;

 

K_v = K_myK_nvK_uv

 

Где K_my – коэффициент учитывающий влияние материала заготовки;

K_nv – коэффициент учитывающий состояние поверхности;

K_uv – коэффициент учитывающий материал инструмента;

S – подача станка, мм/об

t – глубина резания, мм

 

Таблица 1 – Режимы резания при различных способах обработки.

Вид обработки	Материал режущего инструм.	Сталь 45						Чугун СЧ140
		черновая			чистовая			черновая			чистовая
		v	t	s	v	t	s	v	t	s	v	t	s
Развертывание	Т5К10	105	4	0,4	120	0,5	0,14	87	3	0,28	103	0,35	0,1
Растачивание	Т5К10	63	2	0,2	85	0,3	0,1	49	2	0,2	60	0,2	0,1
Отрезание	Т15К6	45	4	0,28	-	-	-	32	4	0,14	-	-	-
Сверление	Р6М5	30	5	0,56	-	-	-	25	5	0,4	-	-	-
Зенкерование	Р6М5	15	0,8	3,55	-	-	-	10	0,8	2,5	-	-	-
Резьбонарез.	Р6М5	40	0,5	4,8	45	0,2	2,5	35	0,3	3,55	40	0,2	3,55
Подрезка торца	Т5К10	70	2	0,8	174,6	0,3	0,56	55	2	0,4	98	0,7	0,2

 

2. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДИАПАЗОНА РЕГУЛИРОВАНИЯ ПОДАЧ

 

Определяем диапазон регулирования подач по формуле:

 

 

где минимальное значение подачи принимаем S_min=0.05мм/об принимаем с учетом заданной шероховатости обработанной поверхности.

Определяем число ступеней коробки подач:

 

 

Принимаем Z=15.

 

3. ВЫБОР СТРУКТУРНОЙ ФОРМУЛЫ КОРОБКИ ПОДАЧ

 

По числу ступеней коробки подач и знаменателю геометрической прогрессии φ=1,41 из таблицы 5.1 (2, с.24) выбираем вид структуры БIII-1. При этом структурная формула имеет вид: Z= 3•(0+2+3)

По рисунку 5.5 (2, с. 28) выбираем типовую кинематическую схему привода:

 

Рисунок 3.1 – Типовая кинематическая схема привода.

 

По таблице 5.1 выбираем следующие параметры коробки подач:

КШ=20 – число шестерен коробки;

КВ=5 – количество валов коробки подач;

Z_кц=6 – количество ступеней подачи передаваемых по короткой кинематической цепи;

В соответствии со знаменателем прогрессии φ=1,41 выбираем стандартный ряд подач:0,05; 0,071; 0,1;0,14;0,2;0,28;0,4;0,56;0,8;1,12;1,6;2,24;3,15;4,5;5.

Строим структурную сетку и график подач по полученным данным.

 

Рисунок 3.2 – Структурная сетка коробки подач.

 

Рисунок 3.3 – График подач горизонтально-расточного станка.

 

Определяем передаточное отношение постоянной передачи фартука редуктора суппорта. Зная передаточные отношения, соответствующие наименьшему значению подачи из графика подачи S_min=0.05мм/об, и приняв число зубьев зубчатой шестерни реечной передачи Z_ш.р.=11, модуль m=5мм, получим выражение для определения передаточного числа постоянной передачи фартука суппорта:

 

 

откуда определим:

 

 

Передаточное число постоянной передачи:

 

 

Структурная сетка и график подач приведены на рисунках 3.2 и 3.3.

 

4. ВЫБОР ЧИСЕЛ ЗУБЬЕВ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС КОРОБКИ ПОДАЧ

 

Исходя из найденных по графику подач передаточных отношений а также из кинематической схемы коробки определяем числа зубьев зубчатых колес. Например между I и II валами передаточные отношения i₁=1, i₂=0.709, i₃=0,503. По таблице 6 (3, с. 102-103) определяем числа зубьев Z₁=24, Z₂=24, Z₃=20, Z₄=28, Z₅=16, Z₆=32. Аналогично определяем числа зубьев всех остальных передач по их передаточным отношениям, полученные числа зубьев заносим в таблицу 4.1.

 

Таблица 4.1 – Числа зубьев зубчатых колес.

Направление передачи (валы)	I – II	II - III	II – IV	IV - V	V - III
Передаточные отношения
Числа зубьев	; ;	;			; ;
ZΣ	48	68	80		84

 

5. РАСЧЕТ ЭФФЕКТИВНОЙ МОЩНОСТИ КОРОБКИ ПОДАЧ

 

Эффективная мощность коробки подач определяется по формуле:

 

 

где Q - тяговое усилие на рейке, Н

V_s – скорость движения суппорта при заданных режимах резания, мм/мин

 

V_s=s∙n

Где n=

 

Значение Q для комбинированных направляющих определяем по формуле:

 

Q=μ(P_z+G)+kP_x

 

Где μ - коэффициент трения в направляющих; μ = 0,15-0,18. Принимаем μ =0,165.

P_z – усилие резания. Определяем по формуле:

 

P_z=10C_pzt^xs^yvⁿk_p

 

Для определения усилия резания выбираем наиболее тяжелые условия резания – обработка углеродистой стали 45 диаметром 100 мм при t=5 мм и подаче s=1,12мм/об.

По таблице 22 (1, с. 273) определяем коэффициенты C_pz=300, х=1,0, у=0,75, n=-0.15.

Коэффициент k_p определяем по формуле:

 

k_p=k_MPk_φpk_γpk_λpk_rp

 

где k_MP – коэффициент влияния обрабатываемого материала k_MP=1.

k_φp, k_γp, k_λp, k_rp - коэффициенты влияния геометрических параметров инструмента

 

k_φp =k_γp =k_λp =k_rp=1.

 

V – скорость резания, м/с. Определяем по формуле:

 

 

где по таблице 17 (1, с. 269) определяем С_v=340; х=0,15; у=0,45; m=0.2.

T – стойкость резца, мин. Т=45 мин.

 

k_v=k_mvk_nvk_uv

 

k_mv – коэффициент учитывающий влияние материала заготовки, k_mv=1(1, табл.1, с.261),

k_nv – коэффициент учитывающий состояние поверхности заготовки, k_nv=0,9.

k_uv – коэффициент учитывающий влияние материала инструмента, k_uv=0,65 при обработке конструкционной стали резцом Т5К10.(1, табл. 6).

 

k_v=1•0,9•0,65=0,585

мм/мин

n= =220.8 об/мин

 

принимаем n=200 об/мин.

 

V_s=1,12∙200=224мм/мин

P_z=10•300•5¹•1,12^0,75•69,342^-0,15•1=9511,5 Н

 

G – сила тяжести подвижных частей суппорта, Н

 

G=mg=100∙9.81=981H

k=1.15

P_x=0.4P_z=0.4∙9511.5=3804.6H

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

кВт

 

где η – КПД цепи подачи. Принимаем η=0,15.

 

 

Определяем мощности на валах коробки:

 

N_I=N_З=1.486 кВт

N_II=N_I∙η_п∙η_зп=1,486∙0,97∙0,99=1,43кВт

N_IV= N_II∙η_п∙η_зп=1,43∙0,97∙0,99=1,37кВт

N_V= N_IV∙η_п∙η_зп=1,37∙0,97∙0,99=1,31кВт

N_III= N_V∙η_п∙η_зп=1,31∙0,97∙0,99=1,254кВт

 

6. РАСЧЕТ МОДУЛЕЙ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС

 

При расчете зубчатых колес коробки подач модуль рассчитывается для каждой из передач в отдельности исходя из прочности зубьев на изгиб, а также исходя из усталости поверхностных слоев.

Для стальных прямозубых колес формула для определения модуля имеет вид:

 

 

где σ_F – допускаемые напряжения на изгиб Н/см². σ_F=435 Н/см²,

Y_F – коэффициент формы зуба.

z – число зубьев шестерни (меньшего колеса)

ψ – коэффициент ширины зубчатого колеса.

 

ψ=

 

где b – ширина шестерни, мм

Принимаем ψ=8.

k – коэффициент нагрузки который учитывает изменение нагрузки по сравнению с номинальной от действия различных факторов; k=1,4(3, с. 151).

Для каждой из передач определяем модули.

Для передачи I – II модуль будет равен:

 

мм

 

Для передачи II – IV:

мм

 

для передачи IV – V :

 

мм

 

для передачи V-III:

 

мм

 

для передачи II-III:

 

мм

 

Для всех передач в коробке подач принимаем m=4мм.

 

7. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПАРАМЕТРОВ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС

 

К основным параметрам зубчатых колес относятся модуль, межосевое расстояние, ширина зубчатых колес, диаметр делительной окружности, диаметр вершин зубьев и диаметр впадин зубьев.

Межосевое расстояние для каждой из рассчитываемых передач определяется по формуле:

 

a_W=

 

Для первой передачи с передаточным отношением i ₁ =1 и числами зубьев Z₁=24, Z₂=24 межосевое расстояние будет равно:

 

a_W=  мм

 

Диаметр делительной окружности зубчатых колес определяется по формуле:

 

d_wi=mZ_i

d_w1= d_w2=4∙24=96мм

 

Диметр вершин зубьев :

 

d_ai= d_wi+2m

d_a1= d_a2=96+2∙4=104мм

 

Диаметр впадин зубьев:

 

d_fi= d_wi-2.5m

d_f1= d_f2=96-2.5∙4=86мм

 

Зная коэффициент ширины зубчатого колеса ψ=8, определим ширину зубчатого колеса:

 

b_i= ψ∙m_i

b₁=8∙4=32мм.

 

Полученные значения параметров зубчатых колес для всех передач коробки подач заносим в таблицу 7.1

 

Таблица 7.1 – Значение параметров зубчатых колес.

№	Передаточное отношение	Валы	Zi	ZΣ	mi,мм	aw,мм	dwi,мм	dfi,мм	dai,мм	bi,мм
1	i1=1	I-II	24	48	4	96	96	86	104	32
2			24	48	4	96	96	86	104	32
3	i2=1/1,41		20	48	4	96	80	70	88	32
4			28	48	4	96	112	102	120	32
5	I3=1/1,98		16	48	4	96	64	54	72	32
6			32	48	4	96	128	118	136	32
7	I6=1/3,95	II-IV	16	80	4	160	64	54	72	32
8			64	80	4	160	256	246	264	32
9	I7=1/3.95	IV-V	16	80	4	160	64	54	72	32
10			64	80	4	160	256	246	264	32
11	I8=1,98	V-III	49	84	4	168	196	186	204	32
12			35	84	4	168	140	130	148	32
13	I9=1/1.41		28	84	4	168	112	102	120	32
14			56	84	4	168	224	214	232	32
15	I10=1/3.95 i8=1/2,8		17	84	4	168	68	58	76	32
16		II-III	67	84	4	168	268	258	276	32
17	I4=1		34	68	4	136	136	126	144	32
18			34	68	4	136	136	126	144	32
19	I5=1/2,8		18	68	4	136	72	62	80	32
20			50	68	4	136	200	190	208	32

 

8. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПАРАМЕТРОВ ВАЛОВ

 

Находим момент крутящий на выходном валу:

 

 

Определяем номинальный момент на валах по формуле:

 

 

Определим минимальные диаметры валов, допускаемые по прочности по формуле:

 

 

Из конструктивных соображений принимаю диаметр первого вала: d=32мм.

 

 

Принимаю диаметр второго вала: d=34мм

 

 

Принимаю диаметр четвертого вала: d=30мм

 

 

Принимаю диаметр пятого вала: d=42мм

 

 

Принимаю диаметр третьего вала: d=50мм.

 

8.1 Уточненный расчет вала

 

Уточненный расчет выполняем для пятого вала.

Для проверочного расчета строим эпюру нагружения этого вала. Размеры вала определяем исходя из ширины зубчатых колес и ширины подшипников.

Определим силы действующие в зубчатом зацеплении. При расчетной схеме нагружения в зацеплении участвует передача с передаточным отношением i₆=1/1,41, параметры зубчатых колес которой приведены в таблице 7.1.

Определяем окружную силу в зацеплении по формуле:

 

F_t= H

 

Определяем радиальную силу:

 

F_r=F_ttgα,

 

Где α – угол профиля зубьев. α=20⁰

 

F_r=2458,95∙tg20⁰=894,98 Н.

 

Рассмотрим данную расчетную схему вала в двух плоскостях: горизонтальной и вертикальной, в которых действуют радиальная и окружная силы.

 

Рисунок 8.1 – Схема нагружения и эпюры крутящих и изгибающих моментов рассчитываемого вала.

Составим уравнение равновесия вала в вертикальной плоскости.

 

ΣМ_А^В=0;

F_t585-R_B^B618=0;

ΣМ_B^В=0;

-F_t 33+R_A^B618=0;

 

По найденным реакциям строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости.

Составим уравнение равновесия в горизонтальной плоскости.

 

ΣМ_А^Г=0;

F_r 585 – R_B^Г 618=0;

ΣМ_В^Г=0;

-F_r 33 + R_А^Г 618=0;

Н

 

Суммарный изгибающий момент в опасном сечении вала:

 

М_изг=

 

Эквивалентный момент в опасном сечении вала:

 

М_экв=

 

Проверяем диаметр вала в опасном сечении:

 

d_в=10 =

 

8.2 Расчет вала на усталость

 

Усталостный расчет вала выполняется как проверочный. Он заключается в определении расчетных коэффициентов запаса прочности в предположительно опасных сечениях.

При расчете принимаем, что напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, а напряжения кручения – по отнулевому циклу.

Амплитудные значения напряжений изгиба и кручения определяются по формулам:

 

s_а =

t_а =

 

где М – изгибающий момент в сечении; W_нетто – момент сопротивления сечения изгибу, W_кнетто – момент сопротивления сечения кручению;

Момент сопротивления сечения изгибу для сечения со шпоночным пазом определяется по формуле:

 

W_нетто=  

W_нетто= =10747,05 мм³

 

Момент сопротивления сечения кручению определяется по формуле:

W_нетто=  

W_кнетто =

s_а = = 8,036 МПа

t_а = = 54,6 МПа

 

Коэффициенты запаса усталостной прочности определяются по формуле:

- по нормальным напряжениям

 

n_s =

- по касательным напряжениям

 

n_t =

 

где s_-1, t_-1 – пределы выносливости для стали 40, определяется по таблице 7 [5, с. 11],

 

s_-1 = 340 МПа, t_-1 = 200 МПа;

 

e_s, e_t - коэффициенты, учитывающие влияние абсолютных размеров вала, определяются по таблице 15 [5, с. 11], e_s = e_t = 0.81;

(к_s)_d, (к_t)_d – коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и

кручении с учетом влияния шероховатости поверхности;

b - коэффициент упрочнения поверхности, b = 1 – при улучшении;

s_а, t_а – напряжения изгиба и кручения;

y_s, y_t - коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла напряжений, определяется по таблице 9 [5, с. 11],

 

y_s = 0.05, y_t = 0;

s_m = 0;

t_m = t_а.

 

Коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении с учетом влияния шероховатости поверхности определяются по формулам:

 

(к_s)_d = к_s + -1

(к_t)_d = к_t + - 1

 

где к_s, к_t - эффективные коэффициенты концентрации напряжений, определяются по таблице 18 [5, с. 31], к_s= 1,6, к_t = 2,45;

,  - коэффициенты влияния шероховатости поверхности,

определяются по таблице 20 [5, с. 32], = = 1.

Определяем (к_s)_d:

 

(к_s)_d = 1,6 + 1 – 1 = 1,6

 

Определяем (к_t)_d:

 

(к_t)_d = 2.45 + 1 –1 = 2,45

 

определяем n_s:

 

n_s =  =20,5

 

Определяем n_t:

 

n_t =  = 6,227

 

Общий запас прочности определяется по формуле:

 

n =

n =  = 5,95

 

n≥[n]=1.5…2.5, т. е. условие выполняется.

 

9. ВЫБОР ЭЛЕМЕНТОВ ПЕРЕДАЮЩИХ КРУТЯЩИЙ МОМЕНТ

 

К элементам передающим крутящий момент относят детали в соединениях зубчатых колес с валами, передающие крутящий момент, и электромагнитные муфты.

В качестве сединительных элементов в соединении зубчатых колес с валами принимаем шпоночные и шлицевые соединения.

Для блока шестерен Z₁ Z₃ Z₅ расположенного на первом валу выбираем размеры шлицев: D=6x26x32

Для блока шестерен Z₁₇ Z₁₉ расположенного на втором валу выбираем размеры шлицев: D=6x26x32

Для блока шестерен Z₁₁ Z₁₃ Z₁₅ расположенного на пятом валу выбираем размеры шлицев: D=8x36x42

Для зубчатых шестерен Z₂ Z₄ Z₆ на втором валу диаметром 25мм шпонки имеют следующие размеры:

bxhxl=8x7x28мм, t₁=4мм, t₂=3.3мм

для шестерни Z₈ и Z₉ на четвертом валу:

bxhxl=8x7x28мм, t₁=4мм, t₂=3.3мм

для шестерни Z₁₀ на пятом валу:

bxhxl=12x8x28мм, t₁=5мм, t₂=3.3мм.

для крепления зубчатых колес Z₁₂ Z₁₄ Z₁₆ Z₁₈ Z₂₀ на третьем валу:

bxhxl=14x9x36мм t₁=5.5мм, t₂=3.8мм

Проверяем выбранные шпонки на прочность.

Шпонки подлежат проверке на смятие, которая проводится по формуле:

 

s_см =  £ [s_см]

 

где М_кр –крутящий момент на валу, принимается согласно таблицы 1.2;

d – диаметр вала; h – высота шпонки; l_р – рабочая длина шпонки; [s_см] – допускаемые напряжения смятия для материала шпонки, для стали [s_см] = 150 МПа.

Рабочая длина шпонки определяется по формуле:

 

l_р = l_шп – b

 

где l_шп – длина шпонки; b – ширина шпонки.

- для шпонки 8x7x28 ( вал 2;4)

 

l_р = 28 – 8 = 20 мм

s_см = =16,6 £ 150 Мпа

 

- для шпонки 12x8x36 ( вал 5)

 

l_р = 36 – 12 = 24 мм

s_см =  =116,5 £ 150 Мпа

 

- для шпонки 14x9x36 (вал 3)

 

l_р = 36 – 14 = 22 мм

s_см =  = 133,1 £ 150 Мпа

 

Все выбранные шпонки соответствуют условию прочности при проверке на смятие.

Выбранное шлицевое соединение проверяется на смятие рабочих поверхностей шлицев по формуле:

 

де - - коэффициент, который учитывает неравномерное распределение нагрузки между шлицами (обычно принимают 0,75);

D, d, z – размеры сечения соединения (внешний, внутренний диаметры и количество шлицев); f – размер фаски по длине шлица, мм; l p – рабочая длина шлицев , мм; [ зм] – напряжение смятия, которое допускается, 15МПа (табл. 7.2).

Рабочая длина шлицев определяется конструкцией соединений и чаще всего равняется длине ступицы детали, которая монтируется.

Для первого вала D=6x26x32:

 

 

Для второго вала D=6x26x32:

 

 

Для пятого вала D=8x36x42

 

 

Все выбранные шлицы соответствуют условию прочности при проверке на смятие.

 

10. ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ

 

Для выбора подшипников опор валов определяем диаметры шипов валов, которые определяются по формуле:

 

d_ш=(0,8…0,9) d_в

d_шI=(0,8…0,9) 20=16…18мм

d_шII=(0,8…0,9)25=20…22,5мм

d_шIII=(0,8…0,9)50 =40…45мм

d_шIV=(0,8…0,9)30=24…27мм

d_шV=(0,8…0,9)40=32…36мм

 

Учитывая элементы расположенные на валах а также по полученным диаметрам шипов, выбираем подшипники, параметры которых сносим в таблицу 12.1.

 

Таблица 10.1 – Параметры подшипников на валах коробки подач.

№ вала	Подшипник	Внутренний диаметр d, мм	Наружый диаметр D, мм	ширина кольца B, мм	статическая грузоподъе мность C0,кН	Динамическая Грузоподъе мность C
1	46205	25	52	15	8,34	15,700
2	46205	25	52	15	8,34	15,700
3	46209	45	85	19	23,1	38,700
4	46205	25	52	15	8,34	15,700
5	46207	35	72	17	16,4	29,000

 

11. ОПРЕДЕЛЕНИЕ СИСТЕМЫ СМАЗКИ

 

Смазочная система станка служит для подачи смазочного материала ко всем трущимся поверхностям.

Существует несколько схем подвода смазочного материала к трущимся поверхностям. Индивидуальная схема служит для подвода смазочного материала к одной смазочной точке, централизованная к нескольким точкам. В нераздельной схеме нагнетательное устройство присоединено к смазочной точке постоянно, в раздельной оно подключается только на время подачи смазочного материала. В проточной системе жидкий или пластичный материал используется один раз. В циркуляционной системе жидкий материал подается повторно. В системах дроссельного дозирования объем смазочного материала , подаваемого к смазочной точке регулируется дросселем. В системах объемного дозирования могут регулироваться не только доза, но и частота подачи. В комбинированных системах могут быть предусмотрены объемное и дроссельное регулирование одно- и двухматериальные питатели. Системы с жидким смазочным материалом в зависимости от способа его подачи к поверхностям трения могут быть разбрызгивающими, струйными, капельными, аэрозольными.

Для смазки данного станка принимаем импульсную смазочную систему, в которой смазочный материал ко всем поверхностям трения подается одновременно. Схема импульсной системы приведена на рисунке 13.1, где 1 – указатель уровня смазочного материала; 2 – приемный фильтр; 3 – насос; 4 – фильтр напорной магистрали; 5 – манометр; 6 – смазочный дроссельный блок с ротаметрическими указателями; 7 – реле расхода смазочного материала; 8 – точки смазывания; 9 – указатель потока; 10 – точки смазывания с форсункой; 11 – точки смазывания; 12 – смазочный дроссельный блок; 13 – сливной магнитосетчатый фильтр; 14 – предохранительный клапан;15 – реле уровня; 16 – фильтр; 17 – резервуар.

Рисунок 11.1 – Схема импульсной централизованной смазочной системы

 

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

 

В результате проделанной работы был произведен расчет коробки подач, выбор и расчет параметров отдельных ее элементов: подшипников качения, служащих опорами валов; системы смазки и смазочного материала, обеспечивающих непрерывный подвод смазочного материала ко всем механизмам станка. Был произведен расчет критической скорости скольжения по характеристикам трения и по жесткости привода, значения которой меньше скорости движения суппорта, что обеспечивает равномерность его