123362 (689448), страница 3

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 3)

где F - радиальная сила в зацеплении, Н

F - Окружная сила в зацеплении, Н

a, b- расстояния от концов вала до места приложения сил, мм

E= 2*10 МПа – модуль упругости материала вала,

J - момент инерции, мм

L – суммарная длина вала, мм.

(49)

Рассчитаем прогибы:

Суммарный прогиб находим по формуле:

(50)

Допускаемый прогиб определяем по рекомендации с.323

[y]=0,01*m (51)

[y]=0,01*2,5=0,025мм

0,00936<0,025 – следовательно условие выполняется.

5.4 Проверочный расчет зубьев зубчатых колес на усталость по контактным напряжениям

Расчет ведем исходя из формулы источника

(52)

где E= 2*10 МПа – Модуль упругости материала зубчатого колеса,

Т- момент на валу, Н*м

K =1,1

d- делительный диаметр зубчатого колеса, мм

b- ширина венца зубчатого колеса, мм

U=1/i=2,82

Допустимое контактное напряжение находим по формуле:

(53)

434,32<1118МПа – условие выполняется.

1. Проверочный расчет по напряжениям изгиба

Определим расчетное напряжение изгиба по формуле:

= (54)

где = 4.1 – коэффициент формы зуба

= 3,75 – коэффициент формы зуба

= 342,9 МПа – допускаемое напряжение изгиба для шестерни,

= 371,43 МПа – допускаемое напряжение изгиба для колеса,

m – модуль зубчатого колеса,мм,

b – ширина венца зубчатого колеса,мм.

Определяем менее прочное звено:

/ =342,9/4,1=83,63 (55)

/ =371,43/3,75=99 (56)

Расчет будем производить по колесу;

=1 – (предварительно) коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев,

=1 - (для прямозубой передачи) коэффициент, учитывающий наклон зуба,

=2* / =2*216400/180 = 2404,44Н – окружная сила на начальной окружности,

=1 – коэффициент нагрузки,

Таким образом:

= = 166,89 МПа

То есть =166,89МПа много меньше =371,43 МПа, следовательно условие соблюдается.

6 Выбор и расчет подшипников

По определенным диаметрам выходных концов валов производим подбор подшипников, для установки валов в корпус коробки. Так как все передачи на валах являются прямозубыми, а валы расположены вертикально, то оптимальным вариантом являются шариковые радиально-упорные однорядные подшипники по ГОСТ 831 – 75.

Для третьего вала на оба выходных конца принимаем по ГОСТ 831 – 75 шариковый радиально-упорный однорядный подшипник 36306(К) со следующими основными размерами и характеристиками:

d = 30мм - номинальный диаметр отверстия внутреннего кольца,

D = 72мм - номинальный диаметр наружной цилиндрической поверхности наружного кольца,

B = 19мм – номинальная ширина подшипника,

С = 43800 Н – динамическая грузоподъемность,

С₀ =27600 Н – статическая грузоподъемность.

Произведем расчет данного подшипника для наиболее нагруженной фиксирующей опоры третьего вала :

= (57)

= (58)

Наиболее нагружена опора А.

Осевая составляющая:

=m*g=13*9,8=127,4Н (59)

Определим значение отношения , для определения значения параметра

= =0,0046, тогда =0.38 (60)

Определим значение следующего соотношения и сравним его со к

= =0,019 (61)

где V =1 – (при вращении внутреннего кольца по отношению к нагрузке) коэффициент вращения.

Так как =0 > =0.38, то значения коэффициентов в формуле для эквивалентной динамической нагрузки составят: X = 1, Y = 0.

Определим эквивалентную радиальную нагрузку из выражения:

= ( 62)

= 1*6670 Н

Для определения пригодности выбранного подшипника, определим расчетную динамическую грузоподъемность подшипника для данных условий нагружения и сравним со стандартной аналогичной грузоподъемностью выбранного подшипника.

Расчетная динамическая радиальная грузоподъемность:

= * (63)

где =6670 Н - эквивалентная динамическая радиальная нагрузка,

p = 3 - для шарикоподшипников,

= 10000 ч – продолжительность работы подшипника (долговечность),

n = 415,8мин^-1 – максимальная частота вращения вала, тогда

=6670* =41989 Н

То есть С = 43800Н > =41989 Н, что говорит о пригодности выбранного подшипника.

Для проверки подшипника по статической грузоподъемности, определим эквивалентную статическую нагрузку:

= = 0.6*6670+0.5*127,4=4065,7Н (64)

где = 0.6, =0.5 (для однорядных радиально-упорных шарикоподшипников).

=4067,7 Н < С₀ = 27600 Н – подшипник пригоден.

Для четвертого вала на оба выходных конца принимаем по ГОСТ 831 – 75 шариковый радиально-упорный однорядный подшипник 36306(К) со следующими основными размерами и характеристиками:

d = 30мм - номинальный диаметр отверстия внутреннего кольца,

D = 72мм - номинальный диаметр наружной цилиндрической поверхности наружного кольца,

B = 19мм – номинальная ширина подшипника,

С = 43800 Н – динамическая грузоподъемность,

С₀ = 27600 Н – статическая грузоподъемность.

Для второго вала на оба выходных конца принимаем по ГОСТ 831 – 75 шариковый радиально-упорный однорядный подшипник 46305(К) со следующими основными размерами и характеристиками:

d = 25мм - номинальный диаметр отверстия внутреннего кольца,

D = 62мм - номинальный диаметр наружной цилиндрической поверхности наружного кольца,

B = 17 мм – номинальная ширина подшипника,

С = 26900Н – динамическая грузоподъемность,

С₀ = 14600Н – статическая грузоподъемность.

7 Расчет шпоночного соединения

Передача крутящего момента с третьего вала на четвертый , происходит с помощью зубчатого колеса Z, которое крепится на ступице шестерни Z с помощью призматической шпонки.

Диаметр ступицы для посадки зубчатого колеса составляет d = 55мм, для которого по ГОСТ 23360 – 78 выбираем призматическую шпонку с размерами:

Сечение шпонки

b=16мм – толщина шпонки,

h=10мм – высота шпонки,

K=4.3мм – выступ шпонки от шпоночного паза.

Длину шпонки примем = 20 мм

Материал шпонки сталь 45 ГОСТ 1050 – 88, с допускаемым напряжением смятия [ ] = 90 МПа.

Принимая нагружение шпонки по длине равномерным, произведем расчет на смятие. Условие прочности на смятии имеет вид:

= < (65)

где , Нм – наибольший допускаемый вращающий момент,

=55 мм – диаметр вала под установку шпонки,

K=4.3мм – выступ шпонки от шпоночного паза.

L= 20мм – рабочая длинна шпонки,

T=216,4 кНм – крутящий момент на 4-ом валу,

[ ]=90 МПа - допускаемое напряжение смятия, тогда

= = 0,5*55*4,3* 20*90*10^-3=212,85 Нм,

т.е. =291,6 Нм < T_IV=216,4 кНм

Таким образом, условие прочности выполняется.

8 Расчет шлицевого соединения

Для передачи вращения между валами с помощью зубчатых передач, необходимо обеспечить неподвижность зубчатых колес относительно валов в окружном направлении, то есть отсутствие вращения зубчатых колес независимо от вала с этой целью будем использовать прямобочные шлицевые соединения.

По ГОСТ 1139 – 80 примем размеры прямобочных шлицевых соединений средней серии:

для вала 3: =8, =32мм, =36мм, =6мм, =0.4мм, =0.3мм

где - число зубьев шлицевого вала,

, мм - внутренний диаметр шлицев вала,

, мм - наружный диаметр шлицев вала,

, мм - толщина шлицев,

, мм - размер фаски,

, мм - размер закругления.

Для шлицевых соединений основным является расчет на смятие шлицев. Произведем расчет прочности шлицевого соединения 3–го вала. Условие прочности имеет вид:

= (66)

где , МПа – расчетное напряжение смятия

=216,4 к Нм – крутящий момент на 3-ем валу,

=0.85 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузок по рабочим поверхностям зубьев,

= , мм²/мм – (для прямоугольных зубьев) площадь всех боковых поверхностей зубьев с одной стороны на 1мм длины,

где =8 - число зубьев шлицевого вала

=32 мм - внутренний диаметр шлицев вала,

=36 мм - наружный диаметр шлицев вала,

=0.4 мм - размер фаски,

=0.3 мм - размер закругления, тогда

=80 мм – (длина ступицы блока) рабочая длина зуба,

= = =17 – для прямоугольных зубьев,

[ ]=10…20 МПа – допускаемое напряжение смятия боковых поверхностей зубьев.

Тогда

= = =10,4 мм²/мм

= = =17,99 МПа

Таким образом, =17,99 МПа < [ ]=10…20 МПа, то есть прочность соединения обеспечивается.

9 Описание системы управления и системы смазки

Описание системы управления

Для переключения подач, необходимо осуществлять перемещение одного двойного и одного тройного блока зубчатых колес. Управление коробкой подач осуществляется с помощью механизмов, которые работает по следующему принципу.

Переключение блоков находящихся на одном валу осуществляется по средствам рукоятки управления, которая при повороте вращает валик, который в свою очередь вращает шестерню, закрепленную на нем. Вращение шестерни передается зубчатой рейке, на которой закреплена вилка, передающая движение перемещения зубчатого блока по валу.

Описание системы смазки

Система смазки коробки скоростей предусматривает подвод необходимого количества смазочного материала к трущимся парам, распределение его по всей рабочей поверхности, очистку смазки.

Система смазки проектируемого узла представляет собой часть всей системы смазки станка. Смазка станка обеспечивается следующими системами:

- циркуляционной

- набивкой.

Циркуляционной системой осуществляется смазка коробки подач, скоростей, механизма подач. Масло подается плунжерным насосом, который крепится к нижней плите корпуса коробки скоростей и приводится в действие от эксцентрика, закрепленного на валу коробки скоростей. Подаваемое насосом масло поступает по трубкам, в которых сделаны прорези, на зубчатые колеса, валы, подшипники коробок скоростей и подач, сверлильной головки, затем стекает обратно в масляный резервуар.

Смазка подшипников шпинделя, подшипников привода коробки скоростей, коробки подач осуществляется набивкой консистентной смазкой «ЦИАТИМ 201».

Для обслуживания системы смазки необходимо заполнить масляный резервуар до уровня нижнего маслоуказателя маслом “Индустриальное 20А”. Уровень масла следует проверять по красной точке маслоуказателя до пуска станка или после его отключения через 10 - 15 минут (после стока масла в резервуар). При нормальной работе насоса масло должно непрерывно поступать в контрольный глазок. Смену масла рекомендуется производить первый раз после 10 дней работы, второй раз после 20 дней, а затем через каждые три месяца. Проверку системы смазки производить также через каждые три месяца.

10 Мероприятия по технике безопасности и охране окружающей среды

Эксплуатация металлообрабатывающего оборудования должна отвечать требованиям ГОСТ 12.2.009, СТ СЭВ 538, СТ СЭВ 539, СТ СЭВ 500, в соответствии, с которыми при работе на станках сверлильной группы предусматривается выполнение следующих требований:

1. Проверить, хорошо ли убрано рабочее место, и при наличии неполадок в работе станка в течении предыдущей смены ознакомиться с ними и с принятыми мерами по их устранению.

2. Проверить состояние решетки под ногами, ее устойчивость.

3. Проверить состояние ручного инструмента.

4. Привести в порядок рабочее место: убрать все лишнее, подготовить и аккуратно разложить необходимые инструменты и приспособления так, чтобы было удобно и безопасно ими пользоваться.

5. Проверить состояние местных грузоподъемных устройств.

6. Проверить состояние станка: убедиться в исправности электропроводки, заземляющих проводов.

7. На холостом ходу проверить исправность кнопок “Пуск” и “Стоп”.

8. Подготовить средства индивидуальной защиты и проверить их исправность.

9. Масса и габаритные размеры заготовок должны соответствовать паспортным данным станка.

10. При обработке заготовок массой более 16кг устанавливать и снимать с помощью грузоподъемных устройств, причем не допускать превышения нагрузки, установленной на них.

11. При необходимости пользоваться средствами индивидуальной защиты. Запрещается работать в рукавицах и перчатках, а также с забинтованными пальцами без резиновых напальчников.

12. Перед каждым включением станка убедиться, что его пуск ни для кого не опасен.

Характеристики

Список файлов курсовой работы