Технологический процесс обработки корпуса вентиля гидравлического клапана



Рисунок 3.8 - Расположение пластин

В данном сверле применяется применяется НМП шестигранной формы с углом при вершине 80° /10/. Графическое изображение пластины представлено на рисунке 3.9.

Рисунок 3.9 - Шестигранная пластина

Таким образом, обозначение переферийной пластины WCMX 040208-85, пластины центральной WCMX 030208-86 по рекомендации фирмы SECO /21/.

Материал режущей части - твердый сплав HBA(HW). Твердые сплавы содержат в основном карбит вольфрама (WC). Это универсальная марка для обработки для обработки на средних скоростях резания. Рекомендуемый для центральной и переферийной пластины сплав HBA анологичен сплаву ВК6. Механические свойства сплава ВК6 приведены в таблице 3.1

Таблица 3.1 - Механические свойства сплава ВК6

Предел прочности при изгибе, МПА	Плотность, кт/м	Твердость, НRС
1519	(14.5-15.0)

Крепление пластины осуществляется винтом с конической головкой. Установочной базой при закреплении МНП является основание гнезда. Боковые поверхности гнезда выполняют роль упорных базирующих поверхностей. Ось резьбового отверстия в основании гнезда, куда вворачивается зажимной винт, смещена относительно оси отверстия в МНП на 0,2 - 0,3 мм.

Вследствие этой несоосности головка зажимного винта при закреплении поджимает МНП к боковым поверхностям гнезда крепления, что обеспечивает фиксацию положения МНП. Крепление МНП показано на рисунке 3.10

Рисунок 3.10 - Крепление МНП винтом с конической головкой

1 - Корпус сборного инструмента;

2 - Зажимной винт;

3 - Сменная многогранная пластина;

Диаметр сердцевины сверла влияет на жесткость и виброустойчивость сверла в работе, а следовательно на его стойкость. С увеличением диметра сердцевины жесткость и прочность сверла возрастает, что способствует увеличению стойкости. Однако при чрезмерном увеличении диаметра сердцевины ухудшается отвод стружки, увеличивается длина поперечной кромки, осевое усилие и теплообразование, что вызывает соответсвующее снижение стойкости. В результате для определения условий обработки можно найти оптимальное решение - значение диаметра сердцевины.

Для повышения жесткости и виброустойчивости корпуса сверла с МНП сердцевина увеличивается до 0,25D, где D - диаметр сверла. Значит, диаметр сердцевины будет равен:

Диаметр сердцевины в исходном торцевом смещении находим по формуле 3.13.

(3.13)

где - угол режущей части, который из-за геометрии выбранной пластины равен 80°.

Так как для повышения жесткости и виброустойчивости корпуса длина рабочей части сверла принимается значительно меньше, чем для сверл из быстрорежущей стали. Для сверл работающего без кондуктора:

(3.14)

где l0 - длина рабочей части

l - глубина сверления;

1,5d прибавка на переточку сверла, а так как МНП не перетачивают, а восстанавливают либо заменяют, то запас на переточку нецелесообразен. Следовательно

Длина рабочей части , угол наклона винтовой канавки сверла диаметром свыше 15 мм для цветных металлов рекомендуют .

Хвостовик сверла выполнен цилиндрическим без обратной конусности, что обеспечивает надежное закрепление в головке винтом.

Определим диаметр хвостовика

(3.15)

где Мкр - крутящий момент от сил препятствующих резанию металлов

Р0 - осевая сила

В процессе резания возникает сила Р0 и крутящий момент от сил препятствующих резанию металлов Мкр.

Р0=Кр*460 кг - справочная величина для режимов резания: V=230 м/мин, S=0,18 мм/об (эти режимы рекомендует «Seco»). Где Кр - коэффициент на измененные условия обработки; Кр=1. Тогда Р0=4600Н.

Крутящий момент найдем по формуле:

(3.16)

где Dc - диаметр сверла

Подставим в формулу 3.15 значения получим

Корпус сверла - сталь 40Х ГОСТ 4543 - 80

Проверим на прочность корпус сверла по условию

(3.17)

где - допускаемое напряжение для материала державки, для стали 40Х:

=240 Н/

- касательное напряжение, возникающее в сечение корпуса сверла

(3.18)

где Мкр - крутящий момент, препятствующий резанию металла, найденный выше: Мкр=59,8 Нм

Wp - полярный момент сопротивления кольцевого сечения

(3.20)

где D - наружный диаметр державки, мм

d - диаметр сердцевины, мм

Подставим полученные значения в формулу 3.18

Условие прочности выполнимо с запасом 34,72<240.

Таким образом dХВ=32мм.

Проверим на прочность сердцевину сверла (dсерц=6,5мм) по условию

- находится по формуле 3.18

Wp - полярный момент сопротивления для круглого сечения

(3.21)

Тогда

Диаметр сердцевины равен

Касательное напряжение будет равно

100,25 Н/<240 Н/

Условие выполнено. Значит, сердцевина сверла выдерживает деформирующие нагрузки.

3.2.3 Канавочный резец с МНП

В настоящее время в основу конструкций большинства инструмента положен принцип неперетачиваемости режущих кромок на базе создания сборных конструкций с механическим креплением многогранных пластин. Анализ данных по эксплуатации различных инструментов показывает, что конструкции инструментов с многогранными пластинами дают наименьшие затраты. Внедрение конструкций резцов со сменными многогранными пластинами обеспечивает уменьшение машинного времени; увеличение срока эксплуатации резца; увеличение стойкости вследствие исключения напаивания и затачивания твердого сплава (отсутствие напряжений изменений физико-механических свойств).

Для обработки канавки шириной в качестве режущего инструмента выберем канавочный резец со сменной многогранной пластиной (Рисунок 3.11).



Рисунок 3.11 - Резец канавочный с МНП

Выбор пластины.

Для данного резца по рекомендации фирмы Seco /21/ выберем сменную многогранную пластину (Рисунок 3.12).

Рисунок 3.12 - Режущая пластина

Маркировка пластины: LCMF 1605040700

Где L - форма пластины (прямоугольная);

С - задний угол 7°;

М - допуски на размер пластины;

F - тип пластины (двусторонняя со стружколомами);

16 - установочная длина пластины;

05 - установочная ширина пластины;

04 - радиус угла;

07 - ширина пластины;

Выбор параметров державки.

Державку выбираем по ширине пластин, форме канавки и её расположению на детали. Предварительно выберем державку квадратного сечения 2525 мм (рис. 3.11). Размеры не указанные на эскизе резца принимаются конструктивно.

Выбор крепления пластины к державке.

Существует четыре основных типа крепления пластины к державке - это крепление сверху прихватом, сверху прихватом через отверстие, через отверстие, винтом через отверстие.

Из-за выбранной формы пластины и конструкции резца выберем крепление пластины к державке сверху прихватом (Рисунок 3.12).

Чтобы не было поперечного перемещения пластины, на самой пластине и на державке предусмотрены впадины и выступы соответственно, которые являются базовыми поверхностями (Рисунок 3.13). В продольном направлении пластина не перемещается, потому что часть державки, то есть прихват, прижимает пластину по типу «пружины». Это получается, потому что сталь, из которой изготовлена державка, обладает достаточными пружинящими свойствами.



Рисунок 3.13 - Схема базирования пластины

Расчет резца на прочность и жесткость.

Расчет размера сечения державки по опасному сечению. Опасным сечением является сечение А-А (Рисунок 3.14), т. Е. место вырезки под режущую пластину, а поэтому расчет необходимо вести в наиболее слабом сечении державки.

Рисунок 3.14 - Расчетная схема

Расчет сечения державки можно выполнить по площади сечения среза стружки с учетом вылета резца и материала державки:

, (3.22)

где fc - площадь поперечного сечения среза стружки, ;

P - удельная сила резания, Мпа;

уи - предельное напряжение изгиба,Мпа;

Площадь поперечного сечения определяется по формуле

, (3.23)

где а - ширина канавки, мм;

S - подача, мм/об; /5/

Подставим в формулу известные значения

Удельную силу резания примем равной главной составляющей силы резания Pz /5/:

, (3.24)

где Ср - коэффициент, характеризующий условия обработки;

x, y, n - коэффициенты, показатели степени, (/15/, с.273, табл. 22);

Cp=75, x=1, y=1, n=0;

t - длина лезвия резца, мм. T = 15 мм;

S - подача, мм/об. S = 0.04 мм/об;

v - скорость, мм/мин;

Kp - произведение поправочных коэффициентов на изменяющиеся условия обработки;

Кр = Кмр Кцр Кгр Клр Кrр, (3.25)

где Кмр - поправочный коэффициент, учитывающий влияние качества обрабатываемого материала. Для алюминиевых сплавов Кмр=1,5 (/15/, стр. 264, табл. 9);

ув - временное сопротивление растяжению, Мпа;

Кцр - поправочный коэффициент, учитывающий влияние главного угла в плане ц, Кцр=0,89;

Кгр - поправочный коэффициент, учитывающий влияние переднего угла г, Кгр=1.1;

Клр - поправочный коэффициент, учитывающий влияние угла наклона режущей кромки, Клр=1.0;

Кrр - поправочный коэффициент, учитывающий радиус при вершине, Кrр=0,87 (/15/, стр.275, табл. 23).

Кр=1,5Ч 0,89Ч 1,1Ч 1,0Ч 0,87=1,278;

Н;

уи - предельное напряжение изгиба, Мпа, уи=110 Мпа.

мм;

А-А - опасное сечение (Рисунок 3.14)

lпотр = 25-5,8=19,2 мм,

lпотр - необходимая величина сечения державки в опасном сечении.

Lпотр> lрасч , 19,2>6,41 Следовательно, при работе державка выдержит в опасном сечении.

Расчет на жесткость державки резца

Усилие, допускаемое жесткостью державки

, (3.26)

где Pzж - максимальная нагрузка, допускаемая жесткостью резца, Н;

f - допускаемая стрела прогиба резца, мм; f = 0,1 мм;

Е - модуль упругости материала державки резца, Мпа; Е=200000 Мпа;

J - момент инерции державки, .

Для прямоугольного сечения

, (3.27)

где B и H - ширина и высота державки соответственно.

l - вылет резца, мм;

l = (1…1,5)·H; (3.28)

l = 1,5·25 =37.5 мм;

Подставив в формулу 3.26 значения получим

Максимальная нагрузка, допустимая жесткостью резца значительно превышает силу резания, действующую на резец.

Мизг = Pz·l, Н·м;	(3.29)
М'изг = уи·W, Н·м,	(3.30)

где l - вылет резца, мм;

уи - допустимое напряжение на изгиб материала державки, Мпа;

уи = 110 Мпа;

W - момент сопротивления в сечении державки резца, ;

,	(3.31)

На основании изложенного выше имеем

,	(3.32)

Для державок квадратного сечения имеем

, мм	(3.33)

мм.

Врасч < Впотр, следовательно державка 2525 выдерживает при плоском изгибе.

3.3 Расчет, проектирование и описание работы разрабатываемой технологической оснастки

3.3.1 Приспособление фрезерно-сверлильное

В процессе обработки детали на разных операциях используются самые разные станочные приспособления. Проектированием в общем виде, называют процесс создания технического объекта в виде технической документации необходимой и достаточной для реализации фрезерной операции при изготовлении «корпуса вентиля».

Проектирования станочного приспособления осуществляется в несколько этапов /20/:

Этап 1. Анализ технологической операции

Стадия 1. Определение и уточнение общих сведений об операции, т.е исходные данные. Требуется разработать конструкцию станочного приспособления на 025 операцию.

Рисунок 3.15 - операционный эскиз на 025 операцию

По картам технологического процесса устанавливаем:

1. Количество одновременно обрабатываемых деталей - одна ;

2. Материал детали: сплав АЛ9 ГОСТ 1583 - 93;

3. Твердость: не менее 60 НВ;

4. Станок: горизонтально - обрабатывающий центр Mycenter HX - 500i;

5. Включение станка, установку и снятие заготовки осуществляет рабочий;

6. Режимы резания: глубина резания t=3 мм, скорость резания V=70,3 м/мин, подача S=2,5 мм/мин, частота вращения шпинделя n=5000 мин

7. Режущий инструмент: фреза торцевая с СМП

С точки зрения проектирования станочного приспособления необходимо выполнить различные упрощения.

Стадия 2. - Разработка эскиза заготовки, поступающей на операцию



Рисунок 3.16 - Эскиз заготовки поступающей на операцию

Стадия 3. Разработка упрощенного операционного эскиза

Оставляем только те элементы, выполнение которых зависит от конструкции станочного приспособления.

Рисунок 3.17 - Упрощенный операционный эскиз

Анализ эскиза показывает:

1. Обрабатываемая поверхность - наружная плоская поверхность;

2. С торца детали жесткая опора с плоской формой контактной поверхности;

3. По внутренней цилиндрической поверхности цилиндрическая оправка с формой контактной поверхности;

4. Дополнительно предусмотрен зажим с противоположного торца с плоской контактной поверхность.

Стадия 4. Возможная схема механической обработки

Деталь устанавливается и закрепляется в станочном приспособлении. Режущий инструмент расположен в нуле станка, после включения фреза на ускоренной подачи перемещается в точку позиционирования. После этого включается вращение и движение рабочей подачи режущего инструмента. Происходит фрезерования плоскости.

Дополнительное устройство (силовой привод) зажимает деталь на столе станка в специальном приспособлении.

Этап 2. Разработка принципиальной схемы

Принципиальная схема станочного приспособления (СП)- условное изображение разрабатываемой конструкции СП, связывающей в одно целое все его элементы.

Стадия 1. Разработка принципиальной схемы

Схемой простановки опор предусмотрена установка заготовки на жесткую ось с упорами торцевых поверхностей корпуса.

Рисунок 3.18 - Теоретическая схема установки опор



Рисунок 3.19 - Теоретическая схема базирования

Рисунок 3.20 - Расчетная схема закрепления заготовки

Стадия 3. Разработка принципиальной схемы станочного приспособления

1 - поршень; 2 - шток; 3 - камертон; 4 - тяга; 5 - пневмоцилиндр;

Рисунок 3.21 - Принципиальная схема приспособления

Стадия 4. Анализ принципиальной схемы станочного приспособления

Анализ показывает следующее:

1. В представленной схеме полностью реализованы ограничения, выявленные на стадии анализа технологической операции.

2. Предусмотрена возможность для свободного снятия и установки заготовки, подвода СОЖ и отвода стружки.

3. Принципиальная схема может быть принята за основу будущей конструкции станочного приспособления.

Этап III. Определение условий закрепления заготовки

Стадия 1. Определения лимитирующего силового параметра

На операции выполняется несколько переходов: фрезерование плоскости, сверление, нарезание резьбы. Лимитирующим переходом принимаем фрезерование, так как поверхность обработки на этой операции больше. Рассмотрим схему сил, действующих на заготовку в процессе обработки, и оценим все силовые параметры по величине и по воздействию. Силы, действующие на заготовку показаны на рисунке 3.22.

Рисунок 3.22 - Силы действующие на заготовку

Окружная сила Р0=РZ ;

Радиальная сила Рr=(0,6ч0,8)РZ;

Осевая сила Рос=(0,2ч0,3)РZ;

Следовательно, из схемы сил действующих на заготовку, силы Р0 и Рос будут являться лимитирующими параметрами.

Стадия 2. Разработка расчетной схемы

1 Разработка условий сдвига Рос;

2 Разработка условий удержания: силы Wуд по торцу детали и сдвига Wсд;

3 Разработка расчетной схемы.

Рисунок 3.23 - Сдвигающие и удерживающие силы при обработки

Стадия 3. Определение расчетного уравнения

Расчетное уравнение выглядит следующим образом:

(3.34)

где К - коэффициент надежности закрепления;

Fуд - удерживающая сила;

Fсд - сдвигающая сила.

Коэффициент надежности закрепления определяется аналитически

(3.35)

где К0 - гарантированный запас надежности закрепления, К0=1,5;

К1 - коэффициент, учитывающий увеличение сил и моментов резания при затуплении режущего инструмента, К1=1;

К2 - коэффициент, учитывающий прерывистость поверхности резания, К2=1;

К3 - коэффициент, учитывающий форму поверхности базирования, К3=1,5;

К4 - коэффициент, учитывающий способ базирования, К4=1,2;

К5 - коэффициент, учитывающий способ зажима, К5=0,8;

К6 - коэффициент, учитывающий площадь контактной поверхности, К6=1;

Удерживающая сила определяется по формуле

(3.36)

где W - теоретическая сила закрепления;

fW - коэффициент трения, fW=0.25;

fh - коэффициент трения, fh=0.15.

Сдвигающая сила определяется по формуле

(3.37)

Откуда определяем теоретическую силу

(3.38)

Подставим значения в формулу 3.38

Стадия 4. Определение параметров зажимного устройства

Определение усилия зажима

(3.39)

где - предел прочности на смятие резьбы, учитывая что гайка изготовлена из стали 45, =120Мпа=120Н/мм;

D - внутренний диаметр зажимной гайки;

Определим диаметр зажимной гайки, принимая что W=Q

(3.40)

Принимаем стандартные значения диаметра гайки D=24 мм.

Определение диаметра пневмоцилиндра

(3.41)

где Q - тяговое усилие пневмоцилиндра, Q=180Н;

qB - давление воздуха в пневмоцилиндре, qB=0.4;

- коэффициент полезного действия, ;

d - диаметр штока, мм;

Принимаем d=0

Предварительно принимаем по таблице рекомендуемых диаметров стандартных цилиндров /15/: D=60 мм, d=14 мм.

Окончательно принимаем по таблице рекомендуемых диаметров стандартных цилиндров /15/: D=60 мм, d=14 мм.

Этап 4. Определение лимитирующего параметра точности

Анализ технологического процесса показывает, что на данной операции фрезерование при заданных условиях обработки лимитирующим размером является допуск при фрезеровании размеры обеспечиваются режущим инструментом, то расчет точности обработки необязателен.

3.3.2 Патрон трехкулачковый с клиновым зажимом для токарного станка

Для базирования и закрепления детали на операциях 015 и 020 используется трехкулачковый самоцентрирующий патрон с клиновым зажимом (по типу ГОСТ16886-71).

Кулачки патрона разведены. После установки детали в патрон, кулачки патрона перемещаются по клину к центру путем подачи жидкости в заштоковую полость цилиндра и зажимают деталь. Производится токарная обработка. Деталь освобождается после подачи жидкости в штоковую полость цилиндра и снимается со станка. Цикл обработки детали повторяется.

Для расчета параметров зажимного устройства определяем силы, действующие на заготовку (рисунок 3.24).



Рисунок 3.24 - Схема действия сил резания

При токарной обработке на заготовку, закрепленную в трех кулачковом патроне, действуют составляющие силы резания . Сила создает на обрабатываемой заготовке крутящий момент М, сила стремится сдвинуть заготовку в осевом направлении и радиальная сила создает опрокидывающий момент .

Величина крутящего момента зависит от силы и отношения , где и - диаметры заготовки до и после обработки. Чем больше это отношение, тем меньше действие крутящего момента на заготовку. Величина опрокидывающего момента зависит от силы и отношения L/D, где L- длина вылета обрабатываемой заготовки. Чем больше это отношение, тем больше действие опрокидывающего момента на заготовку. Моменты трения и сила зажима заготовки в патроне всеми кулачками в основном зависит от крутящего момента резания М и коэффициента трения между поверхностями кулачков и обрабатываемой заготовки:

(3.42)

откуда

, (3.43)

где f- коэффициент трения между кулачками и поверхностью обрабатываемой заготовки, f=0.8;

R - радиус заготовки

- радиус обработанной поверхности

К - коэффициент запаса, принимаем равным 2.25

Определим силу ,

(3.44)

Сила на одном кулачке

, (3.45)

где n- кулачков патрона

Величину проверяем по возможности сдвига обрабатываемой заготовки силой . Должно выполнятся условие:

 (3.46)

Подставив значения в условие 3.46 получим

Условие выполняется, сдвига обрабатываемой заготовки силой Рх не будет происходить.

3.3.3 Контрольное приспособление

На токарную 015 операцию разработано контрольное приспособление, для контроля диаметра канавки размером 100,7±0,1 мм. Конструкция контрольного приспособления показана на чертеже 1213.2007.105.08.00 СБ.

Скалка служит для шарнирной подвески корпуса 6. Ось, установленная в подшипниках качения 27,31, взаимодействующая с правым концом пружины 29, создающая крутящий момент для отвода скобы в исходное положение и обеспечивающая контактное усилие на подвижной ножки 10.

Корпус 16 плунжера 15, взаимодействующий с поверхностью служит для ограничения поворота держателя скалки.

Плоская пружина 9 служит для подвески штока 6, а спиральная пружина растяжения 7 обеспечивает контактное усилие на микрометрическом винте 4.

3.3.4 Модернизация шпиндельного узла токарного станка

Шпиндель, являющийся конечным звеном привода главного движения и предназначенный для крепления заготовки, оказывает существенное влияния, часто лимитирующее, влияние на точность, производительность и надежность всего станка. Шпиндельные узлы станков в соответствии с предъявляемыми к ним требованиями должны обеспечить следующее /12/:

1 Передача на заготовку расчетных режимов для заданных технологических операций;

2 Точность вращения, оцениваемую радиальным и осевым биением переднего конца шпинделя;

3 Жесткость (радиальная и осевая), определяемая по деформации шпинделя под нагрузкой;

4 Высокие динамические качества (виброустойчивость), которые определяются амплитудой колебания переднего конца шпинделя и частотой собственных колебаний;

5 Минимальные тепловыделения и температурные деформации шпиндельного узла;

6 Долговечность шпиндельных узлов, которая в свою очередь во многом зависит от эффективности системы смазывания, уплотнений, частоты вращения, величины предварительного натяга в подшипниках качения и т.д.;

7 Быстрое и точное закрепление обрабатываемой детали в шпинделе станка.

Выбор подшипников и расчет радиального биения конца шпинделя

Точность подшипников, которая регламентируется радиальным и осевым биением вращающегося кольца, во многом определяет точность вращения шпинделя. Прирадиальное биение передней и задней опор можно найти из геометрических соотношений, анализируя схему, приведенную на рисунке 3.25.

Рисунок 3.25 - Схема биения шпинделя на опорах

Радиальное биение конца шпинделя /12/:

 , (3.47)

где - радиальное биение передней опоры;

- радиальное биение задней опоры;

Радиальное биение передней опоры определяется по формуле /12/:

, (3.48)

где - допуск на радиальное биение конца шпинделя в зависимости от типа опор, так как применяем подшипники качения, то допуск на радиальное биение равен 1 мкм /мет.станки Пуш стр.211 таб13.2/;

- расстояние между концом шпинделя и передней опорой, a=140 мм;

- расстояние между двумя опорами, l=400 мм;

Подставив значения в формулу 3.48 получим

м

Биение задней опоре по формуле 3.49

(3.49)

м

Подставим в формулу 3.47

Биение конца шпинделя не превышает допуска на биение.

Выберем класс точности подшипников в зависимости от точности станка /11/.

Таблица 3.1 - Точность подшипников для шпинделя станка

Класс точности станка	Класс точности радиальных подшипников опор	Класс точности упорных подшипников
	передней	задней
П - повышенной точности	4	5	5

Выберем радиальный подшипник с короткими цилиндрическими роликами и коническим отверстием, и шариковый радиально - упорный двухрядный подшипник.

Таблица 3.2 - Размеры и обозначение подшипников

Обозначение подшипника ГОСТ 831-75	диаметр отверстия d,мм	Наружный диаметр D,мм	Ширина подшипника В,мм	Число тел качения (в одном ряду)
4-205-346320	150	270	49	40
5-205-36203	170	310	104	40
5-205-346320	150	270	98	30

Двухрядный радиальный подшипник с короткими цилиндрическими роликами и коническим отверстием применяют для быстроходных валов, требующих точного вращения (в основном для шпинделей металлорежущих станков).

Высокая точность подшипника в работе достигается благодаря технологичности конструкции, возможности регулирования зазора путем распора внутреннего кольца и высокой жесткости, связанной с большим числом тел качения. Быстроходность достигается рациональной формой тел качения, высокой точностью и совершенной конструкцией сепаратора.

Шариковый радиально - упорный двухрядный подшипник предназначен для восприятия значительных радиальных, осевых и комбинированных нагрузок в условиях высоких требований к жесткости.

Расчет ременной передачи /11/

Вращение от двигателя к шпинделю станка передается при помощи клиноременной передачи.

Ременная передача состоит из ведущего и ведомого шкивов и ремня, надетого на шкивы с натяжением и передающего окружную силу с помощью трения. Клиновые ремни - это ремни трапециевидного сечения с боковыми рабочими поверхностями, работающие на шкивах с канавками соответствующего профиля. Сечение ремня показано на рисунке 3.26.

Рисунок 3.26 - Сечение клинового ремня

Определим наименьшее допустимое межосевое расстояние

, (3.50)

где - диаметр большего шкива, ;

- диаметр меньшего шкива, =120мм;

h - высота ремня,h=8 мм.

Наибольшее межосевое расстояние

 (3.51)

По выбранному ориентировочному межосевому расстоянию определим расчетную длину ремня

, (3.52)

где - приблизительное межосевое расстояние, =250 мм;

(3.53)

(3.54)

мм

Подставим значения в формулу 3.52

Вычисленную длину округлим до ближайшего значения по /анур т2 стр462 таб17/ и примем L=1000 мм. После этого определим окончательное межосевое расстояние

, (3.54)

Определим угол обхвата ремнем по формуле

(3.55)

Межосевое расстояние подобрано верно, так как рекомендуется чтобы угол обхвата ремнем шкива был не менее 150°.

3.3.5 Угловая вращающаяся головка с цанговым патроном

3.3.5.1 Описание работы угловой вращающейся головки

У угловой головки головки с цанговым патроном в корпусе (1) размещена коническая передача (передаточное отношение i=1), состоящая из ведущего вала - шестерни (3) и ведомой шестерни (4), закрепленной на валу - шпинделе (5) гайкой с контрирующим винтом (21). Вал шестерню устанавливают в корпусе в подшипниках (7, 9), а вал - шпиндель в подшипниках (8, 9), которые стягиваются гайкой (23). От внешних воздействий шпиндельный узел защищен крышками (6, 13, 14, 19), в передней крышке (13) размещена уплотнительная манжета (12).

Передача крутящего момента от станка к угловой головке осуществляется через шестерню (2), закрепленной на валу - шестерне. СОЖ подается по каналам в корпусе через отверстия в капроновых шариках. Направление струи СОЖ регулируется с помощью шариков влево или вправо. Режущий инструмент закрепляют в цанге (11), гайкой (10). Вращающаяся головка предназначена для работы с частотой вращения до 3500 , и максимальным моментом до 50 Нм.

На рисунке 3.27 изображена угловая головка.

Рисунок 3.27 - Угловая вращающаяся головка

3.3.5.2 Расчет конической передачи /11/

Число зубьев задаются или выбираются в соответствии с расчетом зубьев на прочность, требованиям кинематики и по конструктивным соображениям, так как передаточное число i=1, то число зубьев вала - шестерни и ведомой шестерни должно быть одинаковым. Число зубьев вала - шестерни Z1=14, а число зубьев ведомой шестерни Z2=14.

Внешний окружной модуль me определяют из расчета на прочность ( при нарезании на зубострогальных станках модули могут выбираться нестандартными и дробными (me=4). По конструктивным соображениям выберем межосевой угол передачи: =90°. Основные параметры показаны на рисунке 3.28.

Рисунок 3.28 - геометрические параметры конической передачи

Определим основные геометрические параметры конической передачи:

Для начала определим число зубьев плоского колеса:

, (3.56)

где Z1 - число зубьев вала - шестерни

Z2 - число зубьев ведомой шестерни ;

Подставив числа зубьев в формулу 3.56 получим:

Внешнее конусное расстояние:

(3.57)

где me - внешний окружной модуль

Zc - число зубьев плоского колеса;

Ширину зубчатого венца выбираем в зависимости от номинального передаточного числа и номинального значения внешнего делительного диаметра колеса / Анурьев табл. 57 стр. 311/ Передаточное число равно 1, а номинальное значение делительного диаметра равно 50 мм, тогда ширина зубчатого венца равна 10 мм.

Среднее конусное расстояние:

,мм (3.58)

где b - ширина зубчатого венца, мм;

.

Средний окружной модуль:

,мм (3.59)

где Rm - среднее конусное расстояние, мм;

.

Так как число зубьев вала - шестерни и ведомой шестерни одинаковое, то средний делительный диаметр у них тоже будет одинаковый и он определяется по формуле:

,мм (3.60)

где mm - средний окружной модуль;

мм.

Угол делительного конуса:

, (3.61)

, (3.62)

Подставив значения в формулы, получим:

Определим внешний делительный диаметр:

(3.63)

Внешний диаметр вершин зубьев:

(3.64)

где hae - внешняя высота головки зуба

de - внешний делительный диаметр;

Так как внешние делительные диаметры, углы делительного конуса равны, то внешние диаметры вершин зубьев также будут равны:

3.3.5.3 Определение нагрузок на опоры конической передачи

На опоры конической прямозубой передачи (валы взаимноперпендикулярны) действуют на опоры нагрузки показанные на рисунке 3.29.

Рисунок 3.29 - нагрузки на опоры конической передачи

Для нахождения реакций опор от окружной, радиальной и осевой сил определим эти силы.

Окружная сила определяется как:

, (3.65)

где Мкр - крутящий момент, Мкр =50 Нм

L - плечо силы от оси вала - шестерни до вершины зубьев, L=25мм

Подставив в формулу значения получим:

Радиальная сила находится по формуле:

, (3.66)

где б - угол зацепления в плоскости, перпендикулярной к боковой поверхности зуба , б=45°;

с - угол трения скольжения между зубьями (для данного случая принимаем равным 3°)

д - угол начального конуса вала - шестерни, д=45°;

Подставив в формулу значения получим:

Определим осевую силу по формуле:

(3.67)

Подставив известные выше значения в формулу, найдем осевую силу

Найдем нагрузки, действующие в точке 1 (рисунок 3.29)

Нагрузка от окружной силы находится по формуле:

, (3.68)

где l1 - расстояние между осями подшипников вала - шестерни , l1=65 мм;

l2 - расстояние между торцем вала - шестерни и осью подшипника в точке 2, мм (l2=24мм)

Подставим значения в формулу 3.68

Нагрузка от радиальной силы:

, (3.69)

где Т - осевая сила, Н

Нагрузка от осевой силы:

, (3.70)

где А - осевая сила, Н

dщ1 - средний диаметр начального конуса вала - шестерни (dщ1= D0),

мм

Определим радиальную нагрузку на подшипник по формуле:

, (3.71)

Подставим полученные выше значения в формулу 3.71

Найдем нагрузки, действующие в точке 2 (рисунок 3.29)

Нагрузка от окружной силы находится по формуле:

, Н (3.72)

Подставим значения в формулу 3.72

Нагрузка от радиальной силы:

, (3.73)

Нагрузка от осевой силы:

, (3.74)

Определим радиальную нагрузку на подшипник по формуле:

, (3.75)

Подставим полученные выше значения в формулу 3.75

Найдем нагрузки, действующие в точке 3 (рисунок 3.29)

Нагрузка от окружной силы находится по формуле:

, (3.76)

где l3 - расстояние от торца ведомой шестерни до оси подшипника 3, l3=32 мм;

l4 - расстояние от торца ведомой шестерни до оси подшипника 4,l4=53 мм;

Подставим значения в формулу 3.76

Нагрузка от радиальной силы:

, (3.77)

где dщ2 - средний диаметр начального конуса ведомой шестерни (dщ2=D0) мм;

Подставим полученные значения в формулу 3.77

Нагрузка от осевой силы:

, (3.78)

Определим радиальную нагрузку на подшипник по формуле

, (3.79)

Подставим полученные выше значения в формулу 3.79

Найдем нагрузки, действующие в точке 4 (рисунок….)

Нагрузка от окружной силы находится по формуле:

, (3.80)

Подставив известные значения в формулу 3.80 получим

Нагрузка от радиальной силы:

, (3.81)

Подставим полученные значения в формулу 3.81

Нагрузка от осевой силы:

, (3.82)

Определим радиальную нагрузку на подшипник по формуле

, (3.83)

Подставим полученные выше значения в формулу 3.83

3.3.5.4 Выбор и расчет подшипников /11/

При выборе типа и размеров шарико- и роликоподшипников учитывают следующие факторы:

· Величину и направление нагрузки (радиальная, осевая, комбинированная);

· Характер нагрузки (постоянная, переменная, ударная);

· Число оборотов вращающегося кольца подшипника;

· Необходимая долговечность (желаемый срок службы);

· Окружающую среду (температуру, влажность, кислотность, и т.п.);

· Особые требования к подшипнику, предъявляемые конструкцией узла;

При конструировании угловой вращающейся головки с цанговым патроном применены шариковые радиально - упорные подшипники, для комбинированной радиальной и осевой нагрузки. Размеры и обозначения подшипников указаны в таблице 3.3.

Таблица 3.3- Размеры и обозначение подшипников

Обозначение подшипника ГОСТ 831-75	диаметр отверстия d,мм	Наружный диаметр D,мм	Ширина подшипника В,мм	Число тел качения (в одном ряду)
6-205-36206	30	62	16	12
6-205-36203	17	40	12	10
6-205-436203	17	40	24	10

Так как на подшипник в опоре 2 действуют наибольшие нагрузки, то проверим этот подшипник на долговечность.

Определим эквивалентную динамическую нагрузку подшипника 6-205-36206 ГОСТ 831 - 75

, (3.84)

где Х - коэффициент радиальной нагрузки (Х=0.45) /11/

V - коэффициент вращения (V=1 при внутреннем кольце вращающемся по отношению к нагрузке) /11/

Fr2 - радиальная нагрузка, Н (Fr=2551 Н)

Y - коэффициент осевой нагрузки (Y=1.04) /11/

Fa3 - осевая нагрузка, Н

Осевая нагрузка на подшипник в опоре 2 определяется как:

(3.85)

Подставим найденные значения в формулу 3.84

Определим долговечность подшипника в часах по формуле:

, (3.86)

где n - частота вращения подшипника (n=3500),

С - динамическая грузоподъемность по каталогу (С=22 кН) /11/

Подставив в формулу 3.86 значения получим

ч

Расчетная долговечность выбранного подшипника удовлетворяет наши требования.

3.3.5.5 Выбор и расчет шпонок на смятие /11/

Выбираем призматические шпонки по ГОСТ 8788 - 68 для вала диаметром 25 мм и 14 мм

Рисунок 3.30 - Сечение шпонки

Основные размеры применяемых нами шпонок приведены в таблице 3.4

Таблица 3.4 - Основные размеры шпонок

Диаметр вала D,мм	Размеры сечения шпонок, мм	Глубина паза, мм	Радиус закругления пазов r, мм
		вала	шестерни
	b	h	t	t1	наим.	наиб.
25	8	7	4	3.3	0.16	0.25
14	5	5	3	2.3	0.16	0.25

Проверим шпонку на смятие для вала диаметром 25 мм.

Условие прочности при смятии

, (3.87)

где [] - допускаемое напряжение смятия для стали, []=170 МПа;

- напряжение смятия, МПа;

F - сила, действующая на шпонку, Н.

Сила, действующая на шпонку, вычисляется по формуле:

, (3.88)

где Т - крутящий момент, Т=50 Н·м;

d - диаметр вала, d=25 мм;

S - площадь смятия, м

Площадь смятия вычисляется по формуле

S=lp·(h-t), (3.89)

где h - высота шпонки, h=7 мм;

t - часть высоты шпонки, которая углублена в вал, t=4 мм;

lp - рабочая длина шпонки,

lp =l - b=20 - 7=14 мм.

Тогда напряжение смятия равно

10 МПа < 170 МПа, значит условие прочности ? [] выполняется.

Шпонка 8Ч7Ч20 ГОСТ 8788 - 68 выбрана верно.

Проверим таким же образом шпонку на для вала диаметром 14 мм.

Подставим известные нам значения в формулу 3.87

Рабочая длина шпонки lр=10 мм

Высота шпонки h=5 мм

Часть высоты шпонки, которая углублена в вал t=3 мм

35.7 МПа < 170 МПа, значит условие прочности ? [] выполняется.

Шпонка 5Ч5Ч15 ГОСТ 8788 - 68 выбрана верно