Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

Введение

1. Анализ состояния вопроса. цель и задачи модернизации

1.1 Актуальность модернизации металлорежущих станков

1.2 Описание станка до модернизации

2. Конструкторская часть

2.1 Описание конструкции и работы коробки подач

2.2 Определение пределов подач

2.3 Кинематический расчет коробки подач

2.4 Расчет зубчатых зацеплений коробки подач на прочность

2.4.1 Выбор марок сталей для изготовления зубчатых колес

2.4.2 Расчет зубчатых зацеплений на прочность

2.5 Проектный расчет валов коробки подач

2.6 Выбор шлицевых и шпоночных соединений

2.7 Расчет и проектирование фрезы для нарезания шевронных шестерен

2.7.1 Описание конструкции пальцевых фрез

2.7.2 Расчет исходных геометрических параметров

2.7.3 Основные конструктивные и расчетные размеры фрезы

2.7.4 Выбор станка

2.8 Модернизация системы смазки вертикально-фрезерного станка

2.8.1 Составление принципиальной схемы системы

2.8.2 Выбор насосов

2.8.3 Выбор гидроаппаратуры и трубопроводов

2.8.4 Система смазки подшипников шпинделя

2.8.5 Система смазки узлов коробки передач

3. Технологическая часть

3.1 Технологический анализ чертежа детали

3.2 Выбор исходной заготовки и способа ее получения

3.2.1 Стоимость изготовления заготовки методом свободной ковки

3.2.2 Стоимость изготовления заготовки с использованием подкладного штампа

3.2.3 Расчет коэффициента использования металла заготовки

3.3 Разработка плана обработки детали

3.4 Расчет минимальных припусков на обработку

3.5 Выбор технологического оборудования

3.5.1 Токарно-револьверная операция

3.5.2 Протяжная операция

3.5.3 Токарная операция

3.5.4 Зубофрезерная операция

3.5.5 Внутришлифовальная операция

3.6 Выбор приспособлений

3.6.1 Токарно-револьверная

3.6.2 Протяжная (центровое отверстие)

3.6.3 Протяжная (шпоночный паз)

3.6.4 Токарная черновая и чистовая

3.6.5 Зубофрезерная

3.6.6 Внутришлифовальная

3.7 Выбор режущего инструмента

3.8 Выбор измерительного инструмента

3.9 Расчет режимов резания

3.9.1 Расчет скорости резания

3.9.2 Расчет силы резания

3.10 Расчет норм времени

Заключение

Список использованных источников

Приложения

Введение

Изготовление большого количества высококачественных машин для всех сфер человеческой деятельности возможно только при наличии большого парка разнообразных металлорежущих станков. Поэтому, одним из основных направлений развития машиностроения является совершенствование проектирования и производства новых металлорежущих станков. На современном этапе развития промышленности альтернативы металлорежущим станкам нет, так как только с их помощью можно получить необходимую точность и качество деталей, при этом обеспечивая заданное количество и приемлемые экономические показатели.

Металлорежущие станки являются основным элементом технологической системы: станок - приспособление - режущий инструмент - деталь, которая используется при обработке резанием и обеспечивает заданный технологический процесс обработки.

Типы и конструкции станков разнообразны и зависят от их назначения. На металлорежущих станках могут осуществляться как черновые, промежуточные, и так и финишные операции. В качестве материала обрабатываемых деталей могут быть использованы различные металлы и сплавы, а также пластмассы, керамика, углепластики и другие материалы.

Также разнообразны режущие инструменты, применяемые на станках. Режущие части лезвийных инструментов изготавливаются, в основном, из быстрорежущих сталей, твердых сплавов и минералокерамических материалов. Для обработки особо твердых деталей могут быть применены сверхтвердые материалы типа кубического нитрида бора.

Типы станков определяют в соответствии с основными формами обрабатываемых поверхностей. Так, для обработки поверхностей вращения используют большой класс токарных станков. Зубья зубчатых колес нарезают на зубообрабатывающих станках: зубофрезерных, зубодолбежных, зубошлифовальных и так далее. Для чистовой обработки деталей применяют шлифовальные, доводочные, притирочные, суперфинишные и другие станки.

Для обработки плоских и некоторых фасонных поверхностей, используют преимущественно, фрезерные станки.

Фрезерные станки составляют значительную долю в общем парке металлорежущего оборудования. На этих станках выполняется широкий круг операций, что обеспечивается возможностями использования различных видов инструмента, а также особенностями кинематики и конструкции станков. Типы и модели фрезерных станков отличаются назначением, конструкцией, кинематикой размерами степенью точности и уровнем автоматизации.

Достижение и сохранение в течение длительного времени высокой производительности и точности фрезерных станков является важной экономической задачей, которую можно достичь совершенствованием конструкции станков, отдельных их элементов, их правильной эксплуатацией, своевременным и технически грамотном обслуживанием. Повышение производительности фрезерных станков достигается модернизацией с увеличением мощности и быстроходности привода главного движения, скоростей быстрых перемещений, расширением диапазона регулирования подач, автоматизаций цикла обработки.

В разработанной ВКР представлена модернизация одного из фрезерных станков-консольного вертикально-фрезерного станка 6Б12, с целью повышения его надежности и производительности.

1. Анализ состояния вопроса. цель и задачи модернизации

1.1 Актуальность модернизации металлорежущих станков

фрезерный станок вал резание

Создание новых металлорежущих станков требует значительных затрат, однако многие работающие станки при относительно небольших конструктивных изменениях могут с успехом обеспечить возрастающие требования производства. Поэтому часто предпочтительное решение вопроса-модернизация существующего оборудования.

Основные целесообразные направления модернизации металлорежущих станков сформулированы профессором И.М. Кучером [1, с.282] в конце 60-х годов прошлого века. К ним относятся:

· сокращение затрат вспомогательного времени;

· автоматизация цикла обработки;

· повышение точности станка;

· расширение технологических возможностей;

· обеспечение концентрации операций и переходов;

· обеспечение наиболее полного использования возможностей современного режущего инструмента.

Сокращение затрат вспомогательного времени имеет большое значение для повышения производительности в условиях предельной интенсификации режимов резания и значительного сокращения основного времени. Поэтому это направление в модернизации используется, например, при сокращении холостых ходов, введения переключателей скоростей и подач и т.п.

Повышение точности станка. Необходимость в модернизации подобного рода возникает тогда, когда имеющееся оборудование не позволяет достичь необходимой точности.

Расширение технологических возможностей. Этот вид модернизации применяется, чаще всего, для станков которые имеют низкие коэффициенты загрузки с целью более эффективного их использования.

Обеспечение концентрации операций и переходов. В этом случае при модернизации вводят возможности проведения таких операций или переходов, которые ранее выполнялись на других станках.

Обеспечение наиболее полного использования возможностей современного режущего инструмента. Последнее, в представленном ряду, направление объясняется тем, что появились новые высоко стойкие режущие материалы, а также режущие инструменты новых конструкций, потенциальные возможности которых могут быть использованы только при более высоких параметрах резания.

Несмотря на то, что работа по повышению быстроходности, мощности и жесткости станков их производителями ведется постоянно, модернизация станков с целью повышения скоростей резания и подач продолжает оставаться актуальной.

При более полном использовании возможностей современного режущего инструмента основное (машинное) время значительно сокращается и составляет лишь незначительную часть штучного времени, что позволяет повысить производительность.

Таким образом, в зависимости от производственных задач, модернизация металлорежущих станков дает большой положительный эффект при минимальных затратах.

В основном разделе данного проекта разработана модернизация коробки подач вертикально-фрезерного станка с целью повышения скоростей подач и быстрого перемещения.

1.2 Описание станка до модернизации

Вертикально-фрезерный станок 6Б12 установлен на фундамент в виде плиты (длина 1045 мм, ширина 700 мм, высота 150 мм). Фундамент выполнен из бетона марки 150. Подошва фундамента выполнена из бетона марки 50.

Облицовка бортов фундамента выполнена из гнутых стальных профилей.

Для защиты от грунтовых вод поверхность подошвы покрыта горячим битумом. К фундаменту подведена металлическая труба для электрических кабелей.

Станок крепится к фундаменту посредством четырех глухих анкерных болтов, гаек и шайб. Техническая характеристика станка 6Б12 до модернизации представлена в таблице 1.

Таблица 1 - Технические параметры станка 6Б12 до модернизации

Рабочая поверхность стола в мм
длина	1250
ширина	300
Число скоростей вращения шпинделя	12
Пределы чисел оборотов шпинделя в об/мин	20425
Мощность главного электродвигателя в кВт	3,7
Количество величин подач стола	12
Пределы величин подач стола в мм/мин:
продольных	20770
поперечных	21820
вертикальных	10410
Мощность электродвигателя привода подач в кВт	1,3
Скорость быстрых продольных перемещений стола в мм/мин	2400

Привод движения резания осуществляется от электродвигателя мощностью 3,7 кВт через клиноременную передачу 170-170 и двенадцати ступенчатую коробку скоростей.

На валу I коробки скоростей установлен тройной подвижной блок шестерен Б1, а на валу II жестко закреплены шестерни 23, 35, 27 и 31. В среднем положении блока Б1 вращение валу II, как показано на схеме, передается шестернями 26-31. При смещении блока Б1 вправо в зацепление вводятся шестерни 30-27. Когда блок Б1 находится в крайнем левом положении, вал II получает вращение через шестерни 22-35. По валу III перемещается двойной блок шестерен Б2, который может входить в зацепление с колесом 35 или шестерней 23, закрепленными на валу II. Вертикальному валу IV вращение передается от вала III конической передачей 1737. На валу IV имеется двойной подвижной блок шестерен Б3. На шпинделе V жестко закреплены колеса 26 и 53. Блок шестерен Б3 передает вращение шпинделю V колесами 44-26 или 17-53.

Шпиндель имеет 12 различных скоростей вращения от 20 до 425 об/мин. Максимальное число оборотов шпинделя nmax с учетом упругого скольжения ремня определится из выражения

об/мин.

Привод подач. Все подачи продольная, поперечная и вертикальная заимствуются от фланцевого электродвигателя мощностью 1,3 кВт, вращение от которого через шестерни 14-46-42 передается валу VI коробки подач. От вала VI вращение передается тройным подвижным блоком шестерен Б4 полому валу VII и далее двойным подвижным блоком шестерен Б5 полому валу VIII.

При выключенной муфте М1 вал X получает вращение от полого вала VIII через перебор, состоящий из шестерен 18-40, вала IX, проходящего сквозь полый вал VII, и шестерен 13-45. При включенной муфте М1 вращение от вала VIII передается непосредственно валу X. Коробка подач совместно с переборным устройством обеспечивает валу X двенадцать различных скоростей вращения, которые через промежуточные передачи могут быть сообщены продольному, поперечному и вертикальному ходовым винтам. Для сообщения движения подачи в любом направлении включается кулачковая муфта М6.

Продольную подачу стол получает при включении кулачковой муфты М5. Тогда движение от вала X передается шестернями 12-44, муфтой М6, шестернями 44-27, валом XII, коническими шестернями 16-16, валом XV, коническими шестернями 13-20 и муфтой М5 ходовому винту XVI продольной подачи стола. При этом максимальная продольная подача стола smax определится из выражения

мм/мин.

При включении кулачковой муфты М4 вращение от вала X передается поперечному ходовому винту XIV шестернями 12-44, муфтой М6, шестернями 44-27-78-34-34 и муфтой М4. Минимальная поперечная подача стола snmin определится из выражения

мм/мин.

При включении муфты М3 происходит вертикальная подача стола. Вращение от вала X через колеса 12-44, муфту М6, шестерни 44-27-78-34, муфту М3 и коническую передачу 17-29 передается ходовому винту XVII. Величина вертикальных подач примерно в два раза меньше, чем продольных.

Быстрые перемещения стола. Эти перемещения во всех направлениях производятся от электродвигателя подач через шестерни 14-46-42, вал VI, Колеса 34-44, фрикционную муфту М2 и далее по кинематическим цепям подач. Скорость быстрых перемещений стола Sб в продольном направлении определяется выражением

мм/мин.

Изменение направления подач и быстрых перемещений достигается за счет реверсирования электродвигателя.

Ручное установочное перемещение стола в продольном и поперечном направлениях осуществляется соответственно маховиками Мх1 и Мх2. Ручное вертикальное перемещение консоли совместно со столом производится рукояткой Р через вал XVIII, коническую передачу 17-29 и ходовой винт XVII с шагом t = 4 мм.

Управление станком возможно как с консоли станка (посредством кнопок «шпиндель», «стоп», «быстро»), так и со шкафа электрооборудования станка (кнопки «шпиндель», «стоп», «быстро», рукоятка подключения станка к электросети, рукоятка включения насоса подачи охлаждающей жидкости, рукоятка изменения направления вращения шпинделя).

Ручные перемещения стола и консоли осуществляются посредством маховиков.

Для автоматического выключения продольной подачи в Т-образном боковом пазу стола установлены регулируемые кулачки. С целью повышения жесткости станка при тяжелых условиях труда на станке предусмотрена возможность жесткой фиксации салазок, консоли, стола.

2. Конструкторская часть

2.1 Описание конструкции и работы коробки подач

В настоящем проекте разработана модернизированная коробка подач консольного вертикально-фрезерного станка 6Б12. Коробка обеспечивает перемещение стола в продольном, поперечном и вертикальном направлениях.

У консольно-фрезерных станков серии Б имеется существенный недостаток, заключающийся в быстром расшатывании крепления электродвигателя подач. Для устранения этого недостатка при модернизации предусмотрена установка фланцевого электродвигателя повышенной мощности N=1,7 кВт (до модернизации - N=1,3 кВт), причем для этой цели в крышке коробки подач специально расточено отверстие диаметром 150 мм. Повышение скорости подач достигнуто за счет увеличения числа зубьев приводной шестерни на валу электродвигателя с 14 до 19.

В данном станке конструкция всего комплекса механизмов подачи стола такова, что конечным звеном подач служат кинематические пары винт-гайка. Эти пары обеспечивают преобразование вращательного движения винтов в поступательное движение гаек и, связанных с ними, деталей стола. Поэтому в расчетах пределов регулирования последним элементом является шаг винта (4,5 или 6 мм), что позволяет, при начальном значении вращения валов воб/мин, получить величины перемещения стола непосредственно в мм/мин.

Продольную подачу стол получает при включении кулачковой муфты М5. Тогда движение от вала Х (все обозначения муфт, валов и зубчатых колес, здесь и далее, даны по кинематической схеме - рисунок 1) передается шестернями 12-44, через муфту М6, шестерни 44-27, вал ХI, конические шестерни 16-16, вал ХV и конические шестерни 13-20 ходовому винту ХVI продольной подачи.

На рисунке 1 изображена кинематическая схема коробки подач консольного вертикально-фрезерного станка 6Б12 после модернизации.

Рисунок 1 - Кинематическая схема коробки подач консольного вертикально-фрезерного станка 6Б12 после модернизации

При включении муфты М4вращение от вала Х шестернями 12-44, а также 44-27-78-34-34, передается ходовому винту ХIV. Эта цепь позволяет осуществлять поперечную подачу.

При включении муфты М3 включается вертикальная подача стола. Вращение от вала Х через колеса 12-44, муфту М6, шестерни 44-27-78-34 и коническую пару17-29 передается ходовому винту ХVII.

Коробка подач имеет 12 скоростей и достаточно большой диапазон регулирования. При этом коробка имеет компактную конструкцию, минимальное количество валов, довольно высокий КПД и низкий уровень шума.

Спроектированная коробка подач встроена в отдельный корпус, который вставлен в полость консоли станка, что позволяет не только использовать корпус для размещения деталей коробки, но и разместить на этом корпусе салазки стола и непосредственно сам стол станка. Такая конструкция в данном случае наиболее рациональна. Определенные отрицательные воздействия (например, нагрев и вибрации корпуса во время работы станка), которые имеют место при такой конструкции, для обычных универсальных станков большого значения не имеют и перекрываются полученными преимуществами.

Для проектируемой коробки подач принято довольно сложное техническое решение - механизм, состоящий из трех сплошных валов, на двух из которых установлены полые валы. Такая конструкция позволяет создать, так называемый перебор, что обеспечивает на выходе (вал Х) двенадцать скоростей подач при минимальных габаритах коробки.

В качестве опор валов используем шариковые радиальные однорядные подшипники, при этом опоры полых валов установлены на сплошных валах.

Вращение от электродвигателя через шестерни Z1-Z2-Z3 -19-46-42 передается на вал VI, который установлен в корпусе коробки на подшипниках №206. Диаметр вала и диаметр подшипников выбран несколько больше, чем требуется из условий прочности, для повышения жесткости вала из-за его значительной длины.

Между VI и VII валами установлен подвижный трех венцовый блок Б4, который перемещается на валу VIпо шлицам 8Ч36Ч40 и обеспечивает передачу вращения через одну из трех зубчатых пар: 16/40, 24/32 или 20/36. Тройной блок дает три различных частоты вращения. На валу VI также установлено зубчатое колесо Z32=34, которое обеспечивает быстрое перемещение стола в обход коробки подач.

Вал VII полый и установлен на валу IХна двух подшипниках №209. Шестерня Z8=18 выполнена заодно с валомVII, т.к. диаметр зубчатого венца незначительно превышает диаметр вала. Зубчатые венцы: одиночный Z7=40 и сдвоенный Z9=32/Z10=36 устанавливаются на вал по Ш110. Такой диаметр необходим для обеспечения установки подшипников. Для передачи вращения с зубчатых блоков на вал используются шпонки.

Шестерня Z8=18 может входить в зацепление с колесом Z12=40 из двойного блока Б5 (Z12=40/Z13=26), установленного на валу VIII. Вал VIII также полый и установлен на валу Х. Опора G вала установлена на подшипнике №112, опора Е - на подшипнике особо легкой серии №1000912, для уменьшения габаритов. Блок Б5 перемещается по валу по шлицам 10Ч102Ч108. Кроме блока Б5 на валу VIII имеется шестерня Z11=18, также выполненная заодно с валом, и полумуфта кулачковой муфты М1. Полумуфта одевается на те же шлицы 10Ч102Ч108 и закрепляется в осевом направлении с двух сторон пружинными кольцами. Соединение полумуфты с валом неподвижное, шлицы используются здесь только для передачи крутящего момента. В данном случае такое решение будет более технологичным, чем шпонка, потому что шлицы все равно придется выполнять для установки блока Б5.

Шестерня Z11=18 входит в зацепление с колесом Z14=40, которое жестко установлено на валу IХ. Этот вал установлен на подшипниках №208 и проходит сквозь вал VII. На противоположном конце от пары 18/40, на валу IХ, расположена шестерня Z15=13, выполненная заодно с валом. Эта шестерня может входить в зацепление с колесом Z17=45, установленным на валу Х.

Вал Х фактически выходной вал из коробки подач. На нем установлен вал VIII, муфта М1 и шестерня Z16=12. На опоре Р вала Х установлен подшипник №211 легкой серии. Эта опора по расчету менее нагружена. На опоре S устанавливаем подшипник №309 средней серии, т.к. эта опора сильно нагружена. Полумуфта муфты М1перемещается по валу Х по шлицам 8Ч52Ч58. Шестерня Z16=12 устанавливается на вал на двух шпонках.

Основное достоинство механизмов с передвижными блоками - простота. Колеса не участвующие в передаче рабочих нагрузок с другими колесами не имеют контакта и, следовательно, не изнашиваются.

Коробка работает следующим образом. При выключенной муфте М1 вал Х получает вращение от вала VI через одну из пар блока Б4, вал VII, одну из пар блока Б5, перебор, состоящий из пары 18-40, вала IХ, проходящего через полый вал VIII и пары 13-45. Эта схема позволяет осуществить три скорости при смене зубчатых пар блока Б4 и две скорости за счет смены пар блока Б5. Различные комбинации этих блоков дают шесть скоростей. Если включить муфту М1, то перебор исключается из работы. Вал VIII напрямую соединяется с валом Х, но при этом комбинации зубчатых блоков возможны и они обеспечат еще шесть скоростей без перебора.

Переключение блоков производится после полной остановки валов вручную рукоятками управления.

Переключение двухвенцового блока Б5 производится непосредственно рычагом. Ось рычага проходит через отверстие в корпусе. С наружной стороны на оси установлена рукоятка с пластмассовым шариком на конце. Рычаг будет иметь две позиции, т.к. соединяются попеременно две зубчатых пары. На конце рычага установлена ось, на которой имеет возможность вращаться закаленный стальной диск - «камень». Соединение рычага с осью, рукоятки со ступицей и осью производится при помощи конических штифтов. Ход рычага и рукоятки относительно небольшой - 35 мм.

При переключении трехвенцового блока Б4 необходимо осуществить ход 75 мм, что сложно выполнить непосредственно рычагом. Поэтому для переключения блока Б4 применена реечная передача. Эта передача состоит из зубчатого колеса и рейки, установленной на ползуне. Ползун движется по оси, неподвижно закрепленной параллельно валу VI.

2.2 Определение пределов подач

В кинематическую схему коробки подач вносим изменение: заменяем шестерню Z=14 на шестерню Z=19.

Пределы регулирования подач изменятся, т.к. мы изменили число зубьев одной шестерни. Используя кинематическую схему, мы можем рассчитать значения минимальных и максимальных подач.

Значение передаточных отношений в зависимости от чисел зубьев колес заносим в таблицу 2. Принимаем КПД закрытой прямозубой зубчатой передачи з=0,97 [2,с.56].

Таблица 2 - Значение передаточных отношений в зависимости от чисел зубьев колес

Зубчатая пара	Число зубьев Z	Передаточное отношение i	Сумма зубьев УZ
Z1:Z2	Z1=19; Z2=46	i1 =0,413	19+46=65
Z2:Z3	Z2=46; Z3=42	i2 =1,095	46+42=88
Z4: Z7	Z4=16; Z7=40	i3 =0,4	16+40=56
Z5: Z9	Z5=24; Z9=32	i4 =0,75	24+32=56
Z6: Z10	Z6=20; Z10=36	i5 =0,555	20+36=56
Z8: Z12	Z8=18; Z12=40	i6 =0,45	18+40=58
Z11: Z14	Z11=18; Z14=40	i7 =0,45	18+40=58
Z9: Z13	Z9=32; Z13=26	i8=1,23	32+26=58
Z15: Z17	Z15=13; Z17=45	i9=0,288	13+45=58
Z16: Z18	Z16=12; Z18=44	i10=0,272	12+44=56
Z19: Z21	Z19=44; Z21=27	i11=1,629	44+27=71
Z22: Z27	Z22=16; Z27=16	i12=1,0	16+16=32
Z24: Z26	Z24=34; Z26=34	i13=1,0	34+34=68
Z28: Z29	Z28=13; Z29=20	i14=0,65	13+20=33

Принимаем прямозубые передачи и тогда пределы передаточных отношений будут:

; ;

Для нашего случая минимальное передаточное отношение

;

Условие выполняется.

Максимальное передаточное отношение в нашем случае также не выходит за границы допустимого интервала:

;

Рисунок 2 - Структурная сетка модернизированной коробки подач

2.3 Кинематический расчет коробки подач

Кинематические расчеты для наглядности сводим в таблицу 3.

Таблица 3 - Кинематический расчет коробки подач

Вал	Мощность N, кВт	Минимальная частота вращения n,мин-1	Минимальная угловая скорость щ, рад/с	Максимальный вращающий момент Т, Нм
1	2	3	4	5
I	N1=Nдв=1,7 (2.1)	n1=nдв=1500 (2.11)	щ1=150,8	Т1=N1·1000/щ1=11,3 (2.22)
II	N2=N1·з1=1,7·0,97=1,65 (2.2)	n2=n1·i1=1500·0,413=594 (2.12)	щ1=рn/30=3,14·594/30=62,2 (2.21)	Т2=26,5
VI	N3=N2·з2=1,65·0,97=1,6 (2.3)	n3=n2·i2=594·1,095=650 (2.13)	щ2=3,14·650/30=68	Т3=23,5
VII	N4=N3·з3=1,6·0,97=1,556 (2.4)	n4=n3·i3=650Ч0,4=260 (2.14)	щ3=3,14·260/30=27,2	Т4=57
VIII	N5=N4·з4=1,55·0,97=1,5 (2.5)	n5=n4·i6=260·0,45=117 (2.15)	щ4=3,14·117/30=12,2	Т5=123
IX	N6=N5·з5=1,5·0,97=1,45 (2.6)	n6=n5·i7= 117·0,45=52,6 (2.16)	щ5=3,14·52,6/30=5,5	Т6=263
X	N7=N6·з6=1,45·0,97=1,4 (2.7)	n7=n6·i9=52,6·0,288=15,1 (2.17)	щ6=3,14·15,1/30=1,58	Т7=880
XI	N8=N7·з7=1,4·0,97=1,36 (2.8)	n7=n6·i9=15,1·0,272=4,1 (2.18)	щ7=3,14·4,1/30=0,427	Т8=3210
XII	N8=N7·з7=1,4·0,97=1,36 (2.9)	n8=n7·i10=4,1·1,63=6,7 (2.19)	щ8=3,14·6,7/30=0,74	Т9=1840
XV	N9=N8·з8=1,36·0,97=1,32 (2.10)	n9=n8·i12=6,7·1=6,7 (2.20)	щ9=0,74	Т10=1780

2.4 Расчет зубчатых зацеплений коробки подач на прочность

2.4.1 Выбор марок сталей для изготовления зубчатых колес

Для любых зубчатых зацеплений желательна как можно большая твердость рабочей поверхности зубьев колес с тем, чтобы обеспечить высокую несущую способность передачи по критерию контактной выносливости.

Поэтому выбираем для зубчатых колес-сталь 40Х ГОСТ 4543-80; заготовка в поковке проходит улучшение; твердость сердцевины НВ 270…300; после нарезки зубьев - закалка ТВЧ - твердость поверхности - 38…42 НRC.

Допускаемые контактные напряжения для расчета передачи на контактную выносливость определяются по зависимости [2, с.55]:

[]н =, МПа, (2.23)

где Н - предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений;

NНО - базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости;

NНЕ- суммарное число циклов перемены напряжений.

Суммарное число циклов перемены напряжений определяется по формуле [2, с.55]:

NНЕ = 573··Lt,, циклов, (2.24)

где - угловая скорость вала, принимаем =68 рад/с для самого быстроходного вала VI;

Lt - суммарное время работы передачи в течение срока службы, ч;

Ресурс работы определяем по формуле [2, с.39]:

Lh=365·Lr·tc·Lc, ч, (2.25)

где Lh - ресурс работы, ч

Lr - срок службы станка, лет; принимаем - 10лет;

tc - продолжительность смены; принимаем 8 ч;

Lc - число рабочих смен в сутки; принимаем - 2 смены.

Тогда по формуле (2.25) ресурс:

Lh=365·10·8 2 = 58400 ч.

Принимаем время простоя агрегата 15% от ресурса, тогда суммарное время работы передачи в течение срока службы Lt:

Lt = 58400·0,85=49640 ч.

Принимаем Lt = 50·103 = 2·103 ч.

Подставляем значения в формулу 2.24:

NНЕ =573·68·50000 = 2·109;

Предел контактной выносливости по формуле [2, с.52]:

Н = 14 НRCср+170 = 14·40+170 = 725 МПа

Суммарное число циклов перемены напряжений [2,с.55]:

NНО =50·106

Если NНЕ>NНО, то принимаем коэффициент долговечности

.

Все полученные значения подставляем в формулу 2.23 и получаем допускаемое контактное напряжение для зубчатых колес: []Н=(МПа)

Допускаемые напряжения изгиба для расчета передачи на усталостную прочность определяются по зависимости [2,с.56]:

[]F =, МПа, (2.26)

где F - предел изгибной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, МПа;

NFО - базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости, для сталей рекомендуется принимать равным 4·106;

NFЕ = NНЕ- суммарное число циклов перемены напряжений, которое определяется по формуле (2.24) и определено выше.

Т.к. NFЕ>NFО, то можно принять соотношение

Выбираем параметр F, [2, с.52] и подставляем в формулу (2.26):

[]F1 = МПа.

Для передач с переключением принимаем пониженное на 25% значение: []F=277,5МПа.

2.4.2 Расчет зубчатых зацеплений на прочность

Рассматриваем первую зубчатую пару - шестерня, установленная на валу электродвигателя Z1=19 и зубчатое колесо Z2=46.

Межосевое расстояние определяем по формуле [2, с.61]:

, мм , (2.27)

где aw- межосевое расстояние, мм;

Ka - вспомогательный коэффициент, для прямозубых колес Ka = 49,5;

i - передаточное отношение, принимаем для первой зубчатой пары - i = 0,413;

Т2 - крутящий момент на валу II, принимаем Т2 =26,5 Н•м;

KHв - коэффициент концентрации нагрузки, принимаем KHв = 1,05;

[уH] - допускаемое контактное напряжение, МПа, [уH]=725 МПа

Шba - коэффициент ширины венца колеса, принимаем шba=0,3.

Подставляем значения в формулу (2.27):

Определяем модуль зацепления по формуле [2, с.62]:

, мм, (2.28)

где ZУ- сумма зубьев колес.

Подставляем значения в формулу (2.28):

== 2,2 мм.

Округляем до ближайшего большего по стандартному ряду модулей и, учитывая, что первая шестерня должна иметь достаточный диаметр для установки на валу электродвигателя, принимаем для первой зубчатой пары модуль m=3 мм.

Уточнённое межосевое расстояние:

мм.

Для зубчатого колеса Z3=42, входящего в зацепление с первой парой, принимаем также модуль m=3 мм.

Межосевое расстояние в зубчатой паре Z2:Z3 (между валами II иVI):

мм.

Определяем ширину венца для шестерни:

, мм, (2.29)

Подставляем значения в формулу (2.29):

=мм.

Принимаем b3 = 20 мм, учитывая, что модуль увеличен по сравнению с расчетным.

Определяем диаметры зубчатых колес:

мм

мм,

мм,

мм.

Выполняем проверочный расчет на усталость по контактным напряжениям в соответствии с формулой [2, с.64]:

, МПа, (2.30)

где ун - контактное напряжение, МПа;

d1 - диаметр делительной окружности шестерни; d1=47,5 мм;

b2 - ширина шестерни; b2 = 20 мм;

i - передаточное отношение; i = 0,413;

Т1 - момент на шестерне, Н•м; Т1 = 11,3 Н•м;

КН - коэффициент.

КН - коэффициент, который можно определить по формуле:

Кн= Кн·Кнv ·Кно, (2.31)

где Кно - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для прямозубых колес Кно = 1,0 [2, с. 66];

Кн - коэффициент концентрации нагрузки по контактным напряжениям; принимаем Кн= 1,0;

Кнv - коэффициент динамической нагрузки по контактным напряжениям, который определяет в зависимости от окружной скорости и степени точности зубчатого колеса Кнv= 1,08 [2, с.65].

Подставляем найденные значения в формулу (2.30) для пары Z1:Z2:

МПа,

для пары Z2:Z3:

МПа.

Условия прочности по контактным напряжениям выполняются.

Выполняем проверочный расчет по напряжениям изгиба для шестерни и колеса по формулам [2, с.24]:

F1=2T1·YF1·KF/d1·b1·m1 ? [F]1, МПа, (2.32)

F2=2T2·YF2·KF/d2·b2·m1? [F]1, МПа, (2.33)

где T1, T2 - крутящий момент на шестерне и колесе соответственно;

YF1 - коэффициент формы зуба для шестерни, в зависимости от эквивалентного числа зубьев и коэффициента смещения [2,с.67] зубчатое зацепление выполнено без смещения, т.е. Х=0;

для Z1= 19; YF1 =4,07;

Z2= 46; YF2 =3,66;

Z3= 42; YF1=3,68;

KF = KFв·KFV=1,0 · 1,06 =1,06 - коэффициент расчетной нагрузки;

где, KFв=1,0 - коэффициент концентрации нагрузки;

KFV=1,06 - коэффициент динамической нагрузки [2,с.65];

d - диаметр делительной окружности;

b2 - ширина шестерни (мм);

m1 - модуль.

Допускаемые напряжения изгиба: [F]1 = 277,5 Н/мм2.

Подставляем значения в формулы (2.32) и (2.33):

F1 = 2·11,3·103 ·4,07·1,06/ 57·20·3 = 21,7< 277,5 МПа;

F2 = 2·26,5·103 ·3,66·1,06/136·20·3 = 7,1< 277,5 МПа;

F3 = 2·26,5·103 ·3,68·1,06/126·20·3 = 7,9< 277,5 МПа.

Условия прочности по напряжениям изгиба выполняются.

Межцентровые расстояния зубчатых пар выполняем аналогично расчетам для пары и результаты заносим в таблицу 4.

Таблица 4 - Межцентровое расстояние зубчатых пар и проверочный расчет на прочность

Зубчатая пара	Шестерня/колесо	Передаточное отношение	Крутящий момент на шестерне, Т,Нм	Модуль, m мм	Межцентровое расстояние, aw,мм	Коэффициент расчетной нагрузки KF	Контактное напряжение, уН,МПа;	Коэффициент формы зуба, YF	Напряжения изгиба уF,МПа;
1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
Z4:Z7=16:40	Z4 =16	0,4	57	5	140	1,08	281	4,28	25,6
	Z7= 40							3,7	4,96
Z5:Z9=24:32	Z5=24	0,75	57	5	140	1,08	209	3,92	42,5
	Z9=32							3,78	27,3
Z6:Z10=20:36	Z6=20	0,55	57	5	140	1,08	236	4,07	19,5
	Z10=36							3,74	43,1
Z8:Z12=18:40	Z8 =18	0,45	123	5	145	1,08	373	4,21	96,1
	Z12=40							3,7	58
Z9:Z13=32:26	Z9=32	1,23	123	5	145	1,08	198	3,78	65,5
	Z13=26							3,88	74,9
Z9:Z13=18:40	Z9=18	0,45	263	5	145	1,08	265	4,21	75,2
	Z13=40							3,7	72,5
Z15:Z17=13:45	Z15=13	0,288	886	5	145	1,08	377	4,3	210,7
	Z17=45							3,6	174,5
Z16:Z18=12:44	Z16=12	0,272	3210	8	224	1,08	403	4,32	233,2
	Z18=44							3,65	196

Параметры зубчатых колес определяем аналогично предыдущим расчетам и заносим в таблицу 5.

Таблица 5 - Параметры зубчатых колес, полученные в результате расчетов

Вал	Зубчатое колесо	Модуль m	Ширина зубчатого венца b	Делительный диаметр dn	Диаметр вершин зубьев da	Диаметр впадин зубьев df
1	2	3	4	5	6	7
I	Z1=19;	3,0	20	57	63	49,5
II	Z2=46;	3,0	20	136	142	128,5
VI	Z3=42	3,0	20	126	132	118,5
VI	Z4=16;	5,0	30	80	90	67,5
VI	Z5=24;	5,0	30	120	130	107,5
VI	Z6=20;	5,0	30	100	110	87,5
VII	Z7=40	5,0	30	200	210	187,5
VII	Z8=18;	5,0	30	90	100	77,5
VII	Z9=32	5,0	30	160	170	147,5
VII	Z10=36	5,0	30	180	190	167,5
VIII	Z11=18;	5,0	30	90	100	77,5
VIII	Z12=40	5,0	30	200	210	187,5
VIII	Z13=26	5,0	30	130	140	117,5
IX	Z14=40	5,0	30	200	210	187,5
IX	Z15=13;	5,0	35	65	75	52,5
X	Z16=12;	8	45	96	112	76
X	Z17=45	5,0	35	225	235	212,5
XI	Z18=44	8	45	352	368	332

2.5 Проектный расчет валов коробки подач

Предварительно средний расчетный диаметр вала можно оценить по формуле [2,с.112]:

, мм, (2.34)

где T - крутящий момент на валах, Н•м;

[] - допускаемое напряжение на кручение, МПа;

По рекомендациям [2,с.110] принимаем [] = 10…20 МПа.

Тогда расчетные диаметры для вала II: мм.

для валаVI:

для валаVII:

для валаVIII:

для валаIX:

для валаX:

Расчетные диаметры валов можно использовать при конструктивной проработке как минимальные, там, где это возможно. В тех случаях, когда конструктивно диаметры валов будут больше, можно применить облегченные серии подшипников.

В нашей коробке мы используем цилиндрические прямозубые колеса, поэтому осевые нагрузки на валах будут минимальными. В этом случае, в качестве опор можно принимать шариковые радиальные однорядные подшипники.

Для вала II принимаем шариковые радиальные однорядные подшипники №205, легкой серии по ГОСТ 8338-75, имеющий следующие характеристики:

диаметр внутреннего кольца - d=25 мм;

наружный диметр - D=52 мм;

ширина - B=15 мм;

C - динамическая грузоподъемность - 14 кН;

C0 - статическая грузоподъемность - 6,95 кН.

Для вала VI принимаем шариковые радиальные однорядные подшипники №206, легкой серии по ГОСТ 8338-75, имеющий следующие характеристики:

диаметр внутреннего кольца - d=30 мм;

наружный диметр - D=62 мм;

ширина - B=16 мм;

C - динамическая грузоподъемность - 19,5кН;

C0 -статическая грузоподъемность - 10 кН.

По принятой схеме вал VIII полый и его опоры расположены на валу IX.

Поэтому для VII вала по конструктивным соображениям принимаем подшипники №209: d=45 мм; D=85 мм; B=19 мм; C= 33,2кН; C0=18,6 кН.

Для вала VIII также в связи с тем, что этот вал расположен на валу X, на опоре G используем подшипник особо легкой серии №112: d=60 мм; D=95 мм; B=18 мм; C= 30,7кН; C0 = 19,6 кН.

Для опоры E, из-за необходимости снизить наружный диаметр, используем два подшипника сверхлегкой серии диаметров 9 - №1000912:

d=60 мм; D=85 мм; B=13 мм; C= 16,4кН; C0 = 10,6 кН.

Для вала IX принимаем подшипник № 208:

d=40 мм; D=90 мм; B=18 мм; C= 32кН; C0 = 17,8 кН.

Для вала X

для опоры Р принимаем подшипник № 211:

d=55 мм; D=100 мм; B=21 мм; C= 43,6кН; C0 = 25 кН.

Для опоры S для того, чтобы обеспечить возможность сборки всего узла, диаметр необходимо уменьшить до 45 мм, поэтому используем подшипник средней серии №309:

d=45 мм; D=100 мм; B=25 мм; C= 61,8кН; C0 = 36 кН.

2.6 Выбор шлицевых и шпоночных соединений

В таблице 6 показаны размеры шпонок, расчетное и допускаемое напряжение.

Таблица 6 - Размеры шпонок расчетное и допускаемое напряжение коробки подач.

Вал	Рабочий диаметр, мм	Размеры шпонки, мм	Расчетное напряжение смятия, , МПа	Допускаемое напряжение смятия, [усм], МПа
VI	25	8Ч7х30	28,5	120
VII	105	10Ч8Ч30	24,8
		10Ч8Ч15
IХ	45	14Ч9Ч50	92,8
Х	50	14Ч9Ч60 (две шпонки)	111,0

Шлицевые соединения представлены в таблице 7.

Таблица 7 - Шлицевые соединения коробки подач

Вал	Размеры шлицев, мм	Средний диаметр соединения, мм	Рабочая высота шлицев, мм	Статический момент площади, мм	Расчетное напряжение смятия, МПа	Допускаемое напряжение смятия, МПа
VI	8Ч36Ч40 l =72- подвиж	38	2	1050	1,3	100
VIII	10Ч102Ч108 l =72- подвиж.	105			1,6
	10Ч102Ч108 l =30 неподвиж.	105			5,2	120
Х	8Ч52Ч58 l =62- подвиж.	55		440	43	100

2.7 Расчет и проектирование фрезы для нарезания шевронных шестерен

Задание на проектирование предусматривает разработку проекта (расчет основных параметров и проектирование конструкции) фрезы для нарезки зубьев с эвольвентным профилем для шевронной шестерни, имеющей модуль m=5мм, число зубьев z=19, угол наклона зубьев Я=33056' и наружный диаметр dae=124,5мм. Канавка между зубчатыми венцами имеет ширину 8 мм (чертеж шестерни - на рисунке 3).

Рисунок 3 - Чертеж шестерни зубчатой шевронной

При таком конструктивном исполнении шестерни выполнить нарезание заданных зубчатых венцов дисковой модульной или червячной фрезой невозможно из-за недостаточной ширины канавки между венцами. При заданном модуле и угле наклона зубьев величина перебега фрезы будет составлять не менее 15 мм, [3, с.343]. На чертеже канавка имеет ширину только 8 мм, поэтому при выходе червячная фреза будет на 7 мм подрезать соседний венец

Нарезать заданные венцы без изменения конструкции можно с помощью пальцевой модульной фрезы. Государственного стандарта на пальцевые фрезы нет, они выпускаются по техническим условиям заводов-изготовителей. Поэтому будем проектировать специальную пальцевую модульную фрезу.

2.7.1 Описание конструкции пальцевых фрез

Пальцевые модульные фрезы применяют для черновой и чистовой обработки цилиндрических зубчатых колес наружного зацепления с прямыми, косыми, винтовыми и шевронными зубьями с модулями до 50 мм. Конструктивно они соответствуют концевым фрезам, имеющим фасонный профиль режущих кромок. Для нарезания шевронных колес без канавки (или с канавкой малой ширины) это практически единственный метод.

Черновые пальцевые модульные фрезы применяют для предварительного нарезания шевронных колес крупных модулей (m>8).

Чистовые пальцевые модульные фрезы применяют для окончательной обработки крупных модулей или для нарезки колес с модулями менее 8. Эти фрезы чаще всего изготавливаются с затылованными зубьями. Переточку их производят по плоской передней поверхности, проходящей через ось фрезы. Для обеспечения благоприятных задних углов вдоль всей режущей кромки, повышающих период стойкости инструмента, затылование производят под углом 10…150 к оси фрезы. Этот метод дает наилучшие результаты из трех известных: радиального, осевого и наклонного.

При работе ось фрезы устанавливается симметрично впадине нарезаемого колеса, размеры которой определяют габариты фрезы. Фрезы устанавливаются на шпинделе станка с помощью оправки с базой по посадочному пояску и крепятся с помощью резьбового соединения.

При нарезании прямозубых колес методом копирования профиль режущих кромок фрезы совпадает с профилем впадин между зубьями. При нарезании же косозубых колес такого совпадения нет ни в одной из плоскостей сечения. Точки контакта зубьев фрезы с заготовкой лежат на боковых винтовых поверхностях зубьев в разных плоскостях. При этом профиль нарезаемого зуба получается, как огибающая различных положений профиля фрезы. Задача профилирования режущих кромок в этом случае и получения теоретического профиля фрезы решается путем достаточно сложных графоаналитических вычислений.

Для упрощения построения очертания профиля зуба модульных фрез для нарезки косозубых колес ВНИИИ инструмент предложил специальные таблицы значений координат х и у для любой точки профиля фрезы, отсчитываемых от дна впадины зуба, координат хц центров закруглений по впадине зуба, радиусов закруглений R, а затем точек координат В, С, D, Е, профилей зуба. Координаты точек H5 и S5 являются последними точками профиля шаблона для затыловочного резца. Профиль типа I (рисунок9а) предназначен для фрез № 1--5. Этот профиль состоит из дуги окружности АВ, отрезка прямой ВС и эвольвенты CDE.

Профиль типа II (рисунок9б) предназначен для фрез № 6--8. Этот профиль состоит из отрезка прямой линии ОА, дуги окружности АВ и эвольвенты BDE. Приведенные в таблице значения координат х и у даны для модуля m= 100 мм. Для других значений модуля табличные значения надо разделить на 100 и умножить на модуль нарезаемого колеса [4, с.9,10].

По заданию нарезаемая шестерня имеет модуль m=5 мм и z=19 зубьев. Для колес с модулем менее 8 обычно используется комплект из 8 фрез. По [5, с.311], необходимо использовать фрезу №3, которая применяется для колес, имеющих 17-20 зубьев.

Профиль дисковых и модульных фрез изображен на рисунке 4.

а) б)

Рисунок 4 - Построение профиля дисковых и пальцевых модульных фрез по методу ВНИИ Инструмент

2.7.2 Расчет исходных геометрических параметров

Для проектирования фрезы необходимы следующие геометрические параметры обрабатываемых колес:

торцовый модуль mt;

профильный угол в торцовом сечении, ?t;

угол наклона зуба косозубого колеса на делительном цилиндре Я;

радиусы окружностей: делительной d, выступов dа, впадин df;

число зубьев нарезаемого колеса - z.

Торцовый модуль, мм:

(2.35)

где mn1 - модуль в нормальном сечении;

Я1- угол наклона зубьев;

при

.

Профильный угол в торцовом сечении, град:

, град, (2.36)

где бn1 - угол зацепления в нормальном сечении шестерни;

при ;по формуле (2.36):

Делительный диаметр шестерни:

Радиус основной окружности:

Угол развернутости эвольвенты зуба:

Эвольвентный угол профиля зуба, рад

;

Угол Яw1 наклона зуба колеса с профильным углом ?n1 на начальном цилиндре при обработке инструментом с профильным углом ?n0:

Профильный угол ( зуба колеса на начальном цилиндре обработки в торцовой плоскости):

;

.

Радиус начального цилиндра обработки колеса:

Угол давления эвольвенты на цилиндре начального радиуса rw1:

Толщина зуба шестерни в сечении, нормальном к винтовой линии на делительном диаметре:

Коэффициент сдвига исходного контура по чертежу - х = 0,00037;

Толщина зуба корригированного колеса в сечении, нормальном к винтовой линии на делительном цилиндре, при коэффициенте смещения исходного контура х:

Высота зуба шестерни:

Высота головки и ножки зуба шестерни:

Высота делительной головки зуба корригированного колеса:

Диаметр окружности выступов шестерни:

Диаметр окружности впадин шестерни:

2.7.3 Основные конструктивные и расчетные размеры фрезы

Расчет профиля фрезы

Из [4, с.12] выбираем координаты некоторых характерных точек профиля проектируемой пальцевой фрезы №3. В таблице указаны координаты для модуля 100 мм, поэтому выбранную координату делим на 100 и умножаем на 5 (т.к. модуль нарезаемого колеса 5 мм).

Все значения координат указаны в миллиметрах.

Для удобства расчетов и построения профиля фрезы составляем таблицу 8.

Выбираем и проводим координатные оси X и Y. По указанным в таблице 10 значениям координат на координатных осях строим характерные точки. Для наглядности построение проводим в масштабе 10:1 (см. графическую часть). Из центра окружности проводим радиус через центр координат (точку 0.0). Радиус проходит через точку В. Далее между точками В и С - отрезок прямой. Выше точки С начинается эвольвентный участок, который заканчивается в точке Е. Координаты точки К являются последними точками профиля шаблона для затыловочного резца. Данные точки и отрезки образуют уникальный геометрический профиль конструируемой фрезы. По данному профилю изготавливается шаблон.

Таблица 8 - Координаты характерных точек профиля пальцевой фрезы

Точка профиля	Координата	Значение по [4, с.12]	Значение для m=5
В	Н1	55,83	2,79
	S1	60,93	3,04
С	Н2	67,26	3,363
	S2	61,93	3,0965
D	Н3	209,42	10,471
	S3	141,4	7,0705
Е	Н4	220	11,0
	S4	150,87	7,5435
К	Н5	240	12,0
	S5	170,4	8,52
Центр окружности	Хц	0	0
	Yц	61,16	3,058

Эвольвентный участок представляет собой часть кривой, которую можно построить, только найдя координаты отдельных точек и затем соединив их между собой. Из [4. с.11] выбираем координаты точек эвольвентного участка профиля фрезы. Пересчитываем эти координаты аналогично координат для характерных точек и заносим в таблицу 9.

Таблица 9 - Координаты точек эвольвентного участка профиля фрезы

Точка профиля	Координата Y	Координата Х
	По [4. с.11]	для m=5	По [4. с.11]	для m=5
1	70	3,5	62,95	3,1475
2	80	4,0	64,64	3,232
3	90	4,5	67,66	3,383
4	100	5,0	71,34	3,567
5	110	5,5	75,51	3,7755
6	120	6,0	80,17	4,00
7	130	6,5	85,29	4,2645
8	140	7,0	90,84	4,542
9	150	7,5	96,85	4,8425
10	160	8,0	103,25	5,1625
11	170	8,5	110,10	5,505
12	180	9,0	117,10	5,855
13	190	9,5	125,07	6,2535
14	200	10,0	133,24	6,662

Определение конструктивных размеров фрезы

Предварительно наружный диаметр, диаметр внутреннего отверстия и длину фрезы выбираем по таблице 10.8 [6, с.831]:

D = 40 мм;

d= 25H7мм;

L =70 мм.

Крепежная резьба во внутреннем отверстии:

Эта резьба имеет увеличенный допуск для обеспечения зазора, т.к. базирование производится по диаметру d=25H7 мм;

Диаметр проточки в отверстии: d2=23мм

Число зубьев фрезы принимаем: z = 2;

Размер «под ключ» для крепления фрезы на шпинделе S=32 мм.

Радиус закругления дна основной канавки 1 мм.

Радиус стружечной канавки на торце 0,5 мм.

Задний угол при вершине принимаем ? =100.

Передний угол принимаем г=0.

Радиус закругления дна стружечной канавки принимаем - r0 = 1 мм.

Угол профиля стружечной канавки принимаем и=200.

Технические требования:

Шероховатость передней поверхности Rz =3,2мкм;

поверхности внутреннего отверстия Rz = 1,25 мкм;

затылованной поверхности профиля Rz =мкм.

Биение боковых режущих кромок по нормали - ft =0,065 мм.

Просвет по шаблону: на эвольвентном участке - 0,03 мм;

- на прямолинейном участке - 0,06 мм.

Допуск профиля зуба от теоретического:

на участке эвольвенты - ftи=0,040 мм;

на вершине и закруглениях зуба - 0,063 мм.

2.7.4 Выбор станка

В таблице 10 представлена техническая характеристика вертикально-фрезерного станока модели 6Т13.

Таблица 10 - Технические характеристики вертикально-фрезерного станка 6Т13

Параметр	Значение
Размеры стола, мм	1600Ч400
Максимальные перемещения, мм - продольное	1000
поперечное	400
вертикальное	430
Расстояние от торца шпинделя до стола, мм	70…500
Частота вращения фрезерного шпинделя, об/мин	31,5…1600
Диапазон подача, мм/мин	12,5…1600
Мощность электродвигателя главного привода, кВт	11

2.8 Модернизация системы смазки вертикально-фрезерного станка

Система смазки имеет две самостоятельные централизованные системы:

- жидкая смазка подшипников шпинделя;

- жидкая смазка узлов коробки передач.

Основные исходные данные для расчета систем смазки.

Жидкая система смазки шпинделя:

- средний диаметр подшипников шпинделя d= 77,2 мм;

- частота вращения шпинделя n= 1250 мин-1;

- число рядов тел качения в подшипнике i= 1;

- давление подачи смазки не мене 1,6 МПа.

Жидкая смазка узлов коробки передач:

2.8.1 Составление принципиальной схемы системы

Принципиальная схема смазки показана на рисунке 5.

Рисунок 5 - Гидравлическая схема привода

- давление подачи смазки не менее 1 МПа.

- число точек подачи масла - 5;

- расход масла в одну точку - 0,3 л/мин;

Для смазки узлов станка применяем индустриальное масло И-50 ТУ 38 101413-78 с с = 910 кг/см3 и ? =50 мм2/с.

Система смазки подшипников шпинделя состоит из следующих аппаратов:

НУ1 - насосная установка;

Ф1 - фильтр;

МН1 - манометр;

КП1 - клапан предохранительный;

КО1 - клапан обратный.

Система смазки узлов коробки передач состоит из следующих аппаратов:

НУ2 - насосная установка;

Ф2 - фильтр;

МН2 - манометр;

КП2 - клапан предохранительный;

КО2 - клапан обратный.

Обе системы работают одинаково. Насосные установки НУ1 (НУ2) подают рабочую жидкость из бака в системы. Фильтры Ф1 и Ф2 очищают рабочую жидкость. С помощью манометров МН1 и МН2 контролируются давления в системах. Клапана предохранительные КП1 и КП2 предохраняют системы от перегрузок. Клапана обратные КО1 и КО2 предотвращают слив жидкости из систем при выключенных насосных установках.

2.8.2 Выбор насосов

Выбор насоса смазки для подшипников шпинделя

Минимально допустимый расход жидкого смазочного масла для смазывания шпиндельных опор можно определить по следующей зависимости:

Рисунок 6 - Схемы движения смазывающей жидкости

Расход жидкости определяем:

, см3/мин, (2.37)

где dm - средний размер подшипников, мм;

n - частота вращения шпинделя, об/мин;

i- число рядов тел качения в шпиндельных опорах;

? - вязкость масла при рабочей температуре опоры, м2/с;

k1 - коэффициент, характеризующий тип подшипника;

k2 - коэффициент, характеризующий условия нагружения;

k3 - коэффициент, характеризующий условия выхода масла из рабочей зоны подшипника;

k4 - коэффициент, зависящий от рабочей температуры подшипника.

По условиям работы шпиндельных опор:

dm = 77,2 мм; n = 1250 об/мин; i = 1; ? = 5 м2/с;

k1 = 1 (для шарикодшипников);

k2 = 2 (тяжелое нагружение);

k3 = 2 (при свободном выходе из конических подшипников);

k4 = 1 (нормальные температурные условия).

Подставляем значения в формулу (2.37):

см3/мин =

15,89 л/мин = 0,00027 м3/с.

Исходя из полученных расчетных данных, выбираем нерегулируемый шестеренный насос Г11-22. Характеристики данного насоса представлены в таблице 11.

Таблица 11 - Характеристики насоса Г11-22

Параметр	Значение
Рабочий объем, см3	16
Номинальное давление, МПа	2,5
Максимальное давление, МПа	3,0
Номинальная подача, л/мин (м3/с)	18 (0,0003)

Выбор насоса смазки для узлов коробки передач

Согласно исходных данных, для смазки узлов коробки передач:

- число точек подачи масла - 5;

- расход масла в одну точку - 0,3 л/мин.

Требуемая подача насоса:

л/мин, (2.36)

где q - расход масла в одну точку, л/мин;

i - число точек подачи смазки.

Подставляем значения в формулу (2.46):

л/мин = 0,000025 м3/с.

Исходя из полученных расчетных данных, выбираем нерегулируемый шестеренный насос НМШ 2-40-1,6/16. Характеристики данного насоса представлены в таблице 12.

Таблица 12 - Характеристики насоса НМШ 2-40-1,6/16

Параметр	Значение
Номинальное давление, МПа	1,6
Максимальное давление, МПа	2
Номинальная подача, л/мин (м3/с)	1,6 (0,000027)

2.8.3 Выбор гидроаппаратуры и трубопроводов

Подбор гидроаппаратуры

Выбор гидроаппаратов производится из справочной литературы по величине расхода и рабочего давления в той линии, где установлен аппарат, номинальные значения расхода и давления должны быть ближайшими большими, либо равными к расчетным значениям. Выбираемые аппараты должны соответствовать заданному способу монтажа.

Фильтр напорный (Ф1)25-80 ГОСТ 21329-75:

Фильтр напорный (Ф2)10-80 ГОСТ 21329-75:

Клапан предохранительный (КП1, КП2):

МКПВ16/3ФВ УХЛ4 ТУ2-053-1737-85;

Обратный клапан (КО1, КО2):

Манометр (МН1, МН2):

Диаметр трубопровода и скорости движения жидкости

Для нахождения диаметров трубопроводов зададимся скоростью движения жидкости согласно рекомендуемым в зависимости от давления и условий смазки:

Смазка подшипников шпинделя:

При давлении насосной установки P = 2,5 МПа, uрек = 2 м/с.

Смазка узлов коробки передач:

из условия не разбрызгивания масла в точках подачи uрек = 1 м/с.

В качестве трубопроводов применяем стальные трубы ГОСТ 8734-75.

Внутренний диаметр участка трубы:

(2.39)

где Q - максимальный расход рабочей жидкости через трубу, м3/с;

uрек - рекомендуемая скорость течения рабочей жидкости, м/с.

Расчетная толщина стенки участка трубы:

, мм, (2.40)

где P - максимальное давление рабочей жидкости в трубе, МПа;

[у]вр - допускаемое напряжение на растяжение, для стали

[у]вр=340 МПа;

kб - коэффициент запаса, kб= 2…8.

Исходя из давления в гидросистеме, используем соединения трубопроводов с развальцовкой при давлении до 6,3 МПа. Трубы подбираем из числа рекомендованных для данного типа соединений.

2.8.4 Система смазки подшипников шпинделя

Участки 1-2, 3-4:

По ГОСТ 8734-75 принимаем трубу 18Ч1, у которой внутренний диаметр: dвн =18 - 2Ч1 = 16 мм.

Участок 5-6:

По ГОСТ 8734-75 принимаем трубу 18Ч1, у которой внутренний диаметр: dвн =18 - 2Ч1 = 16 мм.

2.8.5 Система смазки узлов коробки передач

Участки 1'-2', 3'-4':

По ГОСТ 8734-75 принимаем трубу 8Ч0,6, у которой внутренний диаметр:dвн = 8 - 2Ч0,6 = 6,8 мм.

Участок 5'-6':

По ГОСТ 8734-75 принимаем трубу 8Ч0,6, у которой внутренний диаметр:dвн = 8 - 2Ч0,6 = 6,8 мм.