Размещено на http://www.allbest.ru/

Исходные данные

Станок токарно-револьверный.

Максимальный диаметр обработки - 25 мм.

Число подач - 10.

Диапазон регулирования - 30.

Разработать коробку подач.

Рассчитать наиболее нагруженный вал - выходной.

• Содержание

Введение

1. Кинематический расчет коробки подач

2. Силовой расчет зубчатых колес

3. Расчет валов

4. Проверочный расчет валов

5. Подбор подшипниковых узлов

6. Система смазки

7. Виброустойчивость, точность и жесткость станка

Литература

Введение

токарный станок подшипниковый жесткость

В станочном парке промышленности одно из ведущих мест занимает группа токарных станков. Несмотря на преобладающие тенденции развития специальных токарных станков и автоматов, отвечающих задачам получения наибольшей производительности при максимальной автоматизации процесса, продолжают развиваться и универсальные токарные станки.

Токарно-револьверные станки применяют в серийном производстве для обработки деталей из прутков или из штучных заготовок. На этих станках можно выполнять все основные операции, выполняемые на токарно-винторезных станках, то есть, можно обрабатывать наружные цилиндрические, конические и фасонные поверхности; растачивать цилиндрические и конические отверстия; обрабатывать торцевые поверхности; нарезать наружную и внутреннюю резьбы; сверлить, зенковать и развертывать отверстия; производить отрезку, подрезку и другие операции.

Револьверные станки отличаются от токарно-винторезных тем, что не имеют задней бабки и ходового винта, а имеют продольный суппорт, несущий револьверную головку, в гнездах которой может быть установлен разнообразный инструмент. При наличии специальных комбинированных державок можно в одном гнезде закрепить несколько инструментов. Заготовки зажимаются патронами или специальными цанговыми зажимными устройствами. Револьверная головка может поворачиваться вокруг оси, последовательно подводя инструмент к детали. Инструмент также может крепиться и в резцедержателе поперечного суппорта.

Применение токарно-револьверных станков считается обоснованным в том случае, когда по технологическому процессу обработки детали требуется большое количество режущего инструмента и размер партии составляет не менее 20 штук. Данный станок значительно сокращает машинное и вспомогательное время.

В предлагаемом проекте рассмотрена коробка подач со ступенчатым регулированием и автоматическим переключением с применением электромагнитных муфт.

По заданию в качестве аналога больше всего подходит токарно-револьверный станок 1Г325.

1. Кинематический расчет коробки подач

Для облегчения кинематических расчетов коробок подач применяют графоаналитический метод, который заключается в графическом изображении чисел оборотов и передаточных отношений в виде графиков чисел оборотов и структурных сеток.

На рис. 1. изобразим структурную сетку.

Рис. 1. Структурная сетка.

Данная структура состоит из трех элементарных двух валовых передач, обеспечивающих Z = 3х2х2 = 12 подач. Две подачи совпадают, поэтому станок имеет фактически 10 подач.

Определим знаменатель геометрического ряда по формуле:

.

По аналогу минимальная подача S_min = 0,04 мм/об. Минимальное число оборотов выходного вала коробки подач n_min = 2 об/мин.

Тогда максимальное число оборотов выходного вала определим по формуле:

Из структурной сетки получаем следующие соотношения передаточных чисел:

Для построения графика чисел оборотов, необходимо определить передаточные числа. Значение i не должно выходить за пределы 0,25 i 2.

Наибольшее расхождение имеют лучи i₆ и i₇. Примем i₆ = 1, тогда i₇ = 1/⁴ = 0,22, что не подходит. Поэтому примем i₆ = ² = 2,13, тогда i₇ = 1/² = 0,47.

Для передач между четвертым и пятым валами примем следующие передаточные отношения i₄ = 1, i₅ = 1/³ = 0,32.

Для передач между первым, вторым и третьим валами примем i₁ = 1; i₂ = 1/ = 0,69; i₃ = 1/² = 0,47.

Основываясь на вышесказанном, на рис. 2 изобразим график чисел оборотов.



Рис. 2. График подач.

Для определения чисел зубьев воспользуемся таблицей 3 [6], отыскивая такое значение z для каждой передачи, которое обеспечивает требуемое передаточное отношение. Результаты сведем в таблицу 1.

Таблица 1

i	i1 = 1	i2 = 0,69	i3 = 0,47	i4 = 1	i5 = 0,32	i6 = 2,13	i7 = 0,47
z1 : z2	50:50	41:59	32:68	50:50	24:76	68:32	32:68
z	100	100	100

2. Силовой расчет зубчатых колес

Далее необходимо рассчитать модуль. В коробках подач модуль шестерен, как правило, рассчитывают исходя из прочности зуба на изгиб m_изг

 [6, стр. 150]

где _изг - допускаемое напряжение на изгиб, Н/см²;

N - номинальная передаваемая мощность, кВт;

n - минимальное число оборотов шестерни, при котором передается полная мощность, об/мин;

у - коэффициент формы зуба (при z = 20 60 - у = 0,243 0,268);

z - число зубьев шестерни;

= b/m = 6 10,

где b - ширина шестерни;

k - коэффициент нагрузки, который учитывает изменение нагрузки по сравнению с номинальной от действия различных факторов, k = k_д k_к k_р,

где k_д - коэффициент динамичности нагрузки, учитывает дополнительную нагрузку на зубья шестерен, вызываемую ударами при входе зуба в зацепление, рассчитывается только для быстроходных шестерен с V = 30 м/сек. В коробках подач скорость, как правило не превышает 2 м/сек.

k_к - коэффициент концентрации нагрузки, учитывает неравномерность эпюры давлений по ширине зуба из-за деформации осей, k_к = 1,2 1,4;

k_р - коэффициент режима, учитывает что передача работает не только на максимальных нагрузках, k_р = 1.

Тогда k = 1,31 = 1,3.

Допускаемое напряжение на изгиб

_изг = 0,4·_Нlimb · К_FL [Н/мм²]; [2, стр. 48]

где _Нlimb - предел контактной выносливости при базовом числе циклов, по табл.3.13. [2] _Нlimb=2НВ+70.

Материал колес легированная сталь 40Х по ГОСТ 4543-91 с

_в = 930 Н/мм² ; НВ350 и HRC 45...56.

_Нlimb = 2·350+70 = 770 Н/мм².

К_FL - коэффициент долговечности, учитывающий влияние режима нагружения на длительный предел выносливости при изгибе. К_FL = 1, когда эквивалентное число циклов перемены напряжений больше базового.

_изг = 0,4·770 ·1 = 308 Н/мм²;

При выборе _изг надо учитывать эффективный коэффициент концентрации напряжений, k = 2 для закаленных колес,

Передаваемую мощность определим через момент на выходном валу.

Для этого надо рассчитать тяговую силу, необходимую для преодоления сил полезного сопротивления:

Р = k_пР_х+F,

где Р_х - составляющая силы резания, действующая в направлении подачи, Н;

k_п - коэффициент, учитывающий влияние опрокидывающего момента, который возникает вследствие несимметричного приложения силы подачи, для токарных станков 1,15;

F - сила трения в направляющих, Н.

Составляющую силы резания определим по формуле:

Р_х,z = 10С_рt^xS^yVⁿK_p, [7, стр.271]

Примем средние режимы резания: t = 3,5 мм; S = 0,5 мм/об.

Скорость резания

, [7, стр.265]

Значения коэффициентов и степеней возьмем из справочника [7].

.

Р_х = 103393,5¹0,5^0,5180^-0,41,5 = 1577 Н.

Сила трения в направляющих для токарных станков с призматическими направляющими определяется по формуле:

F = (P_z+Q)f, [4, стр.402]

Р_z = 103003,5¹0,5^0,75180^-0,151,5 = 4300 Н.

Q - вес суппорта 150 кг;

f - приведенный коэффициент трения, равен 0,15.

F = (4300+15)0,15 = 650 Н.

Р = k_пР_х+F = 1,151577+650 = 2464 Н.

Крутящий момент на последнем валу коробки подач определяется по формуле:

М_кр = Рr [6, стр.],

где r - радиус реечной шестерни, примем, d = z·m = 3·28 = 84 мм (по станку аналогу);

М_кр = 24640,042 = 105 Нм.

Мощность на валу:

.

Рассчитаем мощности и моменты для всех валов коробки. N₁ = N₂/.

КПД для зубчатой передачи 0,96.

Таблица 3

Вал	I	II	III	IV
Мкр, Нм	7	16	50	105
N, кВт	0,026	0,025	0,024	0,022

Для передач между первым и вторым валом:

Для передач между вторым и третьим валом:

Для передач между третьим и четвертым валом:

Примем m = 2 для двух передач и m = 2,5 для третьей, конструктивно и из-за более высокой технологичности изготовления колес.

Проведем силовой расчет зубчатых колес методами, которые рассматривали в курсе «Детали машин».

Для примера рассмотрим передачу 32:68 между 3 и 4 валами.

Проверка на контактную усталость рабочих поверхностей зубьев проводится по формуле:

[7, стр.26],

где а - межосевое расстояние, для прямозубой передачи определяется по формуле:

;

М₂ - момент на ведомом валу,

К_Н = К_Н К_Н К_НV,

где К_Н - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, для прямозубых колес принимают К_Н = 1;

К_Н - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, по табл.3.1. [7] при несимметричном расположении колес относительно опор и твердости поверхности зубьев НВ 350 - К_Н = 1,2;

К_НV - динамический коэффициент, зависящий от окружной скорости колес, примем, для прямозубой передачи 8-ой степени точности с окружной скоростью до 18 м/с К_НV=1,05.

Тогда, К_Н = 11,21,05 = 1,26.

_ba = b/a - для прямозубых передач принимают _ba = 0,25,

тогда b = _baа = 0,25125 = 32 мм.

Допускаемое контактное напряжение []_Н определяют по формуле

[7, стр.27],

где _Нlimb - предел контактной выносливости при базовом числе циклов, по табл.3.2. [7] _Нlimb = 2НВ + 70 = 770 Н/мм².

К_HL - коэффициент долговечности, К_HL = 2;

[n]_Н - коэффициент безопасности, для колес из закаленной стали, принимаем [n]_Н = 1,1.

Отсюда []_Н = (7702)/1,1 = 1400 Н/мм².

.

Условие выполняется.

Проверка на выносливость при изгибе производится по формуле:

[8, стр.55],

где К_F = К_F K_F К_FV,

К_F = 0,91 по табл.4.10 [8] для 8-ой степени точности;

K_F = 1,01 по табл.4.12 [8] при _bd = b/d = 38/204 = 0,18;

К_FV = 1,3 по табл.4.13 [8] при окружной скорости до 18 м/с;

К_F = 0,911,011,3 = 1,2,

Y_F = 3,61 по табл.4.14 [8] при числе зубьев 68.

Допустимое напряжение

[7, стр.36],

где ⁰_Flimb = 1,8 НВ = 1,8350 = 630 Н/мм²;

[n]_F = [n]_F[n]_F - коэффициент запаса прочности;

[n]_F = 1,75 по табл.3.9 [7]; [n]_F = 1 для штамповок.

[_F] = 630/1,75 = 360 Н/мм².

.

Условие выполняется.

Для остальных передач расчет произведем аналогично и результаты сведем в таблицу 3.

Таблица 4

	а, мм	М2, Нм	Кн	b, мм	[]Н, Н/мм2	Н, Н/мм2	КF	YF	[]F, Н/мм2	F, Н/мм2
I/II	100	16	1,26	25	1400	230	1,2	3,64	360	20
II/III	100	50	1,26	25	1400	418	1,2	3,62	360	58
III/IV	150	105	1,26	38	1400	317	1,2	3,61	360	40

3. Расчет валов

Начнем с ориентировочного определения диаметров валов, из расчета на чистое кручение по пониженному допускаемому напряжению без учета влияния изгиба.

[7, стр.94],

где М - момент на валу;

[]_к - допускаемое напряжение на кручение, для валов из стали

[]_к = 20 Н/мм².

, ,

, .

Из соображений технологичности выполним все валы диаметром 30мм, с переходами между шейками не менее 5 мм.

Наметив конструкцию валов и установив их основные размеры, выполним уточненный проверочный расчет, определив коэффициенты запаса прочности для опасных сечений.

4. Проверочный расчет валов

В нашем случае для вала I возможны три схемы нагружения, для вала II - 6 схем, для вала III - 4 схемы, для вала IV - 2 схемы. При определении схем нагружения считаем, что колеса не участвующие в передаче моментов вал не нагружают. Рассмотрим схему, обеспечивающую минимальные обороты выходного вала коробки.

По развертке и свертке коробки подач, найдем силы, действующие в активных зацеплениях по формулам:

окружная сила F₁ = 2M₁/d₁; радиальная сила F_r1 = F₁*tg20.

По уравнению равновесия (М = 0) определяем реакции в опорах в двух перпендикулярных плоскостях и построим эпюры изгибающих моментов в этих плоскостях и эпюру крутящего момента.

Вал I:

М = 7 Нм;

сила от колеса на входе в коробку при разложении на оси:

F_кх= 2·7000/120 = 117 Н; F_кy= 117·0,364 = 42,5 Н;

F = 2·7000/64 = 219 Н, F_r = 219·0,364 = 80 Н;

R_Ах =(F_кх375- F_r·120)/320= 107 H; R_Ay =(F_ку375+F·120)/320= 132 H;

R_Бх =(F_r·200+F_кх55)/320= 70 H; R_Бy =(F·200- F_ку55)/320= 129,5 H.

Проверка:

R_Ах - R_Бх = F_кх - F_r 107 - 70 = 117 - 80;

R_Ау + R_Бу = F + F_кy 132 + 129,5 = 219 + 42,5.

Реакции в опорах R_A = 108 Н; R_Б = 147 Н.

Построим эпюры моментов.

Относительно оси Х:

М₁ = -F_ку·55 = -2,4 Нм;

М₂ = -F_ку·255+R_Ау·200 = 15,5 Нм

Относительно оси Y:

М₁ = -F_кх·55 = 6,4 Нм;

М₂ = -F_кх·255+R_Ах·200 = -8,4 Нм.

Относительно оси Z:

М = М_кр = F·32 = 7 Нм.

Вал II:

М = 16 Нм;

F₁ = 219 Н, F_r1 = 80 Н;

F = 2·16000/48 = 667 Н, F_r = 667·0,364 = 243 Н;

R_Ах =(F_r1·120+F·40)/320 = 113 H; R_Ay =(F₁·120-F_r·40)/320= 52 H;

R_Бх =(F·280+F_r1·200)/320 = 634 H; R_Бy =(F_r·280-F₁·200)/320= 76 H.

Проверка:

R_Бх + R_Ах = F + F_r1 114 + 634 = 667 + 80;

R_Бу - R_Ау = F_r - F₁ 76 - 52 = 243 - 219.

Реакции в опорах R_A = 125 Н; R_Б = 639 Н.

Построим эпюры моментов.

Относительно оси Х:

М₁ = R_Ау ·200 = 10,4 Нм;

М₂ = R_Ау ·280-F ₁·80 = -3 Нм

Относительно оси Y:

М₁ = R_Ах ·200 = 22,6 Нм;

М₂ = R_Ах ·280-F_r1·80 = 25,3 Нм.

Относительно оси Z:

М = М_кр = F·24 = 16 Нм.

Вал III:

М = 36 Нм;

F₁ = 667 Н, F_r1 = 243 Н;

F = 2·50000/64 = 1563 Н, F_r = 1563·0,364 = 569 Н;

R_Ах=(F_r·205-F₁·40)/320= 281 H; R_Ay =(F·205+F_r1·40)/320= 1032 H;

R_Бх =(F₁·280-F_r·115)/320= 379 H; R_Бy =(F_r1·280+F·115)/320= 774 H.

Проверка:

R_Бх - R_Ах = F₁ - F_r 379 - 281 = 667 - 569;

R_Ау + R_Бу = F + F_r1 1032 + 774 = 1563 + 243.

Реакции в опорах R_A = 1070 Н; R_Б = 862 Н.

Построим эпюры моментов.

Относительно оси Х:

М₁ = R_Ау ·115 = 119 Нм;

М₂ = R_Ау ·280-F·165 = 31 Нм

Относительно оси Y:

М₁ = -R_Ах ·115 = -32,3 Нм;

М₂ = -R_Ах ·280+F_r·165 = 15 Нм.

Относительно оси Z:

М = М_кр = F·91,5 = 50 Нм.

Вал IV:

М = 105 Нм;

F₁ = 1563 Н, F_r1 = 569 Н;

R_Ах =F_r1·205/320= 364 H; R_Ay =F₁·205/320= 1001 H;

R_Бх =F_r1·115/320= 205 H; R_Бy =F₁·115/320= 562 H.

Проверка:

R_Бх + R_Ах = F_r1 205 + 364 = 569;

R_Бу + R_Ау = F₁ 562 + 1001 = 1563.

Реакции в опорах R_A = 1065 Н; R_Б = 598 Н.

Построим эпюры моментов.

Относительно оси Х:

М₁ = R_Ау ·115 = 115 Нм;

Относительно оси Y:

М₁ = R_Ах ·115 = 42 Нм;



Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения - по отнулевому (пульсирующему).

Коэффициент запаса прочности для опасных сечений определим по формуле:

[7, стр.95],

где n - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

[7, стр.95],

где _-1 - предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба: для углеродистой стали _-1 = 0,43_в = 0,43930 = 400 Н/мм²;

k - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений;

- масштабный фактор для нормальных напряжений;

- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности, для Ra 0,63 мкм = 0,95;

_V - амплитуда цикла нормальных напряжений, равная наибольшему напряжению изгиба _и в рассматриваемом сечении;

,

где W - момент сопротивления сечения

.

_m - среднее напряжение цикла нормальных напряжений, _m = 0;

n - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

[7, стр.100],

где _-1 - предел выносливости стали при симметричном цикле кручения, _-1 0,58_-1 = 0,58400 = 232 Н/мм²; = 0,1.

Остальные обозначения имеют тот же физический смысл, но относятся к напряжениям кручения.

_V = _m = 0,5_max = 0,5M_кр/W_кр,

где W_кр - момент сопротивления кручению, W_кр = 2W.

У вала концентрация напряжений происходит из-за наличия шлицев.

По таблицам [8, табл.6.6, 6.8] k = 1,7; = 0,88; k = 2,65; = 0,77.

Для первого вала момент сопротивления сечения

.

Изгибающий момент по эпюре М_и = 18 Нм.

_V = 18000/2650 = 6,8 Н/мм².

W_кр = 2W = 5300 мм³;

_V = _m = (0,57000)/5300 = 0,66.

Для обеспечения прочности коэффициент запаса должен быть не меньше 2. Полученное значение удовлетворяет этому требованию с большим запасом.

Аналогично рассчитываем остальные валы.

Таблица 4.

	I	II	III	IV
-1, Н/мм2	400
d, мм	30	30	30	30
W, мм3	2650	2650	2650	2650
Ми, Н·м	18	25	123	123
k	1,7
	0,88
	0,95
V, Н/мм2	6,8	9,4	46,4	46,4
n	29	10,3	4,2	4,2
-1, Н/мм2	232
Wкр, мм3	5300	5300	5300	5300
Мкр, Н·м	7	16	50	105
k	2,65
	0,77
V, Н/мм2	0,66	1,5	4,7	9,9
n	94	41,6	13,3	6,3
n	28	99,2	4	3,5

5. Подбор подшипниковых узлов

Расчетную долговечность подшипника L_h - выраженную в часах, при частоте вращения n, об/мин, определяем по его динамической грузоподъемности С, указанной в каталоге и эквивалентной нагрузке Р_э по формуле:

[7, стр.117],

в данном случае используем все подшипники шариковые радиальные для них m = 3.

Эквивалентную динамическую нагрузку для нашего случая находим по формуле:

Р_э = (ХVF_r+YF_a)K_бК_т [7, стр.117],

где Х - коэффициент радиальной нагрузки;

V - коэффициент, учитывающий вращение колец, при вращении внутреннего кольца V = 1;

F_r - радиальная нагрузка, действующая на подшипник - есть реакция опоры;

Y - коэффициент осевой нагрузки;

F_а - осевая нагрузка, действующая на подшипник (отсутствует);

К_б - коэффициент безопасности, при спокойной работе без толчков

К_б = 1;

К_т - температурный коэффициент, при температуре до 100С К_т = 1.

В нашем случае отсутствуют осевые силы, а рабочая температура передач не превышает 100 градусов. Таким образом формула примет вид:

Р_э = VF_rK_бК_т или Р_э = F_r.

Радиальные нагрузки определяем по схемам нагружения, для расчетов используем наиболее нагруженные схемы. Подшипники должны обладать долговечностью не менее 36000 часов.

Для всех валов принимаем шарикоподшипник радиальный однорядный 206 с С = 15 кН. Расчет проведем для самого нагруженного подшипника - левая опора третьего вала.

Как видим, запас огромен.

6. Система смазки

Система смазки коробки подач централизованная непрерывная циркуляционная.

Из маслобака насосом масло подается через фильтры в полости валов для смазывания подшипников валов. Для смазывания зубчатых венцов колес и остальных подшипников коробки подач масло подается шестью маслораспылителями закрепленными в крышках коробки.

По табл. 8.8 [7] устанавливаем вязкость масла: при окружной скорости до 18 м/с рекомендуемая вязкость = 44 сСт. По табл. 8.10 [7] принимаем масло индустриальное И-40А по ГОСТ 20799-95.

Подшипники смазываем пластичной смазкой (по табл. 7.15 [7]) УТ-1 по ГОСТ 1957-93.

7. Виброустойчивость, точность и жесткость станка

Точность обработки на станке характеризуется величинами отклонений размеров, формы и относительного положения элементов получаемой поверхности от соответствующих параметров заданной геометрической поверхности. В связи с этим необходимо проверять точность изготовления отдельных элементов станка: геометрическую форму посадочных поверхностей (непрямолинейность, неплоскостность, овальность, конусность), точность вращения шпинделя, прямолинейность или плоскостность направляющих и т.д.

Контролю подлежит также правильность взаимного положения и движения узлов и элементов станка. К ним относятся взаимное расположение поверхностей, параллельность направляющих относительно оси шпинделя, перпендикулярность осей шпинделя и стола и т.д.

Точность станков регламентирована соответствующими ГОСТами «Нормы точности», согласно которым для каждого типоразмера станка предусмотрено определенное количество проверок геометрической точности, проводимых в статическом состоянии станка. В качестве проверочных инструментов применяют поверочные и лекальные линейки, контрольные оправки, уровни, щупы, индикаторы и миниметры, оптические приборы и специальные приспособления.

Помимо геометрической точности станок должен обладать кинематической точностью, то есть точностью сохранения заданных отношений скоростей движения исполнительных звеньев. При изготовлении станков, а также при их ремонте необходимо знать кинематические ошибки.

Для проверки кинематической точности механизмов станка применяют приборы, которые позволяют установить изменение передаточного отношения, возникающего из-за погрешности зубчатых передач. Некоторые приборы позволяют измерить относительную погрешность до 10^-7.

Геометрическая и кинематическая точность являются необходимым, но недостаточным условием для обеспечения требуемого качества обработки. Большое значение также имеет жесткость узлов станка.

Статической характеристикой жесткости является податливость:

k = y/P,

где у - величина деформации, Р - прилагаемая сила.

А также жесткость j = Р/у.

Нормы жесткости станков приведены в соответствующих ГОСТах.

Неустойчивость системы проявляется в виде скачкообразного движения узлов станка. Скачки, сопровождающие резание, особенно вредны для станков, на которых выполняют финишные операции.

Дефекты изготовления и сборки узлов оказывают большое влияние на упругую систему станка и создают различные возмущения системы.

Самую большую группу проверок составляют испытания на холостом ходу. Их начинают с включения станка и проверок правильности функционирования основных его механизмов и систем. Проверяют электрооборудование (работу путевых выключателей, защитных блокировок, нулевой, тепловой и максимальной защиты, нагрев катушек аппаратов, резисторов и пр.), работу систем смазывания и охлаждения, системы управления скоростями движения рабочих органов станка, правильность функционирования главного привода и механизмов подачи.

Виброустойчивость станков проверяют чаще всего на малых скоростях скольжения. Испытание на виброустойчивость при резании сводится к определению предельной стружки и ее зависимости от скорости резания. Предельной стружкой называют наибольшую ширину среза, снимаемую на станке без вибраций. Виброустойчивость станков проверяют чаще всего на малых скоростях скольжения. Испытание на виброустойчивость при резании сводится к определению предельной стружки и ее зависимости от скорости резания. Предельной стружкой называют наибольшую ширину среза, снимаемую на станке без вибраций.

Литература

1. Анурьев В.И. Справочник конструктора машиностроителя. - М.: Машиностроение, 1998.

2. Кочергин А.И. конструирование и расчет металлорежущих станков и станочных комплексов. - Минск.: Вышейшая школа, 2011.

3. Краткий справочник конструктора-машиностроителя. Под ред. О.П. Мамет. - М.: Машиностроение, 2008.

4. Металлорежущие станки. Н.С. Коляев, Л.В. Красниченко и др. - М.: Машиностроение, 2010.

5. Металлорежущие станки. Под ред. В.Э. Пуша. - М.: Машиностроение, 2005.

6. Пронников А.С. Расчет и конструирование металлорежущих станков. - М.: Высшая школа. 1998.

7. Справочник технолога-машиностроителя./ Под ред. А.Г. Косиловой и Р.К. Мещерякова. - 4-е изд., - М.: Машиностроение, 1999.

8. Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин. - М.: машиностроение, 2009.

9. Чернилевский Д.В. Курсовое проектирование деталей машин и механизмов. - М.: Высшая школа, 2008.

Размещено на Allbest.ru