Найбільший допустимий діаметр фрези при чорнової
обробці, мм 160
. Найбільше зусилля різання при подачі столу, Н:
поздовжньої 15000
поперечної 12000
вертикальної 5000
. Корегований рівень звукової потужності, дБА 98
. Габарити верстата, мм:
довжина 2280
ширина тисячі дев'ятсот шістьдесят п'ять
висота 2 265
. Маса верстата з електроустаткуванням, кг 3250
Малюнок 1.1 - Кінематична схема верстата 6Т12
Малюнок 1.2 - Графік частот обертання шпинделя
Таблиця 1.1 - Передавальні відносини і числа зубів коробки швидкостей
№Передаточние отношеніяСуммарное число зубів z? Числа зубів ziiiфii'ведущееведомое1i1=0,775i1=1,2955z1=24z2=310,7742i2=0,253i2=3,95384z4=17z7=670,2543i3=0,357i3= 2,801z5=22z8=620,3554i4=0,503i4=1,988z3=28z6=560,55i5=0,709i5=1,41z9=35z12=490,7146i6=0,253i6=3,95384z10=17z13=670,2547i7=1,0-z8=42z11=421,08i8=0,253i8 =3,95384z14=17z16=670,2549i9=1,988-z15=56z17=282,010i10=1,0-50z18=25z19=251,011i11=1,0-60z20=30z21=301,0
Вибираємо асинхронний електродвигун 4А112М4У3 потужністю 5,5 кВт при частоті обертання +1445 хв - 1 (синхронна частота 1500 хв - 1) [2].
Крутні моменти:
Те=Т1=+9550 Н? м;
Т2=Т1 Н? м;
Т3=Т2 Н? м;
Т4=Т3 Н? м;
Визначаємо розрахункову частоту обертання шпинделя/р=nmin хв - 1
За графіком частот (малюнок 2.3) приймаємо np=71 хв - 1.
2. РОЗРАХУНОК ЕЛЕМЕНТОВПРІВОДА ГОЛОВНОГО РУХУ
.1 Розрахунок зубчастих передач
Розрахуємо саму навантажену зубчасту передачу з передавальним відношенням, i8=0,254. Ця передача є прямозубой і складається з шестерні 1 з числом зубів z1=17 і колеса 2 з числом зубів z2=67. Відповідно при обчисленні параметрах шестерні приписуємо індекс - 1, а параметрами колеса - 2.
Приймаються матеріал колеса і шестерні: Сталь 25ХГМ, термообробка колеса і шестерні - нітроцементація з загартуванням; твердість поверхні зубів - HRC 56 ... 60, серцевини HRC 32 ... 45 [1].
.1.1 Проектний розрахунок циліндричної зубчастої передачі на витривалість зубів при згині
Розрахунок будемо вести за методикою наведеною в [3].
Модуль передачі (мм) повинен відповідати умові:
(2.1)
де km - допоміжний коефіцієнт (km=13 - для прямозубих передач);
М1F=705,1 Н · м - вихідний розрахунковий крутний момент на шестірні; - коефіцієнт навантаження на шестерні (kF=1,4); - коефіцієнт, що враховує форму зуба (YF1=3,6); - число зубів шестерні (z1=17);
? bm - відношення ширини колеса b до модуля m (? bm=10);
? FP1 - допустиме напруження для матеріалу шестерні, МПа:
Допустиме напруження на вигин:
(2.2)
де - межа витривалості матеріалу зубів, 1000 МПа; -коефіцієнт режиму навантаження і довговічності.
? FP=0,4? 1 000? 1,25=500 МПа,
Приймаємо m=5 мм.
Визначимо основні геометричні параметри передачі.
Ділильні діаметри знайдемо за формулою:
, (2.3)
Міжосьова відстань передачі:
(2.4)
Діаметри вершин зубів:
(2.5)
Діаметри западин зубів:
(2.6)
Ширина вінця:
(2.6)
Рекомендується ширину вінця приймати рівною 6-10 модулям (менше для рухливих коліс).
Приймаємо
.1.2 Основні геометричні параметри зубчастих передач коробки швидкостей
Розрахуємо для залишилися передач модулі за формулою (2.1), а також основні геометричні параметри передачі за формулами 2.3-2.6. Результати розрахунків зведемо в таблицю 2.1.
Таблиця 2.1-Геометричні параметри зубчастих коліс
imi, ммZidi, ммdai, ммdfi, ммbi, ммаw, мм12,524606553,752568,7522,53177,582,571,252532,51742,547,536,252510542,567167,5172,5161,252552,522556048,752562,562155160148,752572,528707563,752582,556140145133,752592,53587,592,581,2525102,549122,5127,5116,252511317515743,53012612367201207193,53013342126132118,53014342126132118,53015517859572,55021016567335345322,55017556280290267,55018528140150127,55019425100108904020425100108904021430120128110401202243012012811040
Допуски міжосьових відстаней визначаємо за формулою [3]:
(2.7)
де -гранична відхилення міжосьової відстані циліндричної зубчастої передачі по ГОСТ 1643-81, мм.
між I і II, II і II, валами:
?=± (0,6 ... 0,7)? 0,035=± (0,021 ... .0,0245) мм,
п...
