еня, що знаходиться в зачепленні:
Умова дотримується.
Визначаємо допускаемую окружну силу при заданих умовах роботи:
. За табл. 8.19 [8] приймаємо. За табл. 8.7 [8] приймаємо. Оскільки передача понижающая, то. При приймаємо. Вводимо одна натяжна ролик, тому. Таким чином,
Окружна сила:
де - швидкість ременя.
Визначаємо ширину ременя:
де (табл. 8.19, п. 4 [8]).
Приймаємо при мм мм (табл. 8.19, п. 5 [8]). Умова виконується.
Ширина шківа без бортів (табл. 8.20, п. 8 [8]):
Сила, що діє на вали передачі:
Попереднє натяг ременя для усунення зазорів в зачепленні:
При міжосьовій відстані, де діаметр меншого шківа і обидва шківа виконують з ребордами висотою 1,5 ... 4 мм. При менших а реборди виконуються на одному з шківів, частіше меншому. Реборди запобігають осьове сповзання ременя. У нашому випадку виконуємо реборд тільки на одному шківі, меншому.
5. Вибір конструкції шпинделя і його розрахунок
5.1 Конструктивна схема шпиндельного вузла
Відповідно до рекомендацій, наведених в літературі [6] приймаємо наступну компоновку шпиндельного вузла.
Малюнок 6 - Конструктивна схема шпиндельного вузла токарного верстата
У передній і задній опорі встановлюємо радіально-упорні роликовий кулькові підшипники типу 36000К або 46000К. Такі шпиндельні вузли призначені для легких і середніх токарних, фрезерних, фрезерно-розточувальних і шліфувальних верстатів. Діаметр шпинделя в передній опорі 30 ... 120 мм.
5.2 Перевірочний розрахунок підшипників
Критерієм підбору підшипників служить нерівність:
,
де - необхідна величина динамічної вантажопідйомності;
- табличні значення динамічної вантажопідйомності обраного підшипника.
Необхідна величина динамічної вантажопідйомність:
,
де Р - приведена навантаження на підшипник;
n - частота обертання підшипника ( n =200 хв - 1);
L h - довговічність підшипника (приймається для шпинделів верстатів 10000 годин);
Складаємо розрахункову схему (рисунок 7).
Малюнок 7 - Схема розрахунку приведеної навантаження діючої на підшипники шпинделя
Тоді, реакція в опорах А, В дорівнює сумі реакцій виникають у горизонтальній і вертикальній площинах:
кН
кН
Розрахункове навантаження Q :
кН;
Тоді кН
Для радіального дворядного роликопідшипника з короткими циліндричними роликами серії 33182113К,;
тобто підшипник працездатний.
5.3 Розрахунок шпинделя на жорсткість
Складаємо розрахункову схему (рисунок 8). При двох кулькових підшипниках кочення розрахункова схема приймає вигляд:
Рисунок 8 - Розрахункова схема жорсткості шпинделя
Переміщення переднього кінця шпинделя з урахуванням защемляють моменту (cтр. 180, [3]):
де Р - сила різання;
l =0,765 м - відстань між опорами;
а =0,190 м - виліт шпинделя;
J 1 - середнє значення моменту інерції перерізу консолі;
J 2 - середнє значення моменту інерції перерізу шпинделя між опорами;
м;
м.
Е - модуль пружності матеріалу шпинделя: Е=2,1? 1 011 Па;
j A і j B - радіальна жорсткість задньої і передньої опор,=0,7 кН/ мкм; =0,9 кН/мкм;
G =79,3 ГПа - модуль зсуву матеріалу шпинделя;
- коефіцієнт защемлення;
S 1=3,3 · 10-3 і S 2=1,9 · 10-3 - площі перерізу переднього кінця і межопорное частини шпинделя, м2;
Згідно з даними (стор. 136 [3]) допустима мінімальна твердість кінця шпинделя для продукційних верстатів становить 200 Н/мкм.
Фактична жорсткість переднього кінця шпинделя
Н/мкм gt; 200 Н/мкм,
т.е. жорсткість шпинделя забезпечена.
6. Розрахунок зусиль на органах управління
Зміна частоти обертання шпинделя здійснюється введенням в зачеплення різних пар зубчастих коліс. Механізм управління призначений для включення необхідної частоти обертання шпинделя, одержуваної в результаті певного взаємного розташування в зачеплення зубчастих коліс.
При переміщенні коліс виникають різного роду сили опору (сили тертя блоків зубчастих коліс при перемиканні і дет...
