Металлорежушие станки

Содержание

1.Введение

2.Исходные данные

.Определение технической характеристики проектируемого станка

4.Разработка кинематической схемы станка

4.1 Построение структурной сетки

.2 Построение диаграммы частот вращения

. Определение параметров передач

.1 Определение передаточных отношений

5.2 Определение чисел зубьев и диаметров шкивов

. Определяем диаметры шкивов ременной передачи

7. Проверочный расчет фактических частот вращения

. Определение мощности на валах

. Определение крутящего момента на валах

. Предварительный расчёт валов

. Расчет зубчатых колёс

.1 Расчёт межосевого расстояния

.2 Расчёт модулей

. Геометрический расчёт зубчатой передачи

.1 Нахождение делительного диаметра колёс

.2 Определение ширины венца зубчатых колёс

. Прочностные расчеты

.1 Расчёт вала на прочность

13.2 Расчет зубчатых передач на прочность

13.3 Расчетное значение контактного напряжения

13.4 Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса

. Проверка подшипников на грузоподъемность

.1 Проверка подшипников на долговечность

. Расчёт шлицевого соединения

. Расчёт шпоночного соединения

.Расчёт ремённой передачи

.Список использованной литературы

1.   Введение

При проектировании новых моделей станков необходимо учитывать повышение технологических возможностей металлорежущего инструмента с применением минералокерамики, твердых сплавов с износостойким покрытием, абразивных инструментов из синтетического алмаза, эльбора и др. Решение стоящей перед станкостроением задачи требует развития науки о станках и подготовки высококвалифицированных специалистов в данной области.

Проектирование сложных агрегатов, какими являются современные металлорежущие станки, производится, как правило, на основе имеющихся прототипов или аналогичных конструктивных решений. При создании нового станка используются отработанные и всесторонне испытанные конструкции почти всех его основных узлов.

Конструирование станка начинают с подбора необходимы для выполнения проекта чертежей, технических испытаний и других архивных материалов.

Одним из основных требований, которые предъявляются к современным металлорежущим станкам, является точность их работы, т.е. стабильность обеспечения станком заданной геометрической формы обработанной детали, качества ее поверхности, определяющих основные параметры формы.

Проектирование металлорежущего станка начинается с разработки его принципиальной схемы, которая должна определить принимаемый метод обработки, возможность обработки с одной установки и ее последовательность, а также необходимость и возможность применения многоинструментной обработки.

Теория металлорежущих станков - это, прежде всего, практическая наука, направление её развития формируют технические требования к деталям машин, которые выдвигает практика, с решением задач высокой производительности и экономичности технологических операций. В связи с этим появилось много научных подходов к исследованию процессов обработки металлов, конструкторских решений в проектных работах по созданию новых и модификации существующего металлорежущего оборудования, направлений развития станкостроения в целом, из них основные это, прежде всего, разработка методов кинематического расчёта станков, методов оценки и расчёта точности станков, методов исследований в области жёсткости станков и элементов станка, методов расчёта механизмов и деталей станков; разработка теории производительности и автоматизации станков, исследование и разработка научных основ по динамике станков, исследования в области программного, в том числе адаптивного управления станками, разработки методов расчёта станков на надёжность, долговечность и износостойкость.

2.   Исходные данные

металлорежущий станок вал подшипник

Тип станка - горизонтально-фрезерный консольный;

Диапазон регулирования R_n = 100;

Размерная характеристика станка: №0 (стол станка 200 х 800 мм);

Обрабатываемый материал: конструкционная сталь твердость НВ160…260;

Характер обработки: черновая;

Компоновка привода: раздельая;

Структура привода: нормальная;

Способ регулирования: ступенчатое;

Электродвигатель: двухскоростной;

Способ переключения скоростей: ручное;

Сборочная единица: шпиндельный узел с переборным устройствром.

Знаменатель ряда значений скоростей главного движения: =1,25 (принят как рекомендуемое значение для фрезерных станков);

3.   Определение технической характеристики проектируемого станка

3.1 Анализ технических характеристик станков, аналогичных проектируемому

Тип станка: фрезерный;

Основная размерная характеристика: стол 200 × 800 мм ;

Метод определения: статистический.

Таблица 1 - Технические характеристики станков

Расчетный наибольший диаметр:

d_max = (0,75 … 1,0) х В = (0,7 … 1,0) x 200 = 140 … 200 мм;

Принимаем d_max = 190 мм.

Расчетный наименьший диаметр:

d_min = ( 0,1 … 0,17) х d_max = ( 0,1 … 0,17) х 190 = 19 …32,3 мм;

Принимаем d_min = 30 мм.

Глубина резания

Принимаем t = 3 мм

Максимальная подача

Скорость резания

Скорость резания при обработке наименьшим диаметром фрезы

Максимальная частота вращения

=4478

Проанализировав аналогичные станки принимаем

Минимальная частота вращения :

Принимаем :

3.2 Определение ряда частот вращения

Определение числа ступеней частот вращения шпинделя:

Принимаем z=24

Z=2₂х3₁х2₃х2₄=24

Принимаем ряд частот вращения шпинделя:

3.3 Выбор электродвигателя

По ГОСТу 13859-68 выбираем двухскоростной электродвигатель АИС100LB-4/2 (мощность P = 3 кВт частота вращения n₁ = 1430 об/мин,

n₂ = 2850 об/мин).

4. Разработка кинематической схемы станка

.1 Построение структурной сетки

Структурная формула станка:

Z=2₂х3₁х2₃х2₄=24

Р₁=2 Р₂=3 Р₃=2 Р₄=2

Х₁=3 Х₂=1 Х₃=6 Х₄=12

4.2 Построение диаграммы частот вращения

По структурной сетке построим диаграмму частот вращения, по которой можно определить фактические частоты вращения и передаточные отношения передач в группах.

Диаграмма частот вращения

Рис.3 Диаграмма частот вращения привода главного движения

5. Определение параметров передач

.1 Определение передаточных отношений

Передаточное отношение ременной передачи:

Передаточное отношение ременной передачи переборного устройства:

Частные передаточные отношения зубчатых передач:

Группа I

Группа II

Группа перебора

5.2 Определение чисел зубьев и диаметров шкивов

Определяем методом наименьшего кратного

Группа I

Минимальный предел чисел зубьев:

Z=18÷20 (все зубья умножаем на 3)

z₁=30

z₂=24

z₃=27

z₄=27

z₅=24

z₆=30

Группа II

Группа перебора

А₆ + b₆ =1 +4 =5

А₇ + b₇ =1 +4 =5

S_Z =5

Минимальный предел чисел зубьев:

Z=18÷20 (все зубья умножаем на 20)

z₁=20

z₂=80

z₃=20

z₄=80

6. Определяем диаметры шкивов ременной передачи

Для принятого в соответствии с ГОСТ 1284.3 - 80 диаметра меньшего шкива (d₁ = 50 мм.) клиноремённой передачи (x = 0,02) диаметр d₂ ,большего шкива:

;

Для переборного устройства примем принятого в соответствии с ГОСТ 1284.3 - 80 диаметра меньшего и большего шкивов d_1,2 = 112 мм, без учета проскальзывания i=1

7. Проверочный расчет фактических частот вращения

Фактические частоты вращения шпинделя

Погрешности:

Допустимое значение погрешности:

[Dn] = 10 Í (j - 1) = 10 Í (1,25 - 1) = 2,5 %;

Все условия Dn_i < [Dn] выполняются - число зубьев колёс, и диаметры шкивов подобраны - верно.

8. Определение мощности на валах

КПД элементов КC:

h_з.з. = 0,98 - КПД зубчатого зацепления;

h_п.к. = 0,995 - КПД подшипников качения;

h_р.п. = 0,98 - КПД ремённой передачи;

Определяем мощности на валах:

Р_Эд =3 кВт;

= Р_Эд ×h_р.п ×h_п.к.² = 3 ×0,98×0,995 ² =2,91 кВт;

=  ×h_з.з.×h_п.к.² = 2,91 ×0,99 ×0,995 ² = 2,85 кВт;

=  ×h_з.з.×h_п.к.² = 2,85 ×0,99 ×0,995 ² = 2,79 кВт;

= Р₃ ×h_р.п ×h_п.к.² = 2,79 ×0,98×0,995 ² =2,71 кВт;

=  ×h_з.з.×h_п.к.² = 2,71 ×0,99 ×0,995 ² = 2,66 кВт;

9. Определение крутящего момента на валах

, (Н×м);

где n_p.i - частота вращения i-го вала.

n_p. для выходного вала от всего диапазона регулирования для сверлильных станков:

Определяем крутящие моменты на валах:

10. Предварительный расчёт валов

Приближённо определим диаметры валов по условию прочности для среднеуглеродистой стали (σ_в = 5 ÷8 МПа) для напряжения τ_кр = 500÷285 кПа:

;

Ограничение по жёсткости (для допускаемого угла закручивания [j] ≈ (4,4 ÷8,8) ×10^-3 рад (~0,25 ÷ 0,5) ⁰ на 1 мм длины вала):

Так как диапазоны минимально допустимых по условию жёсткости диаметров валов меньше чем по условию прочности, принимаем за ориентировочный наименьший допускаемый - диаметр по условию прочности. Округляем до стандартного значения по ГОСТ 12081 - 72 в сторону увеличения. Имеем: d₁ = 25 мм; d₂ = 30 мм; d₃ = 35 мм.

11. Расчет зубчатых колёс

.1 Расчёт межосевого расстояния

Расчёт производим по следующей формуле:

, (мм);

где:

К_а - вспомогательный коэффициент: для прямозубых передач

К_а = 495;

u - передаточное число: ;

Т_2H - крутящий момент на колесе;

ψ_ba , ψ_bd - коэффициенты учитывающие ширину зуба, ψ_ba= = 0,1, т.

к. ψ_bd = , а , то ψ_bd = ;

К_Нβ=1,2 - коэффициент учитывающий неравномерность

распределения нагрузки по ширине венца;

σ_НР - допускаемое контактное напряжение,

;

где:

σ_{H lim} - предел контактной выносливости, поверхности зубьев соответствующий эквивалентному числу циклов перемен напряжений:

σ_{H lim} = σ_{H lim b} × K_HL;

где:

σ_{H lim b} = предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемен напряжений:

К_HL - коэффициент долговечности: ориентировочно нагрузку станка принимаю за постоянную, а N_НЕ > N_HO , тогда К_HL = 1 , где N_HE и N_HO - эквивалентное и базовое число циклов перемен напряжений соответственно.

Тогда: σ_{H lim} = σ_{H lim b} × K_HL = 965 ×1 = 965 МПа;

S_H - коэффициент безопасности: S_H = 1,2;

Z_R - коэффициент учитывающий шероховатость сопряжённых поверхностей зубьев;

Z_V - коэффициент учитывающий окружную скорость;

K_L - коэффициент учитывающий влияние смазки;

K_xH - коэффициент учитывающий размеры зубчатого колеса;

 = 0,9

по нормам точности зубчатых передач для станка нормальной точности;

 = МПа;

Определяем межосевое расстояние:

11.2 Расчёт модулей

Расчёт производим по следующей формуле:

, откуда: ;

Округляем до ближайшего большего стандартного значения по ГОСТ 9563-60:

m_1,2,3,4,5,6 = 3,0 мм;

m_7,8,9,10 =2,25 мм;

Уточняем межосевое расстояние по формуле:

12. Геометрический расчёт зубчатой передачи

.1 Нахождение делительного диаметра колёс

Расчёт производим по следующей формуле:

d = m ×z;

d₁ = m_1,2,3,4,5,6×z₁ =3 ×30 = 90 мм;

d₂ = m_1,2,3,4,5,6×z₂ =3 ×24 =72 мм;

d₃ = m_1,2,3,4,5,6 ×z₃ = 3 × 27 =81 мм;

d₄ = m_1,2,3,4,5,6 ×z₄ = 3×27 =81 мм;

d₅ = m_12,3,4,5,6 ×z₅ = 3 ×24 =72 мм;

d₆ = m_1,2,3,4,5,6 ×z₆ = 3 ×30 =90 мм;

d₇ = m_1,2,3,4,5,6 ×z₇ = 2,25×56=126 мм;

d₈ = m_1,2,3,4,5,6×z₈ = 2,25×35=78,75 мм;

d₉ = m_7,8,9,10×z₉ = 2,25×26=58,5 мм;

d₁₀ = m_7,8,9,10×z₁₀ =2,25×65=146,25 мм;

12.2 Определение ширины венца зубчатых колёс

b_W = ψ_ba × a_W = 0,1 × a_W;

b_WI = 0,1 × a_WI-II = 0,1 × 81=8,1 мм.; Принимаем b_WI =9 мм;

b_WII = 0,1 × a_WII-III = 0,1 ×102,375 =10,2 мм.; Принимаем b_WII =11 мм;

13. Прочностные расчеты

.1 Расчёт вала на прочность

Определение реакций опор и изгибающих моментов на наиболее нагруженном валу.

Силы в зацеплении:

 755,5 Н

894,7 709,9 Н

где угол зацепления по ГОСТ 13755-81

 2277 Н

2277 2165,5 Н

Определим нагрузку в опорах.

Вертикальная плоскость.

=

=

Горизонтальная плоскость.

=

Находим изгибающий момент в горизонтальной плоскости.

0<x<l₁

M_y(x)=R_ay*x_y(0)=0_y(l₁)=R_ay* l₁=269,9*58=15,6*10 ³ Н*м

l₁<х<(l₁+l₂)

M_y(x)=R_ay*x-F_r8*(x-l₁)_y(l₁+l₂)=R_ay*(l₁+l₂)-F_r8*l₂=269,9*(58+78)-709,9*78=-18,7*10 ³ Н*м_y(х)=R_ay*x-F_r8*(x-l₁)+F_r9*(х-(l₁+l₂))

(l₁+l₂)<x<(l₁+l₂+l₃)_y(l₁+l₂+l₃)=R_ay*(l₁+l₂+l₃)-F_r8*(l₂+l₃)+F_r9*l₃=0

Находим изгибающий момент в вертикальной плоскости.

0<х<l₁

M_x(x)=-R_ax*l₁

M_x(0)=0

M_x(l₁)=R_ax*l₁=275,9*58=16*10 ³ Н*м

l₁<х<(l₁+l₂)

M_x(x)=R_ax*x+F_t8*(x-l₁)_x(l₁+l₂)=R_ax*(l₁+l₂)-F_t8*l₂=275,9*(58+78)-755,5*78=-21,4*10 ³ Н*м

(l₁+l₂)<х<(l₁+l₂+l₃)

M_x(х)=R_аx*x-F_t8*(x-l₁)+F_t9*(х-(l₁+l₂))

M_x(l₁+l₂+l₃)=R_аx*(l₁+l₂+l₃)+F_t8*(l₂+l₃)-F_t9*l₃ =0

Суммарный изгибающий момент

М_∑=

<X<l₁

М_∑(0)=0

l₁<X<(l₁+l₂)

М_∑(l₁)==22,3*10³ Н*м

М_∑(l₁+l₂)==28,4*10³ Н*м

(l₁+l₂)<X<(l₁+l₂+l₃)

М_∑(l₁+l₂+l₃)=0

Рис. 6

Опасным сечением является место расположения колеса 7

Максимальный изгибающий момент М_∑=28,4 x10³ Нм

Крутящий момент Т=27,2 Нм

W=

Wк=

W=мм³

Wк= мм³

Примем, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу (σ_а= σ_mаx, σ_м=0), а касательные напряжения- по пульсирующему циклу (t_а= t_м =0,5 х t).

Материал вала - сталь 45(σ_т=500 МПа, σ_в=750 МПа, σ_-1=330 МПа, t_-1=180 МПа).

Рассмотрим сечение

t_а=t_м=0,5 х t=10³ x Т/(2 x W_K)

t_а=t_м =(27,2 х 10³)/(2 х5298,7)=2,57 МПа

σ_а=10³ х М/W

σ_а =(28,4 х 10³)/2649,4=10,2 МПа

Запас прочности рассчитывается по формуле:

S=

S_s =

S_t =

где:

σ _-1D и t_-1D пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении

σ _-1D = σ _-1 /К_σD                                                                     

t_-1D = t_-1 /К_tD                                                                                                                           

К_σD=                                                     

К_tD=                                                       

где:

Кs и Кt - эффективные коэффициенты концентрации напряжений

Кdσ и Кdt - коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения

КFσ и КFt - коэффициенты влияния качества поверхности

Кν - коэффициент влияния поверхностного упрочнения

Кs =2,3 Кt=2,15 [2,таб.10.10]:

Кdσ = Кdt=0,85   [2, таб.10.7]:

КFσ =0,85 КFt=0,9 [2,таб.10.8]:

Кν =2,5                         [2,таб.10.9]:

К_σD=

К_tD=

σ _-1D = 330 /1,15=287

t_-1D = 180 /1,06=170

y_tD=y_t/K_tD

где:

y_tD- коэффициент влияния асимметрии цикла для рассматриваемого сечения вала

y_t - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений

y_tD=0,09/1,06=0,085

S_s =

S_t =

S=

Так как [S]=1,5÷2,0 то условие прочности выполняется

.2 Расчет зубчатых передач на прочность

Выбор материала зубчатых колес

Материал колёс 40Х HRC 46÷48

термообработка улучшение и закалка ТВЧ

-   твердость поверхности     46 .. 48 HRC;

-        твердость сердцевины 240 .. 290 HB;

-        предел текучести          s_т = 720 МПа.

Допускаемые контактное напряжения [s]_H = 835 МПа;

Допускаемые напряжения изгиба определяем по формуле

[s]_F = [s]_{F lim} х Y_N х Y_R х Y_A / S_F .                      

где      [s]_Flim - предел выносливости при отнулевом цикле напряжений;

Y_N - коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса;

Y_R - коэффициент долговечности, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями;

Y_A - коэффициент долговечности, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки - реверса; _F - коэффициент запаса прочности.

[s]_Flim определяем по эмпирической формуле для способа обработки закалка ТВЧ сквозная:

[s]_{F lim} = 450 МПа _.

Коэффициент долговечности Y_N, учитывающий влияние ресурса определим по формуле в зависимости от числа циклов нагружения:

 ,

при условии

£ Y_N £ Y_Nmax ,

где N_FG - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости.

Для напряжений изгиба:

N_FG = 4 х 10⁶

Т.к. число циклов N_k нагружения больше N_FG:по сравнению другими колесами:

N_k = 95 х 10⁷ > 4 х 10⁶

принимаем:

Y_N = 1.

Y_R - коэффициент долговечности, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями принимаем для зубошлифования:

Y_R = 1

Y_A - коэффициент долговечности, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки - реверса, для закаленных сталей и реверсирующей нагрузки:

Y_A = 0,75

Минимальное значение коэффициент запаса прочности S_F:

_F = 1,7

Определим допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса:

[s]_F=[s]_Flim х Y_N х Y_R х Y_А / S_F = 450 х 1 х 1 х 0,75 / 1,7 = 198,53 МПа;

Расчет будем вести для той зубчатой пары ступени, которая обеспечивает наибольшее передаточное отношение

Число зубьев шестерни:

z₁ = 35.

Число зубьев колеса:

z₂ = 56.

Максимальное передаточное число:

u₁ = z₂/ z₁ = 56/ 35 = 1,6.

13.3 Расчетное значение контактного напряжения

,

где    Z_s = 9600 МПа^1/2 для прямозубых колес;

K_H - коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность.

Определим K_H по формуле:

K_H = K_Hv х K_Hb х K_Ha

где    K_Hv - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения, связанную прежде всего с ошибками шагов зацепления и погрешностями профилей зубьев шестерни и колеса;

К_Hb - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, обусловливаемую погрешностями изготовления (погрешностями направления зуба) и упругими деформациями валов, подшипников;

К_Ha - коэффициент, учитывающий приработку зубьев.

K_Hv - принимаем в зависимости от степени точности передачи по нормам плавности, окружной скорости и твердости рабочих поверхностей.

K_Hv = 1,09:

Коэффициент К_Hb определяем по формуле:

К_Hb = 1 + (К_Hb0 - 1) х К_Hw

где К_Hw - коэффициент, учитывающий приработку зубьев, его значения находят в зависимости от окружной скорости для зубчатого колеса с меньшей твердостью по табл.:

К_Hw = 0,9:

Коэффициент К_Hb:

К_Hb = 1 + (К_Hb0 - 1) х К_Hw = 1 + (1,11 - 1) х 0,9 = 1,1.

Коэффициент К_H определяем по формуле :

К_Ha = 1 + (К_Ha0 - 1) х К_Hw

Начальное значение коэффициента K_H0 распределения нагрузки между зубьями в связи с погрешностями изготовления определяем в зависимости от степени точности по нормам плавности, для прямозубых передач 7 степени точности:

К_Ha0 = 1 + 0,06 х (n_ст - 5), при 1£ К_Ha0 £1,25.

Вычислим значение коэффициентов:

К_Ha0 = 1 + 0,06 х (n_ст - 5) = 1 + 0,06 х (7 - 5) = 1,12.

К_Ha = 1 + (К_Ha0 - 1) х К_Hw = 1 + (1,12 - 1) х 0,9 = 1,11.

K_H=K_Hv х K_Hb х K_Ha=1,09 х 1,1 х 1,11=1,33.

Определим расчетное контактное напряжение:

 МПа.

Отклонение расчетного контактного напряжения от допускаемого:

Ds_H = ([s]_H - s_H)/ [s]_H х100%= (835 -653) /835х 100%= 17 %.

Расчетное контактное напряжение меньше допускаемого на 17% <20 %, следовательно параметры передачи оставляем без изменения.

13.4 Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса

,

где    K_F - коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба;

Y_FS6 - коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений для колеса ;

Y_b - коэффициент, учитывающий наклон зуба в косозубой передаче;

Y_e - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев.

Определим K_F по формуле :

K_F = K_Fv x K_Fb x K_Fa,

где K_Fv - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения, связанную прежде всего с ошибками шагов зацепления шестерни и колеса;

K_Fa - коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями.

Значения K_Fv принимают в зависимости от степени точности по нормам плавности, окружной скорости и твердости рабочих поверхностей:

K_Fv = 1,09:

Значения K_Fa определяют так же, как при расчетах на контактную прочность:

K_Fa = К_Нβ0 = 1,12.

K_Fb = 0,18 + 0,82 x K_Hb0               

K_Fb = 0,18 + 0,82 x 1,12 = 1,1_F = K_Fv x K_Fb x K_Fa = 1,09 x 1,09 * 1,12 = 1,33.

Значение коэффициента Y_FS2 определяем для z=56

Y_FS4 = 3,6:

Для прямозубой передачи :

Y_b =1.

Y_e =1.

Расчетное напряжение изгиба для зубьев колеса:

< [s]_F = 242,6 МПа

< [s]_F1 = 242,6 МПа

Напряжения изгиба меньше, чем допускаемые - следовательно параметры передачи оставляем без изменений.

14. Проверка подшипников на грузоподъемность

проведем расчет для второго вала.

Наиболее нагруженной опорой является опора В.

Выбираем подшипник №205-шарикоподшипник радиальный однорядный.

С=14000 Н

С₀=6950 Н

Требуемый ресурс L_h=10000ч

Нагрузка в опоре В:

Находим Х=1 и Y=0

Эквивалентная нагрузка:

P=(X х V х F_r+Y х F_a) х K_σ х K_τ

Р=(1х1х1406,6)х1,3х1= 1827,8 Н

Эквивалентная долговечность:

L_he=L_h х K_he=10000 х 0,125=1250часов

Требуемый ресурс на расчетном режиме:

L_е=60 х 10^-6 х n х L_he=60 х 10⁶ х 200 х 1250=15 млн.об.

Расчетная динамическая грузоподъемность:

С_r=P*=5138,4 H

С=14000 Н

С_r<C; 5138,8 < 14000.

Подшипник пригоден, так как расчетная динамическая грузоподъемность меньше требуемой.

14.1 Проверка подшипников на долговечность

L_h>L_he 1612>1250 час

15. Расчёт шличевого соединения

Проверим шлицевoе соединение. Шлицевое соединение считается на прочность по следующей формуле:

Допускаемое напряжение смятия =35 МПа

Так как , то шлицевые соединения на промежуточном валу удовлетворяют условию прочности.

16. Расчёт шпоночного соединения

Для Ø 35: b =10 мм. h = 8 мм. l_р = 70 мм.

 - условие выполняется

17.Расчёт ремённой передачи

Исходные денные: d₂ = 55,9 мм.

d₁ = 50 мм.

Рн=3,0 кВт

Клиновая ременная передача:

При частоте вращения малого шкива d₁ = 50 мм 2850 об/мин и передаваемой мощности 3 кВт используется ремень с сечением В.

При частоте вращения малого шкива d₁ = 50 мм 2850 об/мин и передаваемой мощности 3 кВт, при передаточном отношении i=1,12, мощность передаваемая одним ремнем Р_p1 = 1,6 кВт

Число ремней необходимое для передачи мощности 3 кВт:

Принимаем n = 2.

Список использованной литературы

1.   Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х т. Т. 2 - М.: Машиностроение, 1978. - 559 с.

2.       П.Ф.Дунаев, О.П.Леликов «Конструирование узлов и деталей машин» - М.: Высшая школа, 1985 - с.416.

3.   Проников А.С. Расчет и конструирование металлорежущих станков Изд. 2-е. Высшая школа, 1968, стр. 43

4.   Методические указания к лабораторным работам по курсам:

«Оборудование машиностроительного производства», «Промышленное оборудование», «Металлорежущие станки и промышленные роботы» /Уфимск. гос. авиац. техн. ун-т; Сост. Акмаев О.К. Уфа, 1999.