Модернизация привода главного движения на базе станка 2Н135

Модернизация привода главного движения на базе станка 2Н135

Модернизация привода главного движения на базе станка 2Н135

Введение

Современные металлорежущие станки - это весьма развитые машины, включающие большое число механизмов и использующие механические, электрические, гидравлические и другие методы осуществления движений и управления циклом.

Высокую производительность современные станки обеспечивают за счет быстроходности, мощности и широкой автоматизации. В современных тяжелых станках мощность только главного электродвигателя достигает 150 кВт, а всего на одном станке иногда устанавливают несколько десятков электродвигателей. Вес уникальных станков достигает нескольких тысяч тонн.

При конструктивном оформлении для придания станку требуемых качеств и функций используют разнообразные механизмы с применением гидравлики, электрики, пневматики; применяют также детали сложных конструктивных форм с высокими требованиями к их качественным показателям, внедряют прогрессивные принципы проектирования (агрегатирование, унификация); изыскивают наиболее рациональные компоновки станков, разрабатывают новые системы управления циклом.

Наряду с развитием и совершенствованием существующих методов обработки за последние годы появились станки на базе принципиально новых технологических процессов. К таким процессам относят электроэрозионную обработку, электрохимические методы обработки, обработку сфокусированным лучом высокой энергии, обработку тонкой струей жидкости под высоким давлением, ультразвуковой метод и другие методы.

Таким образом, станки, которые называют металлорежущими, включают более широкую группу машин-орудий, обрабатывающих не только металлы, но и другие материалы различными методами.

Для выполнения таких разнообразных технологических задач с высокими требованиями к качеству продукции и производительности процесса обработки при конструировании станков необходимо использовать новейшие достижения инженерной мысли.

Описание разрабатываемой конструкции и кинематической схемы

В качестве базового задания по курсовой работе определен вертикально-сверлильный станок модели 2Н135.

Станок с ручным управлением с откидным подъёмным столом и обработанной фундаментной плитой, предназначен для выполнения операций сверления, зенкерования, зенкования, развёртывания и резьбонарезания в различных материалах. Позволяет использовать различные приспособления и инструменты, расширяющие его технологические возможности.  Вертикально-сверлильный станок 2Н135 может использоваться в мелкосерийном производстве, на малых предприятиях, в ремонтных мастерских.

Таблица. Техническая характеристика (основные параметры и размеры согласно ГОСТ 1222-71):

Расчет режимов резания

Согласно паспорту станка модели 2Н135 наибольший диаметр сверления на станке - 35 мм. В качестве обрабатываемого материала принимаем сталь ШХ15 с твёрдостью 179 - 207 НВ, =730 МПа.

Определяем скорость резания для сверления:

 (1)

=∙∙ , (2)

где - коэффициент на обрабатываемый материал;

 - коэффициент на инструментальный материал, =1,15;

- коэффициент, учитывающий глубину сверления =0,6.

=  .,

=1, = 0,9

= 1∙= 1

=1∙1,15∙0,6 = 0,7.

= 9,8; q = 0,4; y = 0,5; m = 0,2; T =35 мин; s = 0,58 об/мин.

=

Определим крутящий момент:

=10∙∙∙∙, (4)

, (5)

n = 0,75;

= 0,98.

= 0,0345; q = 2,0; y = 0,8.

== 267,9 Н∙м

Определим эффективную мощность:

, (6)

где n - частота вращения шпинделя

 =  (7)

Принимаем = 160, тогда

 кВт.

Мощность электродвигателя Nэ, кВт:

,

где h-КПД станка;

. (9)

где h1 - муфты, h1=0,98;

h2 - КПД пары подшипников качения, h1=0,995;

h3 - КПД прямозубых цилиндрических колес, h2=0,96;

.

кВт.

Принимаем асинхронный электродвигатель AИP100L2.

Nдв=5,5 кВт;

nдв=2850 мин-1.

Кинематический расчет коробки скоростей

Исходные данные:

Число ступеней Z=18;

Минимальная частота вращения nmin= 160 мин -1;

Знаменатель геометрического ряда φ=1,26.

Строим структурную формулу в развернутом виде:

 (10)

где Pa… Pm - число передач частот вращения в групповой передаче;

х1...хn - характеристики соответствующих групповых передач.

Формула структуры

.

Строим структурную сетку.

Рисунок 1 - Структурная сетка привода

Исходя из nmin=160 мин-1 и знаменателя геометрического ряда j=1,26, определим частоты вращения шпинделя для каждой ступени регулирования по формуле:

 (11)

,

,

,

,

,

,

,

,

,

,

,

,

,

,

,

,

,

.

Полученные значения частот вращения округляем до стандартных величин и сводим в таблицу:

Таблица 1 - Частоты вращения

Строим график частот вращения для коробки скоростей, выбирая i - переда-точное отношение, соблюдая условия 1/4£ i £2.

Рисунок 2 - График частот вращения

По графику частот вращения находим передаточное отношение всех передач в виде:

,

где m - число интервалов, на которые поднимается луч передачи (+) или опускается (-):

Для зубчатых передач:

На основании графика частот вращения составляем упрощенную кинематическую схему коробки скоростей:

Рисунок 3 - Упрощенная кинематическая схема коробки скоростей

По определенным передаточным отношениям определяем числа зубьев колес [2]. Результаты представим в виде таблицы.

Таблица 2 - Результаты подбора чисел зубьев колес

Полученные значения чисел зубьев не окончательны и могут редактироваться в процессе выполнения дальнейших расчетов и построения чертежей.

Конструкторская часть. Кинематический расчет привода

Расчет ведем по методике, изложенной в [3].

Расчетная частота вращения шпинделя nрасч, мин-1 находится по формуле:

 (13)

где nmin - минимальная частота вращения шпинделя;

nmax - максимальная частота вращения шпинделя;

Принимаем в качестве расчетной частоты стандартную ближайшую частоту вращения шпинделя nрасч=400мин-1.

По графику частот вращения определяем частоты каждого вала ni, мин-1

nI = nдв=2850 мин-1,

nII =2500мин-1,

nIII =2000мин-1,

nIV = 1600мин-1.

nV = 400мин-1.

Определяем мощность на валах Ni, кВт по формуле:

, (14)

где Ni-1 - мощность на предыдущем валу, кВт;

h1 - КПД пары подшипников качения, h1=0,995;

h2 - КПД прямозубых цилиндрических колес, h2=0,96;

h3 - КПД муфты, h3=0,98;

,

Находим крутящие моменты на валах Тi,  по формуле:

, (15)

где Ni - мощность на i-ом валу, кВт;

ni - частота вращения i-го вала, мин-1.

Расчет зубчатых передач. Выбор материалов и термообработки

В качестве материала для изготовления всех зубчатых колес принимаем сталь 40Х ГОСТ 4543-71, с термообработкой - закалка плюс высокий отпуск (35…40HRC). Обработка зубчатого венца т.в.ч. с последующим низким отпуском. (50…52НRC). Механические свойства материала:

- для колеса: =1600 МПа, =1400 МПа, 480НВ (50HRC)

для шестерни: =1600 МПа, =1400 МПа, 600НВ (62HRC)

Определение допускаемых напряжений

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса определяем по формуле:

где , МПа - базовый предел контактной выносливости зубьев, определяемый для шестерни и колеса:

= 1,2 - коэффициент безопасности для зубчатых колес с поверхностным упрочнением зубьев;

 - коэффициент долговечности,

KHL= (17)

где  - базовое число циклов нагружения;

- эквивалентное число циклов перемены напряжений, при:

- частота вращения тихоходного вала,

 - число часов работы передачи за расчетный срок службы,

где Кгод, Ксут - коэффициенты использования передачи в году и в сутках,

L, годы - срок службы;

Тогда допускаемое контактное напряжение для колеса составит:

Так как передача является прямозубой, то дальнейший расчет будем производить по 875 МПа.

Допускаемые напряжения изгиба колеса и шестерни определяем по формуле:

 , (18)

где  - базовый предел выносливости зубьев при изгибе, определяемый для шестерни и колеса;

= 0,8 - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (для НВ> 350 и реверсивной передачи);

 =2 - коэффициент безопасности;

 - коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагружения (по аналогии с принимаем =1), при базовом числе циклов перемены напряжений  - для стали).

Тогда допускаемые напряжения изгиба колеса составят:

Определение размеров передач и зубчатых колес

Ориентировочное значение делительного межосевого расстояния более нагруженной пары z15-z16 определяем по формуле:

;     (19)

где Ка=490,

КHB=1,1 - выбирается по графику (3 рис.4.2.3а) в зависимости от

=

Т5=107,4H∙м;

a=мм.

Определяем модуль, полагая его одинаковым для обеих пар колес:

m=2a/z, (20)

где z- суммарное число зубьев колес,

a - межосевое расстояние,

По ГОСТ 9563-60 принимаем модуль m=1,5.

Уточняем межосевое расстояние:

Определяем размеры венцов колес.

Делительные диаметры:

Диаметры вершин:

Диаметры впадин:

Ширина венцов колес:

принимаем ширину колеса bк =36 мм;

ширину шестерни bш=39 мм.

Аналогично определяем геометрические параметры остальных зубчатых передач этой же и последующих групп. Результаты расчетов сводим в таблицу.

Таблица 3 - Результаты расчета зубчатых колес

Проверочный расчет прямозубой передачи

Произведем проверочный расчет по контактным напряжениям и напряжениям изгиба для самой нагруженной передачи, которой является зубчатая пара z15-z16.

а) Проверочный расчет на контактную выносливость

Расчетное контактное напряжение для зубчатого колеса:

=,

где =1,77 - (для прямозубых зубчатых колес) коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления [3 стр. 44];

=275 МПа1/2 - (для стальных зубчатых колес) коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес;

=1 - (для прямозубых цилиндрических передач) коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;

где  - коэффициент торцового перекрытия,

 - окружная сила на начальной окружности;

=- коэффициент нагрузки;

где =1,5 - коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку;

=1,09 - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении(в зависимости от окружной скорости):

 и степени точности зацепления - 8);

=1,05 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца;

=1 - (для прямозубых колес) - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

b = 36 мм - рабочая ширина венца зубчатой передачи;

d16= 180 мм - делительный диаметр;

U =0,25 - передаточное отношение.

Таким образом:

=

То есть =608,9 МПа < =875 МПа - условие прочности на контактную выносливость соблюдается.

б) Проверочный расчет по напряжениям изгиба

Определим расчетное напряжение изгиба по формуле:

=     (23)

где = 3,83 - коэффициент формы зуба (в зависимости от значения числа зубьев шестерни z15=30);

= 3,71 - коэффициент формы зуба (в зависимости от значения числа зубьев колеса z16= 120);

 = 501,6 МПа - допускаемое напряжение изгиба для шестерни;

 = 420 МПа - допускаемое напряжение изгиба для колеса.

Определяем менее прочное звено:

/=501,6/3,83=131;

/=420/3,71=113,2.

Расчет будем производить по колесу

=1 - (предварительно) коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев;

=1 - (для прямозубой передачи) коэффициент, учитывающий наклон зуба;

 - окружная сила на начальной окружности;

b = 36 мм - рабочая ширина венца зубчатой передачи;

m = 1,5 мм -модуль зацепления;

= - коэффициент нагрузки;

где =1,5 - коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку;

=1,03 - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении (в зависимости от окружной скорости):

 и степени точности зацепления -8);

=1,08 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца(в зависимости от );

=1 - (для прямозубых колес) коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

Таким образом:

= МПа.

То есть =136,9МПа ≤ =420МПа, следовательно, условие соблюдается.

Расчет валов

Определение диаметров ступеней валов:

Определим диаметры выходных концов валов для установки подшипников по формуле, окончательно принимая диаметр вала под подшипники:

=,

где , мм - рассчитываемый диаметр i - го вала;

Тi, Нм - крутящий момент на i -ом валу;

 = 20…30 МПа - допускаемые касательные напряжения, тогда:

dII= dII= 15 мм;

dIII= dIII= 15мм;

dIV= dIV= 20мм;

dV= dV= 30мм.

Дальнейший расчет будем производить для IV - го вала, который является наиболее нагруженным, поэтому исходными данными для расчета будут являться: диаметр вала , крутящий момент на валу , n=1600 мин-1.

Определим силы, возникающие в зацеплении:

Окружная сила , Н:

Радиальная сила , Н:

,

где  - угол зацепления, .

Разложим силы Ft, Fr на составляющие в вертикальной и горизонтальной плоскостях:

 (27)

 (28)

Тогда получим силы, действующие в горизонтальной и вертикальной плоскостях:

 (29)

Определим усилия, возникающие в опорах, для этого разложим реакции на горизонтальные и вертикальные составляющие. Тогда реакции опор от сил в горизонтальной плоскости составят:

,

,

в вертикальной плоскости:

,

,

Рис.

Рисунок 4 - Эпюра изгибающих моментов

По полученным значениям найденных реакций и из эпюр изгибающих моментов, в вертикальной и горизонтальной плоскостях, определяем значения суммарных изгибающих моментов по длине вала из выражения:

MCYM.ИЗГ=,(30)

где MCYM.ИЗГ, МИЗГ.Г, MИЗГ.В, Нм - соответственно суммарный изгибающий момент и изгибающие моменты в горизонтальной и вертикальной плоскостях.

MCYM.ИЗГ1=

MCYM.ИЗГ2=

Определим значение эквивалентного момента:

MЭКВ=;(31)

MЭКВ=

MЭКВ=

Уточняем диаметр вала по наибольшему эквивалентному моменту:

d==

Выбранный диаметр вала - верный.

Из построения эпюры суммарных крутящих моментов определяем, что наиболее опасным является сечение вала под зубчатым колесом , где суммарный крутящий момент является максимальным. Дальнейший расчет вала будем производить по данному опасному сечению.

Расчет вала на усталостную прочность:

Расчет будем производить по суммарному изгибающему и крутящему моментам в наиболее опасном сечении, где их значения составляют соответственно:

=142Нм,

=28,1Нм.

В качестве материала для изготовления вала примем сталь 45 ГОСТ 1050 - 88, с механическими свойствами в нормализованном состоянии:

=600 МПа, =350 МПа, 200 НВ.

Для обеспечения достаточной усталостной прочности, необходимо выполнение следующего условия:

=, (32)

где S - общий коэффициент запаса прочности;

[S] = 1,5 - допустимый коэффициент запаса прочности;

= -коэффициент запаса по нормальным напряжениям;

где = 0,5∙ - (для конструкционной стали) предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба;

===91МПа - амплитуда цикла нормальных напряжений, равная наибольшему напряжению изгиба в рассматриваемом сечении;

=1,6 - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений;

=0,87 - масштабный фактор для нормальных напряжений;

=0,9 - (для Ra=2,5) коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности;

=0,1 - коэффициент, корректирующий влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости;

=0 (так как осевая нагрузка на вал отсутствует) - среднее напряжение цикла изменения нормальных напряжений;

= - коэффициент запаса по касательным напряжениям,

где = 0,3∙ = 180 МПа - предел выносливости стали при симметричном цикле кручения;

==МПа - амплитуда цикла касательных напряжений, равная наибольшему напряжению кручения в рассматриваемом сечении;

=2,45 - эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений;

=0,87 - масштабный фактор для касательных напряжений;

=0,9 - (для Ra=2,5) коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности;

=0,05 - коэффициент, корректирующий влияние постоянной составляющей цикла касательных напряжений на сопротивление усталости;

==9 МПа - среднее напряжение цикла изменения касательных напряжений.

Тогда:

==.

==.

И общий коэффициент запаса прочности:

==.

Таким образом, =1,6 ≥ [S] = 1,5, то есть запас сопротивления усталости обеспечен.

Статическую прочность вала подсчитываем по эквивалентным напряжениям, которые по 3 - ей и 4 - ой теориям прочности определяются из выражения:

=,(33)

где == - наибольшее напряжение изгиба в рассматриваемом сечении;

==МПа - наибольшее напряжения кручения в рассматриваемом сечении;

Тогда:

==

Значение =92,3МПа < =350 МПа, при этом коэффициент запаса составляет:

==

Таким образом, статическая прочность вала обеспечена.

Выбор и расчет подшипников

По определенным диаметрам выходных концов валов производим подбор подшипников, для установки валов в корпус коробки. Так как все передачи на валах являются прямозубыми, то осевыми силами в зацеплениях можно пренебречь, поэтому оптимальным вариантом являются шариковые радиальные однорядные подшипники по ГОСТ 8338 - 75.

Произведем подбор подшипников для IV вала.

Исходные данные:

d - диаметр в месте посадки подшипников нижней опоры, 20мм;

d - диаметр в месте посадки подшипников верхней опоры, 20мм;

n - частота вращения вала - 1600мин-1;

Lh -ресурс - 20000 часов.

Реакции опор FR, Н:

Так как более нагруженной является левая опора, то расчет осуществляем для нее.

Предварительно назначаем шариковые радиальные подшипники №204.

Эквивалентная нагрузка Pr, Н:

Pr=X·V·Fr·Kd·KT, (34)

где V - коэффициент вращения, V=1;

X=1, Y=0 - коэффициенты радиальной и осевой нагрузок;

Kd=1,3 - коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки;

KT=1 - температурный коэффициент.

Pr=1·1·616·1,3·1=801Н.

Эквивалентная долговечность LhE, ч

LhE=LE· KHE=20000·0,25=5000 ч.

где KHE=0,25 - коэффициент режима нагрузки.

Количество оборотов LE, млн. об.:

 (35)

Динамическая грузоподъёмность С, Н:

 (36)

где а1 - коэффициент надёжности;

а2 - обобщённый коэффициент совместного влияния качества металла условий эксплуатации.

Таблица 4 - Результаты подбора подшипников

Расчет шпоночного соединения

Рисунок 5 - Шпоночное соединение

Проверочный расчёт шпоночного соединения будем выполнять для вала IV. Принимаем призматическую шпонку по ГОСТ 23360-78. Материал шпонки - сталь 45 чистотянутая по ГОСТ 8787-68. Размеры шпонки и сечения паза для d=25мм: b=8мм, h=7мм, l=63мм, r=0,25-0,4мм.

Длина шпонки исходя из условия прочности на смятие l, мм

 (37)

Условие прочности по напряжениям смятия выполняются.

Напряжение среза, t, МПа

,

где b=8 мм - ширина шпонки;

[t]=60 МПа - допускаемое напряжение среза.

Прочность шпоночного соединения обеспечена.

Аналогично подбираем остальные шпонки. Результаты расчета сводим в таблицу.

Таблица 5 - Параметры шпоночного соединения

Расчет шлицевого соединения

Рисунок 7 - Шлицевое соединение

Выбираем прямобочное шлицевое соединение с центрирование по наружному диаметру. Произведем полный расчет шлицевого соединения на валу IV.

Расчет шлицевого соединения произведем на смятие и износ.

 (39)

где z - число шлицев, z= 6;

dср - средний диаметр, dср=23мм;

h - рабочая высота шлица, h=2мм;

l - рабочая длина шлицев, l=172,5мм;

[scм]=70МПа - допускаемое напряжение смятия.

Напряжение по износу sизн, МПа.

 (40)

где [sизн]=40МПа - допускаемые напряжения по износу.

Результаты расчетов других шлицевых соединений, обеспечивающие условия прочности , представим в виде таблицы.

Таблица 6 - Результаты подбора шлицевых соединений согласно ГОСТ 1139-80

Описание системы управления

Для переключения скоростей необходимо осуществлять перемещение одного двойного и двух тройных блоков зубчатых колес. Переключение всех зубчатых блоков осуществляется с помощью рукояточного механизма управления. Поворот рукоятки (35) осуществляет передвижение одного блока зубчатых колес вилкой (23), которая набрасывается на венец зубчатого блока или устанавливается в зазор между венцами зубчатого блока, аналогично поворотом рукоятки (34) осуществляет передвижение второго блока зубчатых колес вилкой (22) . При перемещении блока на валу фиксирующий механизм, находящийся в вилке, перемещается вместе с ней. В определенном положении шарик фиксирующего механизма замыкается в промочку на направляющей, и блок не имеет возможности перемещаться без приложения дополнительного усилия (поворота рукоятки). Перемещение вилки по направляющей ограничивается упорами, расположенными по обеим сторонам от вилки переключения зубчатого блока.

Механизм управления двойного зубчатого блока аналогичен.

Описание системы смазки

Система смазки коробки скоростей предусматривает подвод необходимого количества смазочного материала к трущимся парам, распределение его по всей рабочей поверхности, очистку смазки.

Система смазки проектируемого узла представляет собой часть всей системы смазки станка. Смазка станка обеспечивается следующими системами:

циркуляционной

набивкой.

Циркуляционной системой осуществляется смазка коробки скоростей, подач, механизма подач, сверлильной головки, плунжерный насос, маслоуказатели. Плунжерный насос крепится к нижней плите корпуса коробки скоростей и приводится в действие от эксцентрика, закрепленного на валу коробки скоростей. Подаваемое насосом масло поступает по трубкам, в которых сделаны прорези, на зубчатые колеса, валы, подшипники коробок скоростей и подач, сверлильной головки, затем стекает обратно в масляный резервуар. Смазка подшипников шпинделя, подшипников привода коробки скоростей, подшипников электродвигателя и подшипников электронасоса осуществляется набивкой консистентной смазкой.

Для обслуживания системы смазки необходимо заполнить масляный резервуар до уровня нижнего маслоуказателя маслом «Индустриальное 20А». Уровень масла следует проверять по красной точке маслоуказателя до пуска станка или после его отключения через 10 - 15 минут (после стока масла в резервуар). При нормальной работе насоса масло должно непрерывно поступать в контрольный глазок. Смену масла рекомендуется производить первый раз после 10 дней работы, второй раз после 20 дней, а затем через каждые три месяца. Проверку системы смазки производить также через каждые три месяца.

Техника безопасности

При работе на сверлильных станках основным источником травм являются: шпиндель с вращающимся инструментом, ток в электросети, отлетающая стружка, неправильное закрепление заготовки.

Для исключения захвата вращающимся инструментом одежды сверловщика, он обязан иметь спецодежду, застегнутую на все пуговицы; длинные волосы должны быть убраны под головной убор. Все приводные механизмы коробки скоростей и всего станка должны быть убраны в закрытые корпуса.

Особое внимание со стороны работающего следует уделять отлетающей стружке. При обработке вязких металлов, когда сливная стружка завивается вокруг сверла, следует периодически удалять ее специальным захватом. При этом также периодически нужно останавливать станок.

Несчастные случаи могут происходить из-за слабого закрепления заготовок или инструмента. За всем этим станочник и мастер участка обязаны постоянно следить. Что касается опасности поражения электрическим током, для ее предотвращения следует держать в исправном состоянии системы блокировки, заземление, ограждения станка.

Загрязнение окружающей среды при работе на сверлильном станке может произойти при обработке неметаллических материалов, имеющих вредные составляющие: свинец, бериллий, асбест, пластмассы. В этих случаях надо своевременно удалять стружку или устанавливать отсасывающие устройства, аналогичные тем, что применяются для отсоса абразива на шлифовальных станках.

Вывод

Целью данного курсового проекта является модернизация привода главного движения вертикально-сверлильного станка модели 2Н135.

По сравнению с традиционной компоновкой с числом ступеней z=12, разработана коробка скоростей с числом ступеней z=18, что значительно увеличило диапазон скоростей вращения шпинделя.

Валы не имеют выступов, полостей, глухих или сквозных отверстий, которые являются нетехнологичными элементами. Валы обеспечивают надёжное крепление зубчатых колёс, имеют требуемую прочность и жёсткость.

Конструкция подшипниковых узлов достаточно технологична (подшипники посажены в корпус либо в стакан и фиксируются крышкой или стопорным кольцом), что упрощает сборку или разборку коробки.

Большие зубчатых колёс выполнены штампованными, что значительно уменьшает вес коробки скоростей и станка в целом.

Для наилучшего зацепления и контакта при переключении передач, а также для достижения наивысшей прочности и долговечности зубьев при оптимальных величинах толщины и твёрдости поверхностного слоя и сердцевины, применяется контурная закалка зубьев с нагревом ТВЧ под водой. Это позволяет повысить предел выносливости в 1,7 - 2 раза, а усталостную долговечность в 3 - 6 раз.

Список использованных источников

вертикальный сверлильный станок

1 Касилова А.Г. Справочник технолога - машиностроителя - Машиност-роение,986г

Пронников В.Э. Конструирование металлорежущих станков. - М.: Машиностроение, 1977.-390с.

Иванов М.Н. Детали машин. - М.: Высш. шк., 1991. - 383с

Гузенков П.Г Детали машин. - М.: Высш. шк., 1986. - 359с

Атлас «Конструкций узлов и деталей машин «. Под редакцией О.А Ряховского - М.: Издательство МГТУ им. Н.Э.Баумана 2007. - 379с.