Анализ чертежа детали и технологического процесса обработки

Анализ чертежа детали и технологического процесса обработки

Служебное назначение детали

Деталь «Крышка» это часть гидроцилиндра. Гидроцилиндр – это самый простой образец двигателя. Выходное (подвижное) звено, которым может быть шток, плунжер или же сам корпус цилиндра, осуществляет возвратно-поступательное движение. «Крышка» монтируется в гидроцилиндр с помощью наружной резьбы М33-1,5е6, и с помощью торца упирается деталь упирается в торец гидроцилиндра, и сваривается в месте стыков. Также в деталь монтируется подшипник, после этого гидроцилиндр монтируется в узел.

Технологичность детали

Качественная оценка технологичности детали.

- Конструкция детали состоит из стандартных конструктивных элементов. В основном это цилиндрические поверхности.

- Конструкция детали обеспечивает свободный вход и выход инструмента и удобство выполнения обработки.

- Деталь изготавливается из стандартных и унифицированных заготовок. Конфигурация поверхностей не вызывает значительных трудностей при обработке и получении заготовки.

- Размеры и поверхности детали имеют оптимальные степень точности и шероховатости.

- Физико-химические и механические свойства материала, жесткость детали l/d=1,17, ее форма и размеры соответствуют требованиям технологии изготовления.

- Показатели базовых поверхностей детали обеспечивают точность установки, обработки и контроля.

- конструкция не обеспечивает возможность обработки за два установа детали

-

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

5

При изготовлении детали используют нормализованные измерительные и режущие инструменты.

- Деталь изготавливается в основном по 12 классу точности. Для достижения этого класса точности достаточно чистового точения резцами и чистового фрезерование фрезой

- упрощение конструкции ПР, РИ, СИ

- нет наличие простых и удобных баз

- не возможность сквозного прохода инструмента. 

Количественная оценка.

Коэффициент точности обработки [17]

,                                               (1)

где Аср – средний квалитет обработки

,                                               (2)

где n_i – количество поверхностей с одинаковыми значениями квалитетов;

ITA – соответствующий квалитет;

n – количество всех поверхностей;

Коэффициент качества обработки

,                                                  (3)

где Бср - среднее числовое значение параметра шероховатости

,                                                 (4)

где n_{i -} количество поверхностей с одинаковой шероховатостью;

Ra – параметр шероховатости, мкм;

n – количество всех поверхностей;

Коэффициент унификаций

,                                                   (5)

где Qэ – число конструктивных элементов

Qу.э – число унифицированных элементов

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

6

, Ку.э>0.6

Произведя качественную и количественную оценки можно сделать вывод, что деталь является технологичной по основным параметрам.

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

2.3. Анализ применяемой заготовки и обрабатывающего материала.

По исходным данным заготовкой штампока наибольший диаметр которой 41, а наибольшая длинна 48.

Рассмотрим характеристики материала применяемого для изготовления детали приведены в таблице 2.3. Хим. состав в таблице 2.3.1. Механические свойства в таблице 2.3.2

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

7

.

Характеристика материала. Сталь 30ХГСА

Таблица 2.3

Марка	Сталь 30ХГСА
Заменитель:	Сталь 40ХФА, ст.35ХМ, ст.40ХН, ст.35ХГСА ГОСТ 4543-71
Классификация	Сталь конструкционная легированная
Применение	различные улучшаемые детали: валы, оси, зубчатые колеса, фланцы, корпуса обшивки, лопатки компрессорных машин, работающие при температуре до 200°С, рычаги, толкатели, ответственные сварные конструкции, работающие при знакопеременных нагрузках, крепежные детали, работающие при низких температурах
Дополнение:	Сталь хромокремнемарганцовая

Таблица 2.3.1

Химический состав в % материала 30ХГСА ГОСТ 4543 - 71

C	Si	Mn	Ni	S	P	Cr	Cu
0.28 - 0.34	0.9 - 1.2	0.8 - 1.1	до 0.3	до 0.025	до 0.025	0.8 - 1.1	до 0.3

Среднее содержание углерода обеспечивает вязкость сердцевины, что позволяет получить высокую твердость поверхности и обеспечить достаточную прочность всей детали.

Добавки марганца повышают твердость и износостойкость стали.

Кремний увеличивает прочность, при сохранении вязкости, а также повышает упругость материала.

Добавки хрома при незначительном снижении пластичности, повышают прочность и коррозионную стойкость стали.

 

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

8

Таблица 2.3.2

Расчёт элементов привода

Расчёт зубчатой передачи

Проектный расчёт цилиндрической зубчатой передачи на выносливость зубьев при изгибе:

Рассчитаем самую нагруженную зубчатую передачу с передаточным отношением i=0,25. Данная передача является прямозубой и состоит из шестерни 1 с числом зубьев z1 и колеса 2 с числом зубьев z2.

Соответственно при расчете параметрам шестерни приписываем индекс - 1, а параметрам колеса -2.

Материал колеса и шестерни: Сталь 25ХГМ, термообработка колеса и шестерни – нитроцементация с закалкой; твёрдость поверхности зубьев -

HRCЭ 58…60, твёрдость сердцевины зубьев - HRCЭ 32…45.

Модуль передачи должен удовлетворять условию [2]:

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

21

                                               (4.1)

где k_m - вспомогательный коэффициент; для прямозубых передач k_m=13;

M_1F - исходный расчетный крутящий момент на шестерне, M_1F=560 Н·м;

K_F - коэффициент нагрузки для шестерни; K_F=1,4;

z₁ - число зубьев шестерни; z₁=18;

Y_F1- коэффициент, учитывающий форму зуба; Y_F1=4,1;

ψ_bm- отношение ширины колеса b к модулю m;

Рекомендуется ширину венца принимать равной 6-10 модулям: ψ_bm=8.

Допустимое напряжение при изгибе:

                 σ_FP=0,4·σ_Flimb·k_FL,                              (4.2)

где σ_Flimb =1000 - предел выносливости материала зубьев, МПа.

 k_FL -коэффициент режима нагружения и долговечности.

                  ,                            (4.3)

где m_F - показатель кривой усталости;

N_F0 - базовое число циклов перемены напряжений при изгибе;

N_FE - эквивалентное число циклов перемены напряжений.

Для зубчатых колёс, подвергаемых нитроцементации, принимают m_F=9 и N_F0=10⁷.

        N_FE=60×n×t×µ_Н=60×1000×10⁴Ħ0,125=7,5×10⁷,                  (4.4)

где n - частота вращения, мин^-1;

t =10⁴ - расчетный срок службы передачи, ч;

µ_Н=0,125 - для лёгкого режима нагружения.

Так как N_FE> N_F0, то принимаем k_FL=1.

                             σ_FP=0,4·1000·1=400 МПа,

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

22

           ;                                                                

Принимаем m=5 мм.

Определим основные геометрические параметры передачи:

Делительные диаметры найдём по формуле:

                 d_i = mz_i,                                  (4.5)                                                      

                   d₁ =5*18=90 мм;

                   d₂ =5*72=360 мм.

Межосевое расстояние передачи а_W:

             а_W=              (4.6)

Диаметры вершин и диаметры впадин зубьев:

                       d_ai=d_i+2×m,                                (4.7)

                       d_fi=d_i-2,5×m,                             (4.8)

 

Подставив значения в формулы 4.7 и 4.8, получим:

Диаметры вершин зубьев:

                 d_a1=90+2×5=100 мм;

                d_a2=360+2×5=370 мм;

Диаметры впадин зубьев:

                 d_f1=90-2,5×5=57,5 мм;

              d_f2=360-2,5×5=347,5 мм;

Ширина венца:

                  b_i= m ·ψ_bm;                                   (4.9)

 

Рекомендуется ширину венца принимать равной 6-10 модулям (меньше для подвижных колёс).

Принимаем

                 b₁= 5 *8=40 мм

                 b₂= 5*10=50 мм.

Проектный расчёт передачи на контактную выносливость

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

23

зубьев:

Начальный диаметр шестерни должен удовлетворять условию [2]:

                                           (4.10)

где k_d - вспомогательный коэффициент, k_d=770 для прямозубых передач;

k_H - коэффициент нагрузки; k_H=1,4;

u - передаточное число (u ≥ 1);

ψ_bd - отношение рабочей ширины венца передачи к начальному диаметру шестерни, ψ_bd=0,38;

 Допускаемое контактное напряжение для прямозубых передач:

                   ,                          (4.11)

где σ_Hlimb - базовый предел контактной выносливости поверхностей зубьев,

σ_Hlimb=1350 МПа;

S_H-коэффициент безопасности, S_H=1,2;

            МПа;

        мм;

Условие выполняется, так как d_w1=104>90 мм.

Проверочный расчет на выносливость зубьев при изгибе:

Удельная расчетная окружная сила (Н) [2]:

        (4.12)              где F_t - расчётная окружная сила, Н;

 b - ширина венца по основанию зуба, мм;

 k_FV - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, которая возникает вследствие колебаний масс колёс и ударов в зацеплении;

 k_Fb - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, которая возникает вследствие погрешностей изготовления колёс, упругих деформаций валов, зазорах в подшипниках;

 k_Fa - коэффициент, учитывающий при расчёте прямозубых передач распределение нагрузки между зубьями.

Коэффициенты: k_FV=1; k_Fb=1,25; k_Fa=1.

          

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

24

Расчётное напряжение изгиба зубьев:

              ,                             (4.13)

где Y_F - коэффициент формы зуба, Y_F=4,1;

Y_e - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев: Y_e=1;

Y_b - коэффициент, учитывающий наклон зуба, Y_b=1.

Подставив значения в формулу 4.13, получим:

             

Допускаемое напряжение при расчёте зубьев на выносливость при изгибе:

         ,    (4.14)

где s_Flimb - длительный предел выносливости зубьев при изгибе;

k_Fg - коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной

поверхности зубьев, k_Fg=0,7;

k_Fa - коэффициент, учитывающий влияние упрочнения переходной

поверхности зубьев в результате механической обработки k_Fa=1,3;

k_Fc - коэффициент, учитывающий особенности работы зубьев при

передаче реверсивной нагрузки, k_Fc=1,0;

k_xF - коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса, k_xF=1,0;

k_FL - коэффициент режима нагружения и долговечности, k_FL=1,0;

Y_S - коэффициент, отражающий чувствительность материала к

концентрации напряжений;

Y_R - коэффициент, учитывающий параметры шероховатости  

переходной поверхности зуба, Y_R=1,2;

 S_F - коэффициент безопасности;

Коэффициент Y_S находим по формуле

                      Y_S=1,1×m^-0,09=1,1×5^-0,09=0,95;                  (4.15)

Коэффициент безопасности находим по формуле:

                     ,                              (4.16)

где S^’_F - коэффициент безопасности, учитывающий нестабильность         

свойств материала зубчатого колеса и ответственность зубчатой   

передачи, S^’_F =1,55;

S^’’_F - коэффициент, учитывающий способ получения заготовки, S^’’_F=1.

Подставив значения в формулу 4.16, получим:

                  .

Подставив значения в формулу 4.14, получим:

        МПа.

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

25

В нашем случае s_FP=670 МПа>s_F1=318 МПа, т.е. проверка на выносливость зубьев при изгибе выполняется.

Расчёт передачи на контактную выносливость зубьев:

Удельную окружную силу находим по формуле [2]:

             (4.17)

где F_t - расчётная окружная сила, Н;

 b - ширина венца по основанию зуба, мм;

 k_НV - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении,

  k_НV=1;

k_Нb - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения

нагрузки по ширине венца, k_Нb=1,25;

k_Нa - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между

зубьями.

 

         K_Ha=1+0,0025(0,17N)⁴v+0,02(N-6)^1,35,                   (4.18)

 

где N=7 – степень точности зубчатой передачи;

v – окружная скорость в зацеплении, м/с

м/с;

             K_Ha=1+0,0025(0,17Ħ7)⁴Ħ4,71+0,02(7-6)^1,35=1,04.

 

Подставив значения в формулу 4.1.16, получим:

           Н.

Расчётное контактное напряжение находим по формуле:

                 ,                 (4.19)

где z_H - коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей

зубьев в полюсе зацепления, z_H=1,76;

z_M - коэффициент, учитывающий механические свойства материала

сопряжённых зубчатых колёс, для колёс из стали z_M=274;

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

26

z_e - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;

Коэффициент z_e определяем в зависимости от коэффициентов торцевого  и осевого  перекрытия.

     ,     (4.20)                                                

Так как передача прямозубая, то =0.

Принимаем z_e=0,88.

Подставив значения в формулу 4.19, получим:

        МПа;

Допускаемое контактное напряжение для прямозубых передач:

          ,                 (4.21)

где z_R - коэффициент, учитывающий параметр шероховатости

поверхностей зубьев, z_R=1;

z_v - коэффициент, учитывающий окружную скорость v, z_v=1;

k_L - коэффициент, учитывающий влияние смазочного материала, k_L=1;

k_xH - коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса, k_xH=1;

k_HL - коэффициент режима нагружения и долговечности;

S_H - коэффициент безопасности;

 s_Hlimb- предел выносливости зубьев на контактную выносливость;

 

Коэффициент режима нагружения и долговечности k_HL определяется по формуле:

                     ,                         (4.22)

где m_H - показатель кривой усталости;

 N_H0 - базовое число циклов перемены напряжений при изгибе N_F0=120*10⁶;

N_HE - эквивалентное число циклов перемены напряжений.

               N_HE=60×n×t=60×1000×10⁴×0,125=75×10⁶,             (4.23)

где n - частота вращения, мин^-1;

t =10⁴ - расчетный срок службы передачи, ч.

µ_Н=0,125 - для лёгкого режима нагружения.

 

Так как N_HE< N_H0, то принимаем по графику k_HL=1,2.

Так как N_HE< N_H0, то принимаем по графику k_HL=1,2.

Подставив значения в формулу 4.21, получим:

           МПа.

В нашем случае s_HP=1350 МПа >s_H=754 МПа, что удовлетворяет условию.

Для остальных передач:

 

Передача i₂

диаметры делительные: d₁=m·Z₁=2·35=70 мм;

                      d₂=m·Z₂=2·55=110 мм;

d_a1=d₁+2m=70+2·2=74 мм;

d_a2=d₂+2m=110+2·2=114 мм;

d_f1=d₁-2m(h_a+с)=70-2·2· (1+0,25)=65 мм;

d_f2=d₂-2m(h_a+с)=110-2·2· (1+0,25)=105 мм;

Ширина венца колеса:

b₂=ψ_ba*a_W=0,25·90=12,5 мм, принимаем 22 мм

Ширина венца шестерни:

b₁=b₂+(5…10)=22+8=30 мм;

;

0.25+2*2=64)                        колеса

 

Передача i₄:

диаметры делительные: d₁=m·Z₁=2·45=90 мм;

                      d₂=m·Z₂=2·45=90 мм;

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

27

d_a1=d₁+2m=90+2·2=94 мм;

d_a2=d₂+2m=90+2·2=94 мм;

d_f1=d₁-2m(h_a+с)=90-2·2· (1+0,25)=85 мм;

d_f2=d₂-2m(h_a+с)=90-2·2· (1+0,25)=85 мм;

Ширина венца колеса:

b₂=ψ_ba·a_W=0,25·90=22,5 мм, принимаем 22 мм

Ширина венца шестерни:

b₁=b₂+(5…10)=22+8=30 мм;

 

Передача i₃, (i₅)

диаметры делительные: d₁=m·Z₁=2·40=80 мм;

                      d₂=m·Z₂=2·50=100 мм;

d_a1=d₁+2m=80+2·2=84 мм;

d_a2=d₂+2m=10+2·2=104 мм;

d_f1=d₁-2m(h_a+с)=80-2·2· (1+0,25)=75 мм;

d_f2=d₂-2m(h_a+с)=100-2·2·(1+0,25)=95 мм;

Ширина венца колеса:

b₂=ψ_ba*a_W=0,25·90=22,5 мм, принимаем 22 мм

Ширина венца шестерни:

b₁=b₂+(5…10)=22+8=30 мм;

 

Передача i₈

диаметры делительные: d₁=m·Z₁=5·55=275 мм;

                      d₂=m·Z₂=5·35=175 мм;

d_a1=d₁+2m=275+2·5=285 мм;

d_a2=d₂+2m=175+2·5=185 мм;

d_f1=d₁-2m(h_a+с)=275-2·5· (1+0,25)=262,5 мм;

d_f2=d₂-2m(h_a+с)=175-2·5· (1+0,25)=162,5 мм;

Ширина венца колеса:

b₂=ψ_ba*a_W=0,25·225=56,25 мм, принимаем 58 мм

Ширина венца шестерни:

b₁=b₂+(5…10)=58+8=64 мм;

;

0.25+2*2=64)                        колеса

 

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

28

6.2. Расчет ременной передачи

В зависимости от сечения ремня могут применяться следующие ременные передачи: плоскоременная, клиноременная, поликлиновая.

         а)                                                  б)                                                  в)

Рисунок 4.1 – Виды ременной передачи: а – плоскоременная,
б – клиноременная, в – поликлиновая

 

При применении поликлиновой ременной передачи уменьшается консольная нагрузка на вал, смягчаются динамические нагрузки и снижаются габариты передачи по сравнению с клиноременной передачей, поэтому принимаем поликлиновую передачу.

Задаемся расчетным диаметром ведущего и ведомого шкивов d₁=112 мм, d₂=140 мм, так как передаточное отношение и=0,8 в соответствии с требованиями ГОСТ 20889.

Сечение ремня выбираем в зависимости от мощности, передаваемой ведущим шкивом, и его частоты вращения:

 

            кВт,                 (4.24)

где Р_ном=7,5 кВт – номинальная мощность потребляемая приводом;

С_р=1,0 – коэффициент динамичности нагрузки и режима работы.

Принимаем сечение B.

Определяем линейную скорость ремня:

       м/с            (4.25)

Определяем рекомендуемое межцентровое расстояние для обыкновенной открытой передачи по формуле:

 

                 0,7(d₁+d₂) < а < 2(d1+d2)                         (4.26)

                 0,7(112+140) < а < 2(112+140)   

Принимаем межцентровое расстояние а=300 мм                  

Расчетная длина ремня:

                             (4.27)

  

Значение округляем до ближайшего большего стандартного по ГОСТ1284.1 l=1000 мм.

Определим угол обхвата:

Число клиньев поликлинового ремня:

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

29

                     ,                              (4.28)

где [P_П] - допускаемая мощность передаваемая ремнями, кВт

       [P_П]=[P₀]×С_a×С_l×С_K =7,5×1,0×0,82×0,85=5,2 кВт,            (4.29)

 

где [P₀]=7,5 - допускаемая приведенная мощность, передаваемая

          поликлиновым ремнем;

С_P=1,0 - коэффициент динамичности нагрузки и длительности работы;

С_a=1,0 - коэффициент угла обхвата;

С_l=0,82 - коэффициент, зависящий от длины ремня

С_K=0,85 - коэффициент, учитывающий число ремней в комплекте

,

 принимаем K=2

 

Сила предварительного натяжения поликлинового ремня:

                    ,                      (4.30)

 H

Сила давления на вал:

 Н

где a₁=180^о - угол обхвата ремнем ведущего шкива.

Расчёт вал ов

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

30

Диаметры посадок подшипников на валы:

                                        (4.31)

где Т-момент на соответствующем валу;

 [t_к]-допускаемое напряжение на кручение, [t_к]=20...25;

мм

Диаметр выходного конца электродвигателя d=38 мм.

Конструктивно принимаем d=38 мм.

мм

Под посадку подшипников, обеспечивающих необходимую надёжность при работе ведомого вала, конструктивно принимаем d₂=d₃=35 мм.

 

Принимаем конструктивно d₃=35 мм

Принимаем конструктивно d₅=55 мм

 

Прочностной расчёт вала

 

Наиболее опасным сечением вала V является шлицевой участок, на валу присутствует наибольший изгибающий момент. Концентраторами напряжений являются шлицы.

Рисунок 4.1 Схема приложения нагрузки.

 

Определим окружную силу в зацеплении [4]:

Н,

где d₁=m×z₁=5×18=90 мм – делительный диаметр колеса;

Т₂=560 Н×м – крутящий момент на колесе.

 

Радиальная сила:

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

31

Н,

где a=0° - угол зацепления.

По чертежу определяем места расположения сил и расстояние до точек их приложения, переносим их на рисунок.

l₁=160 мм; l₂=64 мм; l₃=86 мм;

SМ_А=F_t1×l₁-R_B×(l₁₊l₂)+F_ШК(l₁+l₂+l₃)=0,

SМ_B=-R_A(l₁+l₂)-F_t×l₂+F_ШКl₃=0,

Откуда:

H

H

Проверка:

SF_z=-F_шк+R_B-F_t-R_A=-2072+3441,4-803,5-565,9=0

Строим эпюры изгибающих и крутящих моментов (рисунок 4.2)

 

Рисунок 4.2 Эпюры изгибающего и крутящего моментов.

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

32

Для опасного сечения определяем коэффициент запаса прочности по усталости S и сравниваем его с допускаемым значением [4]:

                                           (4.32)

где S_σ и S_t - коэффициенты запаса по нормальным и касательным

         напряжениям, определяемые по зависимостям [4]:

                 ,                        (4.33)

где σ_-1 =410 МПа и t_-1=240 МПа – пределы выносливости материала

        соответственно при изгибе и кручении;

 σ_a и t_a – амплитуды напряжений цикла, МПа;

 σ_т и t_т – средние напряжения цикла, МПа;

y_σ=0,2; y_t=0,1 – коэффициенты характеризующие чувствительность

    материала к асимметрии цикла напряжений;

К_σD и К_tD – коэффициенты, учитывающие влияние всех факторов на

  сопротивление усталости соответственно при изгибе и кручении

            ,         (4.34)

где К_σ и К_t - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

 К_d – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного             

сечения;

К_F=1 – коэффициент влияния шероховатости поверхности;

К_V=2,8 – коэффициент влияния упрочнения

 

Для концентратора напряжений определим коэффициенты К:

- шлицевый участок вала

К_σ=1,7;

К_t=2,65;

К_d=0,81

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

33

 

где М=178,8 Н×мм – результирующий изгибающий момент;

 М_К=54,2 Н×мм – крутящий момент;

 W – осевой момент сопротивления сечения вала, мм³;

 W_К – полярный момент сопротивление сечения вала, мм³

мм³,

мм³

МПа;

МПа

Запас прочности больше допустимого. Условие прочности выполняется

Расчёт подшипниковых узлов

Для рассчитываемого вала мы приняли шариковый радиально-упорный подшипник серии 36211 ГОСТ 831-75 (D=55 мм, B=21 мм, Сr=58,4 кН).

Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчётной динамической грузоподъёмности с базовой, или базовой долговечности с требуемой по условиям:

C_rp ≤ C_r или L_10h ≥ L_h.                (4.35)

 

Требуемая долговечность подшипника L_h = 8,4· 10³ по табл. 9.4 [2].

Расчётная динамическая грузоподъёмность определяется по формуле:

 

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

34

                       (4.36)

где: R_E – эквивалентная динамическая нагрузка, Н;

     ω - угловая скорость вала, с^-1;

 m – показатель степени, m = 3.

  R_E = V· R_r ·K_б ·K_т                    (4.37)

где: V – коэффициент вращения, V = 1 (при вращении внутреннего кольца    

      подшипника);

      R_r – суммарная реакция подшипника, R_r=3487 Н;

    K_б – коэффициент безопасности, =1,15;

    K_т – температурный коэффициент, = 1.

 

R_E = 1· 3487 ·1,15 ·1 = 4010 Н

 кН

 

32 кН > 22,0 – условие C_rp ≤ C_r выполняется.

Произведём расчёт подшипника на долговечность:

 

                                            (4.38)

Расчёт подшипника на долговечность выполняется.

Смазка шпиндельной бабки.

Смазка шестерен шпиндельной бабки производится разбрызгиванием из масляной ванны. Смазка опор шпинделя производится маслом, поступающим из резервуара, расположенного в верхней части корпуса, по трубкам, самотеком.

Подача масла в резервуар производится шестеренчатым насосом, смонтированным на передней стенке корпуса, на одной оси с выходным валиком цепи подач.

Заливка масла в корпус шпиндельной бабки производится через отверстие в крышке, закрытое пробкой; спуск отработанного масла – через пробку 9. Контроль уровня масла в шпиндельной бабке осуществляется по маслоуказателю 3.

Маслоуказатель 2 контролирует работу насоса.

Смазка коробки подач.

Смазка механизма коробки подач осуществляется из резервуара, расположенного в верхней части корпуса, прикрытого крышкой. Для заливки масло необходимо снять крышку 26, залить в резервуар масло по маслоуказателю 10 и поставить крышку на место.

Подача масла в резервуар производится шестеренчатым насосом, расположенным на правой стенке коробки подач.

Смазка фартука.

Смазка червячной передачи осуществляется при помощи масляной ванны. Заливка масла в корпус фартука производится через пробку 21, расположенную на каретке станка, слив отработанного масла – через пробку 7. Контроль уровня масла осуществляется по маслоуказателю 8. Смазка паразитной шестерни, передающей движение на винт поперечной подачи суппорта, осуществляется шприц-масленкой 4. Смазка мелкозубчатых муфт продольной и поперечной подачи, а также опоры реечной шестерни осуществляется маслом из резервуара, расположенного в верхней части фартука, через подводящие трубки.

Смазка суппорта и задней бабки производится вручную. Места смазок указаны на схеме смазки.

В качестве смазочного материала для смазки станка должно применяться масло индустриальное И-20А ГОСТ 20799-75.

Таблица 7.1 – Карта смазки

№ пп

Узел

Место смазки

№ по схеме

Род смазки

Срок смазки

1

2

3

4

5

6

1	Коробка скорос