Проектирование коробки скоростей токарно-винторезного станка

11 блок колес мой а2.cdw

Точность зубчатого колеса - ГОСТ 1643-81
Направление линии зуба
Нормальный исходный контур
Коэффициент смещения

11 Общий вид станка 16к30 а2.cdw

11 Свертка а1.cdw

Развертка а1 испр.cdw

Расчет технических характеристик2 испр.doc

Министерство образования и науки Российской Федерации
Федеральное государственное автономное образовательное учреждение
высшего профессионального образования
«Уральский федеральный университет имени первого Президента России Б.Н.Ельцина»
Факультет Общего и специального машиностроения
Кафедра общего машиностроения.
«Проектирование коробки скоростей токарно-винторезного станка»
Пояснительная записка
1001.2011.049.000. ПЗ
Руководитель: Андреева Т.Н.
Студент гр. ОС-47112: Михайлов А.С
Перечень листов графических материалов3
Расчет технических характеристик5
Кинематический расчет10
Расчет размеров зубчатых колес13
Проверка подшипников качения для второго вала по ресурсу25
Расчет клиноременной передачи27
Расчет шлицевых соединений29
Расчет шпоночных соединений30
Выбор системы смазки31
Расчет подшипников для 2-х опорных валов с клиноременной передачей34
Проверка подшипников качения первого вала по ресурсу37
Расчет шпиндельного вала38
Система управления передвижными деталями43
Конструирование корпуса коробки скоростей44
Перечень листов графических материалов
токарно-винторезного станка
1001.2011.049.00.00СБ
Токарно-винторезные станки предназначены для обработки включая нарезание резьбы единичных деталей и малых групп деталей. На таких станках можно выполнять все виды токарных работ.
Техническими параметрами по которым классифицируют токарно-винторезные станки являются наибольший диаметр D обрабатываемой заготовки (детали) или высота центров над станиной (равная 05 D) наибольшая длина L обрабатываемой заготовки (детали) и масса станка.
Легкие токарные станки применяются в инструментальном производстве приборостроении часовой промышленности в экспериментальных и опытных цехах предприятий. Эти станки выпускаются как с механической подачей так и без нее.
На средних станках производится 70 - 80% общего объема токарных работ. Эти станки предназначены для чистовой и получистовой обработки а также для нарезания резьб разных типов и характеризуются высокой жесткостью достаточной мощностью и широким диапазоном частот вращения шпинделя и подач инструмента что позволяет обрабатывать детали на экономичных режимах с применением современных прогрессивных инструментов из твердых сплавов и сверхтвердых материалов.
Средние станки оснащаются различными приспособлениями расширяющими их технологические возможности облегчающими труд рабочего и позволяющими повысить качество обработки и имеют достаточно высокий уровень автоматизации.
Крупные и тяжелые токарные станки применяются в основном в тяжелом и энергетическом машиностроении а также в других отраслях для обработки валков прокатных станов железнодорожных колесных пар роторов турбин и др.
В данном курсовом проекте предстоит спроектировать коробку скоростей для среднего токарно-винторезного станка.
Расчет технических характеристик
Диаметр обрабатываемой детали
Обрабатываемый материал
Сталь легированная жаропрочная
Материал инструмента:
Наименьший диаметр обрабатываемой детали
Максимальная глубина резания
Принимаем по справочнику Технолога-машиностроителя 2 том [1] стр. 265
- для жаропрочных и легированных сталей
Минимальная глубина резания
Принимаем по [1] стр. 265
Принимаем по [1] стр. 266
Максимальная скорость при обработке самой мягкой самым производительным инструментом. Для жаропрочной стали 45Х14Н14В2М (Кмv=106) инструментом с режущей пластиной из твердого сплава Т15К6 (Киv=19)
Период стойкости пластины: принимаем среднее значение
Поправочные коэффициенты
Принимаем по [1] стр. 269 табл. 17
Коэффициент учитывающий механические свойства обрабатываемого материала
- поправочный коэффициент учитывающий влияние физико-механических свойств обрабатываемого материала на скорость резания
Принимаем по [1] табл. 3
- показатель степени при обработке резцом из твердого сплава
- поправочный коэффициент учитывающий влияние инструментального материала на скорость резания.
Принимаем по [1] табл. 6 для Т15К6
Максимальная скорость при обработке самой мягкой стали самым производительным инструментом. Для легированной стали 30Х13 (Кмv=13) инструментом с режущей пластиной из твердого сплава Т15К6 (Киv=19)
Минимальная скорость резания при обработке самой твердой жаропрочной стали ХН65ВМТЮ (Кмv=02) самым малопроизводительным инструментом с режущей частью из быстрорежущей стали Р18 (Киv=03) – Р18 взял т.к Р10К5Ф5 нет значений коэффициента Киv
- поправочный коэффициент учитывающий влияние инструментального материала на скорость резания
Вводим дополнительный коэффициент 08 – по табл. 17 из [1]
Минимальная скорость резания при обработке самой твердой легированной стали можно принять равной скорости резания сильнолегированной жаропрочной стали ХН65ВМТЮ (Кмv=02)
Минимальная скорость нарезания резьбы резцом
ix – число проходов принимаем ix=8 по [1]
Минимальная частота вращения шпинделя
Максимальная частота вращения шпинделя
Максимальная сила резания (тангенциальная составляющая) при обработке самой твердой стали ХН65ВМТЮ (Кмv=02) самым малопроизводительным инструментом из Р18. (из всех заданных сталей выбираем самую твердую)
Минимальная скорость резания
принимаем по табл. 22 стр. 273 [1]
Коэффициент учитывающий фактические условия резания
- коэффициент учитывающий влияние качества обрабатываемого материала на силовые зависимости
n – показатель степени
Поправочные коэффициенты учитывающие влияние геометрических параметров режущей части инструмента на силу резания. Выбираем наибольшие значения
(табл. 23 стр. 275 [1])
Максимальная эффективная сила резания при обработке самой мягкой стали самым производительным инструментом с максимальным припуском и подачей. Для легированной стали 30Х13 (Кмv=13) инструментом с режущей пластиной из твердого сплава Т15К6 (Киv=19)
Эффективная скорость резания при обеспечении максимальной мощности при обработке самой мягкой стали 30Х13 самым производительным инструментом из Т15К6 при снятии стружки максимального сечения
Эффективная частота вращения шпинделя
табл. 9 стр. 264 [1]
Поправочные коэффициенты учитывающие влияние геометрических параметров режущей части инструмента на силу резания
табл. 23 стр. 275 [1]
Максимальная эффективная мощность
Установленная мощность электродвигателя
(принимается предварительно)
После анализа проведенных расчетов принимаем
Выбор электродвигателя
Кинематический расчет
Знаменатель геометрической прогрессии
Расчетные частоты вращения
Ближайшие стандартные частоты вращения
Число скоростей выбираем под крупносерийный тип производства (Z=2 6)
(Табл. 1.2 стр 19. Металлорежущие станки Н.Н. Чернов)
Возможные частоты вращения
Выбираем диапазон чисел оборотов исходя из соображений целесообразности данного выбора для крупносерийного производства
Выбор структурного варианта
Выбираем последний вариант вариант т.к размещать на шпиндельном валу большое число зубчатых колес не желательно. И для шпиндельного вала характеристику группы следует выбирать максимальную.
Расчет передаточных отношений второй группы
Расчет передаточных отношений первой группы
Из расчета получаем:
По полученным величинам строим график чисел оборотов
Определение передаточного отношения ременной передачи от двигателя к первому валу коробки скоростей
По таблице 125 стр. 299-301 (Проников А.С. «Расчет и конструирование металлорежущих станков») подбираем числа зубьев причем если ищем .
Первая группа - выбираем соблюдая условие и стараясь как можно ближе попасть под необходимое значение
Вывод: проверка показала что все расчетные значения отклонений не превышают величину
Расчет размеров зубчатых колес
Для определения модуля и ширины зубчатого колеса воспользуемся программой «Расчет элементов МРС».
Для расчета каждого вала учитывается самая нагруженная передача.
Результаты расчетов программы:
========= Расчет геометрических параметров зубчатого зацепления =========
Студент Михайлов А.С
Руководитель Андреева Т.Н.
Материал: сталь 18ХГТ цементация и закалка до HRC 62
-передаточное отношение
-допустимые контактные напряжения
-скорость вращения шестерни
-знаменатель геометрического ряда
-количество зубьев шестерни
-коэффициент ширины зуба
-мощность зубчатой передачи
-допустимые напряжения на изгиб
-угол наклона зуба шестерни
-количество скоростей
Результаты расчетов :
ПРЕОБЛАДАЮТ КОНТАКТНЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ
ШИРИНА КОЛЕСА = 2380
===================================================================
ШИРИНА КОЛЕСА = 2996
Для первой группы принимаем для второй группы принимаем заведомо больший модуль т.к при меньшем модуле зубчатые колеса не помещаются на валу
Делительные диаметры колес
Расчет крутящих моментов
Расчет крутящего момента первого вала
Расчет крутящего момента второго вала
Расчет крутящего момента третьего вала (вал шпинделя)
Предварительный расчет диаметров валов
Предварительный расчет диаметра первого вала
Предварительный расчет диаметра второго вала
Предварительный расчет диаметра третьего вала
Силовой расчет производим для второго вала он является самым нагруженным.
Наибольшая нагрузка на второй вал будет при включении передач с наибольшим передаточным числом т.е при наибольшем понижении частоты вращения. ( В первой группе =040 с числами зубьев Z1=71 Z2=29 во второй группе =0253 с числами зубьев Z1=80 Z2=20)
В первой группе включены:
Схема действия сил на исследуемый вал
Определение сил в зацеплениях
Определение реакций в опорах
Расчет в вертикальной плоскости
Найдем реакцию в опоре 1
Найдем реакцию в опоре 2
Расчет в горизонтальной плоскости
Построение эпюр для третьего вала
Данный вал испытывает сложное сопротивление: изгиб с кручением. Изгиб идет в двух плоскостях: вертикальной и горизонтальной.
Горизонтальный изгиб
Момент направлен в противоположную сторону.
Суммарные изгибающие моменты
Максимальный изгибающий момент под шестерней третьей передачи.
- коэффициент приведения учитывающий отличия величин опасных напряжений кручения и изгиба
- при изменении напряжений изгиба по пульсирующему циклу
Определение диаметра вала
(табл. 14 стр. 62 справочник конструктора-машиностроителя т.1 Анурьев В.И.)
Исходя из произведенного расчета принимаем диаметр второго вала по наименьшему диаметру шлицев
Эпюры изгибающих моментов
Проверка подшипников качения для второго вала по ресурсу
Суммарные реакции в опорах
Сильнее нагружена первая опора
Определение эквивалентной нагрузки
Так как данная передача является прямозубой то эквивалентную нагрузку определяем:
Определяем долговечность предварительно выбранного подшипника 207 ГОСТ 8338-75 по динамической грузоподъемности
Предварительно выбранный подшипник не подходит по времени работоспособности проверяем роликовый радиально-упорный подшипник 1027307А ГОСТ 27365-87 схема установки на валу – враспор регулировка подбором металлических прокладок под привертную крышку.
Подшипник 1027307А ГОСТ 27365-87 подходит выбираем его.
Расчет клиноременной передачи
В конструкции станка используют клиноременную передачу. Клиноременные передачи выгодно применять при малых межцентровых расстояниях и при передачи мощности между параллельными валами. За счет клиновой формы канавки на шкиве сила сцепления ремня со шкивом в клиноременной передачи больше чем в плоскоременной вследствие чего при одинаковых первоначальных натяжениях ремней клиноременной передачей можно передавать большие мощности допускать меньшее межцентровое расстояния меньшие углы обхвата и следовательно большие передаточные числа. Клиновой ремень позволяет осуществлять бесступенчатое регулирование чисел оборотов ведомого вала за счет применения раздвижных шкивов. Недостатком клиноременной передачи в сравнении с плоскоременной являются: меньшая долговечность ремня; ниже к.п.д.; большая стоимость шкивов.
Тип сечения ремня – ремень нормального сечения В
Минимальный расчетный диаметр ведущего шкива
(Курмаз Л.В. Конструирование узлов и деталей машин табл. 12.3.1 стр. 334)
Диаметр ведомого шкива
Из предшествующих расчетов принимаем
Действительное передаточное отношение передачи
Отклонение от действительного передаточного отношения
(Курмаз Л.В. Конструирование узлов и деталей машин стр. 334)
Минимальное межосевое расстояние
Расчетная длина ремня
Принимаем длину ремня 3000 мм – для сечения В
Межцентровое расстояние
Угол обхвата ремне меньшего шкива
Расчетное число ремней
(Курмаз Л.В. Конструирование узлов и деталей машин табл. 12.3.3 12.3.5 стр. 334 12.2.9 стр. 329)
Число ремней передачи принимаем 6
Сила нагружающая валы передачи
(Курмаз Л.В. Конструирование узлов и деталей машин стр. 336)
Принимаем диаметр ведомого шкива 230 мм ведущего 200 мм число ремней 6 типа В
Расчет шлицевых соединений
С помощью шлицевых соединений можно передавать большие крутящие моменты. Кроме того шлицевые соединения обеспечивают лучшую центровку деталей на валу по сравнению с установкой на шпонку.
Расчет для первого вала
(Курмаз Л.В. Конструирование узлов и деталей машин стр. 192)
-коэффициент условий работы
(Курмаз Л.В. Конструирование узлов и деталей машин табл. 3.3.3 стр. 47)
-удельный суммарный статический момент
(Курмаз Л.В. Конструирование узлов и деталей машин табл. 7.2.3 стр. 192)
Крутящий момент на валу
Все шлицевые соединения удовлетворяют требованиям надежности.
Расчет шпоночных соединений
Шпоночные соединения технологически просты позволяют добиваться надежного сопряжения вала со ступицей обеспечивают легкий монтаж и демонтаж деталей.
Недостатком шпоночного соединения является малая нагрузочная способность.
Расчет производится для вала передающего наибольший крутящий момент то есть для шпиндельного вала.
Шпонка 22x20x63 ГОСТ 10748-79
(Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин табл. 24.29 стр 476)
Крутящий момент на валу
Определяем рабочую длину шпонки
Расчет на прочность.
Неравенство выполняется
Выбираем шпонку 22x20x63 ГОСТ 10748-79
Выбор системы смазки
Смазка имеет большое значение для обеспечения работоспособности и долговечности станка способствует уменьшение потерь при трении повышению допустимых скоростей за счет отвода тепла из зоны тепловыделения и уменьшению износа трущихся поверхностей.
Приводы главного движения металлорежущих станков отличаются наличием большого количества трущихся пар в основном непрерывно участвующих в работе данного узла. Поэтому наиболее целесообразным способом смазки следует считать централизованную непрерывную смазку.
Централизованная смазка является хорошей системой смазки. Подвод масла осуществляется через распределительный резервуар в который масло поступает под давлением под действием насоса откуда она свободно стекает под действием собственного веса по трубопроводам к отдельным точкам.
Сорт масла: Индустриальное И-20 А объём 45л
Количество тепла выделяемого при трении:
Потребная производительность насоса:
Следует применить насос с для компенсации утечек масла
Для подачи масла в систему смазки выбираем шестеренный насос
Г11-11 – с креплением на лапах. Так же можно использовать его фланцевый вариант АГ-11-11. Насос соединен с электродвигателем главного движения через ременную передачу.
Параметры насосов Г11-11 Г11-11А АГ11-11 АГ11-11А
Номинальная частота вращения с-1 (обмин)
Номинальная подача не менее лмин
Коэффициент подачи не менее лмин
Давление на выходе номинальное (максимальное) МПа
Давление на входе минимальное (максимальное) МПа
Мощность при номинальном давлении кВт
Кинематическая вязкость рабочей жидкости мм²с
Габаритные и присоединительные размеры насосов Г11-11Б Г11-11А Г11-11
Шестеренный насос засасывает масло из резервуара и подает его через сетчатый фильтр к подшипникам и зубчатым передачам. Из коробки передач масло поступает обратно в резервуар через сливное отверстие в коробке.
Насос выбран с такой большой подачей т.к. предполагается что он будет подавать масло и в коробку подач.
Объем резервуара принимаем равным 2-3 минутам работы насоса т.е. 15 л.
На коробке передач предусмотрен маслоуказатель 1 в виде смотрового окна которое поливается маслом из маслоподводящей трубки.
Расчет подшипников для 2-х опорных валов с клиноременной передачей
Производим расчет в трех вариантах включения первой группы передач выбираем самый сильно нагружающий опоры вариант и на этом основании делаем дальнейшие выводы о выборе подходящего подшипника.
-Координаты сил в точках
L1=8000 мм L2=4500 мм
-Количество зубьев шестерни
-Сила действ. на вал от клинорем. передачи
-Мощность на расчетном валу
-Скорость вращения вала
-Угол между действием сил
-Предел текучести металла
-К-т направления вращения расчетного вала
Реакция в опоре R1 = 197775
К-т динамической грузоподъемности dg1 = 2034536
Реакция в опоре R2 = 33611
К-т динамической грузоподъемности dg2 = 345765
Крутящий момент PMK = 1779762
Изгибающие моменты и ориентировочные диаметры вала
Координата 1-ой силы X1 = 8000
Результирующий момент 1-ого вала M1 = 15821969
Ориентировочный диаметр вала D1 = 2603
Координата 2-ой силы X2 = 4500
Результирующий момент 2-ого вала M2 = 8066726
Ориентировочный диаметр вала D2 = 2085
L1=8000 мм L2=14000 мм
Реакция в опоре R1 = 122835
К-т динамической грузоподъемности dg1 = 1263621
Реакция в опоре R2 = 121833
К-т динамической грузоподъемности dg2 = 1253316
Результирующий момент 1-ого вала M1 = 9826799
Ориентировочный диаметр вала D1 = 2224
Координата 2-ой силы X2 = 14000
Результирующий момент 2-ого вала M2 = 17665819
Ориентировочный диаметр вала D2 = 2700
L1=8000 мм L2=24000 мм
Реакция в опоре R1 = 39083
К-т динамической грузоподъемности dg1 = 402057
Реакция в опоре R2 = 212146
К-т динамической грузоподъемности dg2 = 2182373
Результирующий момент 1-ого вала M1 = 3126679
Ориентировочный диаметр вала D1 = 1549
Координата 2-ой силы X2 = 24000
Результирующий момент 2-ого вала M2 = 9546555
Ориентировочный диаметр вала D2 = 2203
Результаты расчетов показывают что в самом неблагоприятном случае включения передач (Расчет 3 для Z1=61 Z2=39) реакция в правой опоре вала R2 = 212146 Н ориентировочный диаметр вала в этом случае – 22 мм. Реакция в опоре не велика подойдет подшипник особо легкой серии 102 ГОСТ 8338-75 но такое решение конструктивно не целесообразно т.к возникает большой перепад диаметров вала. Конструктивно рациональнее применить подшипник легкой серии 207 ГОСТ 8338-75 – выбор обеспечит технологичность изготовления посадочных мест на валу большую долговечность и гарантированный запас прочности подшипниковой опоры.
Диаметры ступеней вала принял большими чем расчетные в программе – для удобства изготовления посадочных мест под зубчатые колеса их шпоночных пазов и для возможности создания заплечиков нужной высоты.
Проверка подшипников качения первого вала по ресурсу
Проверяем по самой нагруженной опоре из трех расчетов
Определяем долговечность подшипника левой опоры 207 ГОСТ 8338-75
Выбранные подшипники 207 ГОСТ 8338-75 подходят
Расчет шпиндельного вала
(Расчет ременной передачи)
Производим расчет шпиндельного вала при двух возможных вариантах включения второй группы передач затем находим вариант в котором вал сильнее всего нагружен анализируем и делаем выводы
Расчет № 14 ( при работе шестерни z=50 и колеса z=50)
L1=20000 мм L2=12000 мм
-Сила действ. На вал от клинорем. Передачи
Реакция в опоре R1 = 11205
К-т динамической грузоподъемности dg1 = 115269
Реакция в опоре R2 = 1703
К-т динамической грузоподъемности dg2 = 17515
Координата 1-ой силы X1 = 20000
Результирующий момент 1-ого вала M1 = 2241026
Ориентировочный диаметр вала D1 = 1413
Координата 2-ой силы X2 = 12000
Результирующий момент 2-ого вала M2 = 766161
Ориентировочный диаметр вала D2 = 1164
Расчет № 15 ( при работе шестерни z=20 и колеса z=80)
L1=20000 мм L2=26000 мм
Реакция в опоре R1 = 9244
К-т динамической грузоподъемности dg1 = 60219
Реакция в опоре R2 = 3749
К-т динамической грузоподъемности dg2 = 24424
Крутящий момент PMK = 7007813
Результирующий момент 1-ого вала M1 = 1848741
Ориентировочный диаметр вала D1 = 1777
Координата 2-ой силы X2 = 26000
Результирующий момент 2-ого вала M2 = 1162233
Ориентировочный диаметр вала D2 = 1752
По результатам расчетов можно сделать вывод что реакции в подшипниковых опорах и ничтожно малы поэтому подшипники установить можно из самой легкой серии. Расчетные диаметры валов не превышают 20 мм. Из расчета диаметра вала по крутящему моменту получен результат dmin=731 мм
Конструктивно принимаю диаметр шпинделя 75-85 мм – чтобы сделать шпиндель полым для подачи сквозь него прутка для установки зубчатых колес большого диаметра на шпонки (т.к. при малом диаметре вала невозможно установить шпонку большого размера без значительного ослабления сечения)
Расчет № 6( при работе шестерни z=50 и колеса z=50)
Данные общие для обоих участков расчета:
-Координаты моментов и сил
Al=20000 мм Ol=57000 мм Bl=12000 мм
-Наружные диаметры вала на участках
D1=8000 мм D2=8000 мм D3=8000 мм
-Внутренние диаметры вала на участках
d1=5000 мм d2=5000 мм d3=5000 мм
-Крутящий момент в проверяемом сечении
-Предел прочности металла
-Признаки концентраторов
-Признаки формы шпонки или шлица
-Изгибающие моменты
-Диаметры вала в расчетном сечении
-Внутренние диаметры вала
-Внутр. диаметры щпинделя в расч. сечении
-Количество шпонок или шлицев
Общий запас статической прочности = 6200
Общий запас динамической прочности= 1128
Деформация вала = 002
Общий запас статической прочности = 6374
Общий запас динамической прочности= 1287
Расчет № 7 ( при работе шестерни z=20 и колеса z=80)
Al=20000 мм Ol=57000 мм Bl=26000 мм
Общий запас статической прочности = 6262
Общий запас динамической прочности= 1179
Деформация вала = 003
Общий запас статической прочности = 6344
Общий запас динамической прочности= 1256
Расчет показал что шпиндельный вал обладает достаточным запасом по статической и динамической грузоподъемности. Расчетные коэффициенты прочности в десять раз превышают нормальные – это вызвано конструктивным увеличением диаметра шпинделя (расчетный 20 мм конструктивный 75-85 мм) Углы поворота показали что на данном валу могут быть использованы выбранные подшипники. Деформация вала также лежит в допустимых пределах. Ее критическая величина 00005*L = 00005*570=0285мм.
Таким образом выполненные проверочные расчеты показали что выбранные мной конструктивные размеры и параметры деталей коробки скоростей позволяют ей комфортно работать с расчетными нагрузками и даже позволяют кратковременно работать с значительной перегрузкой. Защиту от перегрузки частично обеспечивает ременная передача.
Система управления передвижными деталями
Число оборотов шпинделя регулируется путем введения в зацепление различных пар зубчатых колес. Ввиду этого необходимость выбора механизма переключения ставится особой задачей при проектировании коробки скоростей для станка. Здесь немаловажен еще и фактор эргономичности то есть создания наилучших условий для рабочего или наладчика обслуживающего данный станок. Исходя их этого не следует конечно же выполнять ручки очень длинными или очень короткими. Они должны быть на удобной высоте. Наш механизм переключения является наиболее простым из всевозможного количества вариантов. Это в свою очередь обеспечивает простоту в изготовлении снижение и без того большого количества трудно изготавливаемых деталей в станке.
Механизм переключения состоит из рычага переводного камня выполненного из антифрикционного чугуна оси и сборной рукоятки.
Необходимая длина рычага: R=A+a где
А – расстояние от оси вала до оси поворота рычага
а - половина высоты дуги описываемой камнем при перемещении зубчатого колеса на ход.
Рассчитаем длину рычага:
R=95+5=100мм. Примем длину рычага равную 100 мм.
В каждом из положений механизм переключения должен быть зафиксирован. Для этого достаточно зафиксировать одну из перемещающихся деталей этого механизма. В нашем случае был использован простейший способ фиксации – при помощи шарика. Шарик подпружинен при определенном угле поворота он попадает в гнездо пластины и тем самым фиксируется осевое положение блока зубчатых колес. Со временем шарик накатывает бороздки на пластинке и механизм становится неработоспособным. В данном случае необходимо заменить пластинку. Она же в свою очередь выполняет роль стопорной шайбы для оси на которых закреплены рукоятка и рычаг. На оси проточен паз в пластинке есть отверстие диаметром равным диаметру оси. Пластинка надевается на ось ложится в паз и притягивается винтом к крышке коробки скоростей. Нужно также отметить что на валу по которому передвигаются блоки зубчатых колес имеются стопорные кольца поэтому при износе механизма фиксирования нет опасности того что блок колес спадет с шлицевой части вала и коробка скоростей выйдет из строя.
Конструирование корпуса коробки скоростей
Корпусные детали серийно выпускающихся станков обычно получают отливкой из серого чугуна и алюминиевых сплавов. Толщина стенок назначается в зависимости от габаритных размеров и от крутящего момента на шпиндельном валу.
Конструкция корпуса должна обеспечивать технологичность процесса его изготовления. Литейные модели и стержни должны легко извлекаться из форм и стержневых ящиков. Для этого на модели не должно быть поднутрений высоких выступов и глубоких впадин расположенных перпендикулярно или наклонно к направлению извлечения. Поверхностям перпендикулярным к плоскости разъема придают формовочные уклоны.
Толщина стенки находится из соотношения где Т – максимальный крутящий момент на шпинделе
Формовочные уклоны принимаем равными 1 5
Минимальный зазор между вращающимися деталями и корпусом принимаем 10 мм
В ходе выполненной работы была спроектирована коробка скоростей токарно-винторезного станка. Все ее составляющие детали как показывают расчеты способны выдерживать нагрузку несколько превосходящую предполагаемую расчетную. Также в ходе выполнения данного проекта я имел возможность шире познакомиться со специальной литературой овладеть навыками работы со справочниками. В целом эта работа структурировала и закрепила знания полученные мной за прошлые годы обучения.
Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин: учеб. пособие для студ. высш. учеб. заведений П.Ф. Дунаев О.П.Леликов. – 9-е изд. перераб. и доп. – М.: Издательский центр «Академия» 2006. – 496с.
Методические указания к выполнению курсового проекта. Андреева Т.Н.
Справочник технолога-машиностроителя. В 2-х т. Т. 2Под ред. А. Г. Косиловой и Р. К. Мещерякова. – 4-е изд. перераб. и доп. – М. : Машиностроение 1985. 496 с. ил.
Чернов Н. Н. Металлорежущие станки: Учебник для техникумов по специальности «Обработка металлов резаньем». – 4-е изд. перераб. и доп. – М.: Машиностроение 1988 - 416 с. ил.

Спецификация к развертке и свертке.spw

1001. 2011. 49 00 00 СБ
Уплотнение лабиринтное
Трубка соединительная
Винт А.М8x1-6gx20.109.30ХГСА
Винт А.М6-6gx14.109.30ХГСА
Болт М6-6gx10.109.30ХГСА
Болт М5-6gx10.109.30ХГСА
Проходник прямой 18-022
Манжета 1.1-30x52-1
Двигатель асинхронный
Маслонасос шестеренный