Станок для сверления отверстий (стр. 6 из 11)
Диаметры окружностей вершин и впадин
шестерни
=54+2•2=58 мм; (1.8.26) 
=54-2,5•2=49 мм. (1.8.27)колеса
=40+2•2=44мм; (1.8.28) 
=40-2,5•2=35 мм. (1.8.29) Проверочный расчет
Проверяем межосевое расстояние
а=(
/2=(54+40)/2=47 мм (1.8.30) Пригодность заготовки колес
Диаметр заготовки шестерни
Dзаг=dа1+6=58+6=64мм. (1.8.31)
Размер заготовки колеса закрытой передачи
Sзаг= b2+4=20+4=24 мм. (1.8.32)
Если колесо без выточек, то
Сзаг= b2=20 мм.
По таб. 2.1 (8) Dпред=125 мм и Sпред=80 мм.
Следовательно, условия Dзаг≤ Dпред и Sзаг ≤ Sпред выполняется.
Силы в зацеплении
Окружная
(1.8.33)Радиальная
(1.8.34)Осевая
Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба
Коэффициент
= b2/d1=20/54=0,37(1.8.35)Окружная скорость колеса
υ2=0,5 ω3 d2=0,5 •141,5• 0,040=2,83 м/с. (1.8.36)
По табл. 2.4 (7) степень точности передачи – 8, для прямозубых колес коэффициент КFa=1. Коэффициент, учитывающий наклон зубьев,
=1.По таблице 4.4 (8) коэффициенты равны YF1=3,7, YF2=3,82. Коэффициент КFυ2 =1,4 для колеса и КFυ1 =1,2 для шестерни. Коэффициент неравномерности нагрузки для прирабатывающихся зубьев колес равен
Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса и шестерни
σF2=
КFа 
КFυ2 YF2 Ft/( b2 m)=(1•1•1•1,4•3,81•378/(0,020•0,002)= 50•106 Па,(1.8.37)что меньше [σ]F2=293•106 Па,
σF1= σF2 YF1/ YF2;
Тогда расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни
σF1= 50•106• 3,7/3,82=48•106 Па, что меньше [σ]F1=310•106 Па.
Следовательно, прочность на изгиб зубьев колес обеспечена.
Проверка зубьев колеса по контактным напряжениям.
, (1.8.38)где К- вспомогательный коэффициент равный К=436;
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки. Для прямозубых колес =1; 
- коэффициент динамической нагрузки.Передаточное число передачи u=0,74. По расчету имеем: Ft=378 Н, d1=54мм, b2=20 мм.
Тогда расчетное контактное напряжение
=396•106 Па, что меньше [σ]н=656•106 Па. 1.8.3 Предварительный расчёт валов и предварительный выбор подшипников
Расчет и проектирование тихоходного вала, подбор подшипников и схемы их установки
рис. 1.8.3 -Тихоходный вал
Расчет первой ступени вала
–диаметр вала под муфту, (1.8.39)
– 12…25 МПа; Т2 – крутящий момент, который передает быстроходный вал.Принимаем d1=18 мм.
l1=(1,0...1,5) х d1 - длина участка вала под полумуфту (1.8.40)
l1=(1,0...1,5) х 18=18…27 мм
Принимаем l1=50 мм
Расчет второй ступени вала под уплотнение
d2= d1 + 2t – диаметр вала под уплотнение(1.8.41)
d2= 18 + 2 •1=20 мм
Принимаем d2=20 мм.
l 2 =1,25d2 – длина участка вала под уплотнение (1.8.42)
l 2 =1,25•20=25 мм
Принимаем l2=32 мм.
Расчет третьей ступени вала под шестерню
d3= d2+3,2r=20+3,2•1,6=25,1 мм. (1.8.43)
Принимаем d3=25 мм.
Длина l 3=42 мм определяется графически на эскизной компоновке.
Расчет диаметра под подшипник
d4=d2 + (0…5) =20 + (0…5) = 20…25 диаметр вала под подшипник. (1.8.44)
Принимаем d4=20 мм.
l4 =В+1.5 – длина участка вала под подшипник
l4 =14+1,5=15,5 мм.
Предварительно принимаем подшипники шариковые радиальные однорядные
ГОСТ 8338-75 204 с параметрами dп=20 мм, В=14 мм, D=47 мм.
Расчет и проектирование быстроходного вала, подбор подшипников и схемы их установки
рис. 1.8.4 – Быстроходный вал
Расчет первой ступени вала
Конструкция быстроходного вала имеет сложный нестандартный вид. Для возможности проведения расчетов примем предварительно упрощенную конструкцию вала.
Расчет первой ступени вала под уплотнение
– диаметр вала под подшипник 
– 12…25 МПа; Т2 – крутящий момент, который передает быстроходный вал.Принимаем d1=17 мм.
l 1 =1,25d1 – длина участка вала под уплотнение
l 1 =1,25•17=21,3 мм
Принимаем l1=27 мм.
Расчет второй ступени вала
d2= d1+3,2r=17+3,2•0,5=18,6 мм.
Принимаем d2=20 мм.
Длина l2=18 мм определяется графически на эскизной компоновке.
Расчет диаметра под упорную ступень
d3= d2 + 2t – диаметр вала под уплотнение
d2= 20 + 2 •1=22 мм
Принимаем d2=26 мм.
Длина l 3 = 6 мм определяется графически на эскизной компоновке
Расчет третьей ступени вала под шестерню
d4= d5+3,2r=17+3,2•0,5=18,6 мм.
Принимаем d3=24 мм.
Длина l 4=16 мм определяется графически на эскизной компоновке.
Расчет диаметра под подшипник
d5=d1 + (0…5) =17 + (0…5) = 17…22 диаметр вала под подшипник.
Принимаем d5=17 мм.
Предварительно принимаем подшипники шариковые радиальные однорядные ГОСТ 8338-75 7000904 с параметрами dп=17 мм, В=8 мм, D=35 мм.
Остальные размеры вала определены графическим способом исходя из конструктивных особенностей сверлильной головки.
1.8.4 Эскизная компоновка привода сверлильной головки
Для предотвращения заедания за внутренние стенки корпуса принять зазор Х=8…10 мм
Принимаем Х=8 мм. Смещение колес относительно внутренней стенки корпуса привода равно Х1=10мм Х2=3мм. Расстояние между дном корпуса и поверхностью колес
У=4Х=4•8=32 мм. (1.8.45)
В зависимости от принятого конструкторского решения подшипниковых узлов они должны быть утоплены на Т=10 мм и Т1=2,5 мм.
Графическим способом находим lм=75 мм, lБ=68 мм, lБ1=38 мм, lБ2=30 мм, LБ=76 мм,
lТ=56 мм, lТ1=33 мм, lТ2=23 мм.
рис. 1.8.5 – Компоновка привода
1.8.5 Проектный расчёт валов привода сверлильной головки, построение эпюр
Определение реакций в опорах
Силы здесь изображены как сосредоточенные, приложенные в серединах ступиц. Линейные размеры (мм) в предположении установки валов шариковые радиальные однорядные ГОСТ 8338-75 1204 с параметрами dп=20 мм, В=14 мм, D=47 мм легкой серии берут по компоновочной схеме: lм=75 мм, lТ=56 мм, lТ1=33 мм, dвых=14 мм, lвых=29 мм, lТ2=23 мм, d1=54 мм; lБ=68 мм, lБ1=38 мм, lБ2=30 мм, lс=30 dС= 5 мм, d2= 40 мм. Силы в зацеплении: Ff = 378 H, Fr =138 Н, Fa = 0 Н.
Тихоходный вал привода соединяется с муфтой упругой втулочно-пальцевой. Тогда
FM =
= 
= 160 Н. (1.8.46)где - Т2 вращающий момент на тихоходном валу, Нм.
Направление FM заранее не известно и на расчетной схеме показано условно.
Быстроходные валы соединены с патронами, в которых закрепляется сверла.
В результате воздействия сверл на блок возникает осевая сила, которая
равна (9):
F0=10´Ср´Dg´Sy´Kр, (1.8.47)
где D- диаметр сверла;
S – подача при сверлении;
Kр – коэффициент, учитывающий фактические условия работы, в данном случае зависит только от обрабатываемого материала Kр=1;
Ср, g, y - показатели степени приведения при сверлении.
F0=10´9,8´51´0,20,7´1,5=238Н.
рис. 1.8.6 - Расчетные схемы для определения реакций опор валов привода
Тихоходный вал
Реакции от сил в зацеплении