Рисунок 10.1 – Схема бработки шпоночного паза
2) по рис. 10.1 глубина резания
мм и ширина обработки мм;3) согласно [1, стр. 284, табл. 35] принимаем подачу
;4) скорость резания рассчитываем по формуле
,где
- стойкость инструмента, мин [1, стр. 290, табл. 40]; - число зубьев фрезы, ; [1, стр. 287, табл. 39];где
– коэффициент, характеризующий группу стали по обрабатываемости, =1, =0,9 [1, с. 262, табл.2]; – коэффициент, учитывающий состояние поверхност[1,с.263,табл.5]; – коэффициент, учитывающий влияние материала инструмента, [1, с. 263, табл.6];По рассчитанной скорости резания определяем требуемую частоту вращения фрезы при обработке данной поверхности:
об/мин.11 Определение усилий и мощности резания
Определяем главную составляющую силы резания:
Согласно [1] выбираем значения степеней и коэффициентов:
Тогда усилие резания
Н.Так как в процессе обработки усилие резания может меняться вследствии затупления режущего инструмента и неравномерности припуска, то необходимо учесть эти изменения путем введения соответствующих коэфициентов:
НОпределяем мощность резания:
Принимаю мощность электродвигателя 2,2 кВт
12 Кинематический расчет фрезерной насадки
Исходя из условия ось вращения электродвигателя горизонтальная, а ось вращения фрезы – вертикольна, следовательно необходимо использовать коническую передачу для изменения оси. Расчитаем передаточное число передачи:
Принимаем U=1,25
Этот расчет проводят для основного выбора механических свойств материала зубчатых колес. Приближенное значение модуля определяют при усредненных параметрах для передач (мм):
Где:
, [Н×мм] – крутящий момент на шестерне; , [МПа] – предварительные допустимые напряжения при изгибе. Н*мПринимаем заготовку колеса из стали 40Х, ТО – улучшение . При этом -
=580 МПаПредварительные допустимые напряжения при расчете зубьев на изгибную прочность для нереверсивных передач определяют по формуле:
МПа ммДиаметр наружной делительной окружности колеса (на внешнем дополнительном конусе):
,где
– коэффициент ширины зубчатого венца по внешнему конусному расстоянию. - допустимые напряжения при расчете на контактную прочность, их определяют по формуле: ,где
=710 МПа - граница контактной прочности; - допустимый коэффициент запаса прочности по контактным напряжениям. - для зубчатых колес с однородной структурой материала =1- коэффициент долговечности МПа - для конічних прямозубих колес ммМодуль передачи определяют по расчитанному диаметру колеса
, приняв и . ммПолученное значение модуля округляем до стандартного
мм ммШирина зубчатого венца колеса:
=0,3*56=16,8ммПринимаю
ммОсновные геометрические размеры колес (рис. 12.1) определяют по формулам табл.12.1.
Таблица 12.1 - Основные размеры колес передач
Диаметры окружностей: | ||
делительных | 70/87,5 | |
впадин | 63,44/82,25 | |
вершин | 75,46/91,87 | |
Фактический средний модуль | 1,95 | |
Межосевое (конусное) расстояние | 56 | |
Углы делительных конусов: | ||
шестерни | 38,66 | |
колеса | 51,34 | |
Среднее конусное расстояние | 47 | |
Ширина зубчатого венца: | ||
шестерни | 18 | |
колеса | 18 |
Рис. 12.1 – Основные размеры конических передач
Высота зуба на торце допольнительного конуса:
=6.43 ммВысота головки и ножки зубьев на торце дополнительного конуса:
=3,5 мм =2,23 мм =2,93 мм =4,2 мм