1.9 Рекомендации по работе на станке
При работе на станке следует:
1. При ручном перемещении, суппортов рукоятки выбора направления движения необходимо ставить в нейтральное положение.
2. При работе суппортов поперечины с горизонтальной подачей или бокового суппорта с вертикальной подачей необходимо ползун суппортов зажать гайками, а при работе с подачей ползунов рекомендуется зажать каретки суппортов гайками.
3. После перемещения поперечины вниз, ее необходимо приподнять вверх для выборки зазоров в паре винт-гайка механизма подъема поперечины с целью сохранения параллельности поперечины к плоскости стола.
4. Для высокого подъема резцедержателя нужно рычаг повернуть, освободив его от возвратной пружины.
5. При установке резца в резцедержателе необходимо следить, чтобы опорная поверхность его была плоской, обработанной с чистой не ниже. Вылет резца относительно резцедержателя суппорта, а также поперечины должен быть
минимальным.
6. При чистовом строгании с использованием полной длины хода стола и наибольших подач допускаются подачи в пределах зоны резания.
7. При установке диапазона скоростей стола рекомендуется одновременно с передвижением рукоятки коротким толчком на кнопку включить электродвигатель привода стола.
[1(стр.85)]
2 Расчет
2.1 Расчет открытой и закрытой цилиндрической прямозубой нереверсивной передачи
Рассчитать открытую и закрытую цилиндрические прямозубые нереверсивные передачи, если Р=3; n1=877,5; n2=394,9.
Материал зубчатых колес: а) сталь-сталь; б) сталь-чугун. Нагрузка с умеренными толчками.
Решение. 1. Определяем передаточное отношение, равное u:
=n1/n2=877.5/395.9=2.2=u
(2.1)
2. Находим вращающий момент на валу шестерни:
Т1=9.55Р1/n2=9.55(3
1
/877.5)=33
Н м (2.2)
3. Выбираем марку материала и назначаем химико-термическую обработку зубьев; определяем допускаемые напряжения.
Назначаем для изготовления зубчатых колес сталь 45 с поверхностной закалкой ТВЧ до твердости > НВ350.
Принимая
для стали 45 (HRC40…52) 
нр=800
МПа, Nн0=6*107;
FP=230
МПа для нереверсивной передачи, NF0
=4*106 и назначая ресурс передачи
tч=104
ч, находим число циклов напряжений:
NHE=NFE=60tчn2=60
394.9
23.7
(2.3)
Так как NHE > NH0 и NFE > NF0, то значение коэффициента циклической долговечности KHL=1 и KFL=1.
Итак, допускаемые напряжения:
нр=
нр
Кнр=800
1=800
МПа;
fp
Kfl=230
1=230МПа
(2.4)
4. Выбираем коэффициенты.
Для прямозубых колес Ка=4950 Па1/3 для материала сталь-сталь.
Коэффициент
ширины зубчатых колес 
bа=0,315…0,5
при симметричном
расположении зубчатых колес относительно опор.
Принимая bа=0,4, определяем bd:
bd=0.5
ba(u+1)=0.5
0.4(2.2
1)=0.2
3.2=0.6
(2.5)
Интерполируя, находим (при > НВ350) Kнв=1.08 и KfB=1.115
5. Вычисляем межосевое расстояние закрытой передачи:
aw
Ka(u+1)
=
1.7
=26.9
=
=26.9 мм. (2.6)
Принимаем aw=27 мм
6. Для вычисления модуля открытой передачи необходимо найти z1, z2, YF и наименьшее значение прочностной характеристики FP/YF зуба.
Принимая z1=20, определяем число зубьев колеса:
z2=uz1=2.2 20=44 (2.7)
Находим YF при z1=20 и z2=44: YF=4,12, YF=3,815-среднее значение при z=60 и z=80.
Так как YF > YF а FP принято общим для шестерни и колеса, то FP/YF для шестерни будет меньше, чем для колеса и, следовательно, расчет на просность зуба при изгибе необходимо выполнить по зубу шестерни. Итак, модуль передачи при КМ=1,4
m
Km
=1.4
=2.5
м
(2.8)
По СТ СЭВ 310-76 принимаем m=3,5 мм.
7. Определяем параметры передачи.
Для закрытой передачи находим модуль:
m=(0.01…0.02)a
=(0.01…0.02)150=1.5
мм (2.9)
Принимаем m=1,5 мм.
Определяем число зубьев шестерни и колеса:
z1=2aw/[m(2,2+1)]=66 (2.10)
Принимая z1=66, находим z2=uz1=2,2*66=145
Вычисляем делительные диаметры, диаметры вершин зубьев и диаметры впадин шестерни и колеса:
Для закрытой передачи
d 1=mz1=99 мм; d2=mz2=30 мм; (2.11)
d a1=d1+2m=102 мм; da2=d2+2m=33 мм;
dj1=d1-2.5m=96 мм; dj2=d2-2,5m=27 мм;
Для открытой передачи
d1=mz1=44 мм; d2=mz2=97 мм (2.12)
da1=d1+2m=44+2 2.2=48 мм; da2=d2+2m=101 мм;
df1=d1-2.5m=44-2.5 2.2=39 мм; df2=d2-2,5m=92 мм;
8. Уточняем передаточное число, межосевое расстояние и находим ширину зубчатых колес:
Для закрытой передачи
u=zz/z1=145/66=24; (2.13)
aw=0.5(d1+d2)=0.5(94+206)=150 мм;
b=
ba
aw=0.4
150=60
мм,
принимаем b2=62 мм, b1=60 мм.
б) Для открытой передачи (u=2,2)
aw=0.5(d1+d2)=0.5(44+97)=71 мм, (2.14)
b= bdd1=0.9 44=40 мм.
Принимаем b2=40 мм, b1=42 мм.
9. Определяем окружную скорость и назначаем степень точности передачи:
закр =
=
877.5/60=2.59
м/c (2.15)
=
=
44
877.5/60=1.22
м/c
При 2 м\с < u < 6 м\с принимаем 8-ю степень точности для открытой и закрытой передач.
10. Вычисляем силы, действующие в зацеплении:
Для закрытой передачи
Ft=2T1/d1=2
33
1
/94=7.02
1
H
(2.16)
Fr=Fttga=Ft
tg20
1
0.364=2.6
1
H
Для открытой передачи
Ft=2T1/d1=2 33 4 /44=1.5 1 H (2.17)
Fr= Fttga=1.5 1 0.364=0.5 1 H
Вывод
Из расчета нереверсивной открытой и закрытой прямозубых цилиндрических передач можно сделать некоторые выводы:
1. Основным критерием прочности зуба закрытой передачи оказались не контактные напряжения, а напряжение изгиба. Следовательно, при высокой твердости зубьев параметры закрытой передачи определяют из условия выносливости зубьев на изгиб.
2. Габариты и масса открытой передачи больше, чем закрытой, а вращающий момент на выходном валу меньше, т.к. меньше КПД.
3. Так как основным критерием прочности зуба открытой передачи является напряжение изгиба, то проектирование передач из материалов с высокой поверхностной твердостью нерационально, т.к. выкрашивание наблюдается очень редко. Из-за плохой смазки и обилия абразива поверхностные слои зубьев истираются меньше, чем в них появляются усталостные трещины.
[6(стр.100)]