додати матеріал


Розрахунок технічних параметрів верстатів

[ виправити ] текст може містити помилки, будь ласка перевіряйте перш ніж використовувати.

скачати

Міністерство освіти РФ

Тольяттинский державний університет

автомеханічний інститут

Кафедра: «Різання, верстати та інструмент»

Розрахунково-пояснювальна записка до курсового проекту з дисципліни:

"Розрахунок і конструювання верстатів"

06.С.03.15.00.000 ПЗ

Студент: Цуркан О.В.

Група: МСКв - 501

Викладач: Гомельський М.В.

Тольятті, 2006.

Зміст

1. Розрахунок-обгрунтування технічної характеристики верстата

2. Кінематичний розрахунок передач проектованого приводу

3. Розрахунки на міцність передач, валів, шпиндельного вузла

4. Короткий опис верстата в цілому і докладний опис конструкції приводу подач

1. Розрахунок-обгрунтування технічної характеристики верстата

Розрахунок виконаний по [1].

Визначаємо найменший діаметр свердління:

D min = (0,25 ... 0,3) D max;

де,

D max-найбільший діаметр свердління.

D min = (0,25 ... 0,3) D max = (0,25 ... 0,3) 30 = 7,5 мм.

Визначаємо мінімальну подачу при свердлінні D min:

При обробці самого м'якого (із заданих) матеріалу за табл. 2.2.1:

= 0,14-0,18 мм, при свердлінні стали <600 МПа.

Визначаємо максимальну подачу при свердлінні D max:

При обробці самого м'якого (із заданих) матеріалу за табл. 2.2.1:

= 0,45-0,55 мм, при свердлінні стали <600 МПа.

Визначаємо мінімальну подачу при свердлінні D min:

При обробці самого твердого (із заданих) матеріалу за табл. 2.2.1:

= 0,13-0,15 мм, при свердлінні стали = 800 ... 1000 МПа.

Визначаємо максимальну подачу при свердлінні D max:

При обробці самого твердого (із заданих) матеріалу за табл. 2.2.1:

= 0,32-0,4 мм, при свердлінні стали = 800 ... 1000 МПа.

Визначаємо мінімальну подачу при розгортанні D min по табл. 2.2.2:

S min p = 0,8 мм, при матеріалі ріжучої частини інструменту зі швидкорізальної сталі.

Визначаємо максимальну подачу при розгортанні D max за табл. 2.2.2:

S max p = 1,2 мм, при матеріалі ріжучої частини інструменту зі швидкорізальної сталі.

Як S min приймаємо подачу, меншу з , , S min p.

Отже, S min = 0,13 мм.

Як S max приймаємо подачу, більшу з , , S max p.

Отже, S max = 1,2 мм.

Визначаємо максимальну швидкість різання при свердлінні при обробці самого м'якого матеріалу:

;

де,

З V, Z V, y V, m - коефіцієнти і показники ступеня;

Т - середнє значення періоду стійкості свердел;

- Мінімальна подача при свердлінні D min при обробці самого м'якого матеріалу;

D min - найменший діаметр свердління;

До V - поправочний коефіцієнт.

Визначаємо період стійкості свердла по табл. 2.2.4:

Т = 25хв, для вуглецевих сталей.

Визначаємо коефіцієнти і показники ступеня, що залежать від матеріалу виробу та інструменту за табл. 2.2.3:

З V = 7;

Z V = 0,4;

y V = 0,7;

m = 0,2.

Визначаємо поправочний коефіцієнт:

До V = К MV К И V;

де,

До MV - коефіцієнт, що враховує механічні властивості оброблюваного матеріалу.

До І V - коефіцієнт, що враховує матеріал інструменту.

. Визначаємо коефіцієнт, що враховує механічні властивості оброблюваного матеріалу:

До MV = 1,25, для самого м'якого матеріалу.

Визначаємо коефіцієнт, що враховує матеріал інструменту:

До І V = 1, для інструментальних сталей.

До V = К MV К И V = 1.25 * 1 = 1.25.

м / хв;

Визначаємо швидкість різання при максимальній потужності різання:

;

де,

D max - найбільший діаметр свердління;

- Максимальна подача при свердлінні D max при обробці самого м'якого матеріалу.

Т = 50хв, З V = 9,8, Z V = 0,4, y V = 0,5, m = 0,2, К MV = 1,25, К И V = 1;

До V = К MV К И V = 1.25 * 1 = 1.25.

м / хв.

Визначаємо мінімальну швидкість різання при свердлінні при обробці самого твердого матеріалу:

;

де,

- Максимальна подача при свердлінні D max при обробці самого твердого матеріалу.

Т = 50хв, З V = 9,8, Z V = 0,4, y V = 0,5, m = 0,2, К MV = 0,9, К И V = 1;

До V = К MV К И V = 0.9 * 1 = 0.9;

м / хв.

Визначаємо мінімальну швидкість при розгортанні:

V min p = V p k p;

де,

V p - швидкості різання, для максимальної подачі при діаметрі розгортки D max;

k p - поправочний коефіцієнт.

V p = 9,9 м / хв, при D max = 30мм і S max p = 1,2 мм.

Визначаємо поправочний коефіцієнт:

k p = 0,78, для вуглецевих сталей.

V min p = V p k p = 9,9 * 0,78 = 7,72 м / хв.

В якості V min приймаємо швидкість, меншу з V min с і V min p.

Отже, V min = 7,72 м / хв.

Визначаємо максимальну частоту обертання шпинделя:

об / хв.

Визначаємо мінімальну частоту обертання шпинделя:

об / хв.

Визначаємо максимальний крутний момент при свердлінні самого твердого матеріалу свердлом зі швидкорізальної сталі:

;

де,

C M, Z M, y M-коефіцієнти і показники ступеня залежно від оброблюваного матеріалу (за табл.2.2.11);

До Мр - коефіцієнт, що враховує вплив механічних властивостей сталі на крутний момент (по табл.2.2.12).

Визначаємо коефіцієнти і показники ступеня, що залежать від матеріалу деталі та інструменту:

C M = 0,34;

Z M = 2;

y M = 0,8;

;

Нм.

Визначаємо крутний момент при максимальній потужності при свердлінні самого м'якого матеріалу:

;

C M = 0,34;

Z M = 2;

y M = 0,8;

;

Нм.

Визначаємо максимальну ефективну потужність при свердлінні:

;

де,

n N - частота обертання шпинделя при свердлінні з максимальною потужністю.

Визначаємо частоту обертання шпинделя при свердлінні з максимальною потужністю:

об / хв;

Визначаємо встановлену потужність електродвигуна:

;

де,

η-коефіцієнт корисної дії приводу.

Визначаємо коефіцієнт корисної дії приводу:

Приймаються попередньо = 0,75 ... 0,8.

Визначаємо максимальне осьове зусилля при свердлінні самого твердого матеріалу свердлом зі швидкорізальної сталі:

;

де,

З р, Z p, y p - значення коефіцієнтів і показників ступеня у формулі окружної сили. З р = 680, Z p = 1, y p = 0.7.

Визначаємо тягову силу, необхідну для здійснення подання:

;

де,

d-діаметр шліців на шпинделі.

Визначаємо діаметр шліців на шпинделі:

Приймається попередньо d = D max, отже, d = 30мм.

Визначаємо коефіцієнт тертя в напрямних пінолі і на шліцах шпинделя:

Приймаються .

2. Кінематичний розрахунок передач проектованого приводу

У даній роботі ведеться проектування коробки швидкостей вертикально-свердлильного верстата.

Діапазон регулювання частот ступінчастою частини приводу:

,

де:

n max = 1683,7 об / хв-максимальна частота обертання шпинделя, (див. п.1.9);

n min = 81,95 об / хв-мінімальна частота обертання шпинделя, (див. п.1.8).

Таким чином,

.

Визначення числа ступенів подач [6]

,

де R n = 20,545 - див. п. 2.1;

φ - знаменник геометричного ряду коробки подач, вибираємо φ = 1,41 для вертикально-свердлильного верстата;

.

Приймаються отримане значення рівним: z = 11 (виходячи з ряду).

Вибираємо значення подач з нормального ряду чисел у верстатобудуванні [3], який відповідає обраному знаменника ряду:

63; 90; 125; 180; 250; 355; 500; 710; 1000; 1400; 2000 об / хв.

Побудова структурної сітки

Формула структури приводу має наступний вигляд:

.

Структурна сітка приводу

р 1 = 2 р 2 = 2 р 3 = 2

х 1 = 2 х 2 = 3 х 3 = 5

х 3 = 5, тому що для забезпечення 11 ступенів подач, необхідно одну перекрити.

Малюнок 1

Розробка кінематичної схеми

За основу розроблюваної схеми коробки подач візьмемо кінематичну схему верстата-аналога 2А135 [4].

Кінематична схема коробки швидкостей

Малюнок 2

Побудова графіка подач

Графік подач будується відповідно до розробленої кінематичної схеми верстата. Він відображає подачі всіх валів приводу. Для побудови графіка використовуємо структурну сітку. Причому понижуючі i min і підвищують i max передавальні відносини повинні дотримуватися умов [10]:

; .

Діапазон регулювання груповий передачі повинен бути:

.

Виходячи з цих умов, призначимо мінімальні передавальні відносини в коробці подач:

; ; .

Приймемо передавальні відносини одиночних передач:

; .

Графік подач

Малюнок 3

Призначення чисел зубів шестерень

Числа зубів у групових передачах призначаємо за таблицею 3 [8].

Таблиця 1 Числа зубів шестерень групових передач

S z = 75

S z = 78

S z = 80

1

1

Числа зубів шестерень одиночних передач:

; .

Визначимо передавальне відношення i 1:

Рівняння кінематичного балансу

Оскільки всі передавальні відносини виходять з похибкою, значення подач також виходять неточними. Відхилення значень частот обертання не повинно перевищувати величини:

Δ ± 10 ּ - 1)%.

Для знаменника φ = 1,41 ця величина становить Δ = 4,1%.

1) Значення подачі на графіку: S = 0,18 мм / об.

Фактичне значення частоти обертання:

.

Відхилення значення подачі:

.

2) Значення подачі на графіку: S = 0,25 мм / об.

Фактичне значення подачі:

.

Відхилення значення подачі:

.

3) Значення подачі на графіку: S = 0,355 мм / об.

Фактичне значення подачі:

.

Відхилення значення подачі:

.

4) Значення подачі на графіку: S = 0,5 мм / об.

Фактичне значення подачі:

.

Відхилення значення подачі:

.

5) Значення подачі на графіку: S = 0,71 мм / об.

Фактичне значення подачі:

.

Відхилення значення подачі:

.

6) Значення подачі на графіку: S = 1 мм / об.

Фактичне значення подачі:

.

Відхилення значення подачі:

.

7) Значення подачі на графіку: S = 1,4 мм / об.

Фактичне значення подачі:

.

Відхилення значення подачі:

.

Відхилення значень частот обертання не виходять за межі допустимої величини.

3. Розрахунки на міцність передач, валів, шпиндельного вузла

Розрахунок передачі колесо-рейка.

Приймаються передачу колесо-рейка, використовуючи верстат аналог 2А135.

Визначаємо контактні напруги:

,

де,

M - момент на рейковому колесі;

b - ширина зубчастого колеса; b = (8 ... 12) m, приймаємо b = 8 m = 28мм;

k v - коефіцієнт, що залежить від швидкості обертання зубчастого колеса. При V <<1м / с приймаємо k v = 1.

m і z - модуль і число зубів зубчастого колеса.

де,

Q - тягова сила, необхідна для здійснення подачі, Q = 21256,5 Н

(Див. п. 1.21.1).

Визначаємо згинні напруги:

де,

- Кут нахилу зуба, для прямозубого колеса ;

y - коефіцієнт форми зуба, для орієнтовного розрахунку приймаємо

y = 0,1.

Виходячи з отриманих значень контактних і згинальних напружень, приймаємо Сталь 45, спосіб термічної обробки гарт.

[ ] = 1000 МПа, [ ] = 250 МПа.

Перевірочний розрахунок зубчастих передач на міцність

Розрахунок проведемо для розрахункової ланцюга за [2] із застосуванням спеціалізованого САПР.

Визначаємо розрахункові моменти на валу ведучих коліс за формулою:

Де М тяг - момент на тяговому валу, Нм, М тяг = 520,8 Нм (див. п. 3.1.1);

- Коефіцієнт корисної дії на i-му валу, об / хв.

Розрахунок моментів починаємо з десятого валу; передавальні відносини на валах беремо з графіка подач малюнка 3:

1) i 10 = 1 / 47 ;

2) i 9 = 1 ;

3) i 8 = 40/40 ;

4) i 7 = 26/52 ;

5) i 6 = 25/50 ;

6) i = 21/30 ;

7) i 5 = 30/34 ;

Вихідні дані для розрахунку зубчастих передач занесемо в таблицю 2:

Для визначення розрахункової частоти обертання ведучого колеса і найбільшою частота обертання ведучого колеса в коробці подач візьмемо значення частот обертання зі структурної схеми коробки швидкостей, і примножуючи ці значення на передавальні відносини розрахункової ланцюга коробки подач отримаємо потрібні нам значення.

Значення частот з коробки швидкостей наступні:

Визначаємо значення частот обертання валів в коробці подач за наступними формулами:

Значення найбільшою і розрахункової частот обертання 5-го валу:

Значення найбільшою і розрахункової частот обертання проміжного валу:

Значення найбільшою і розрахункової частот обертання 6-го валу:

Значення найбільшою і розрахункової частот обертання 7-го валу:

Значення найбільшою і розрахункової частот обертання 8-го валу:

Таблиця 2

Найменування

Позначення

Розмірність

Номер передачі





1

2

3

4

5

1

Розрахунковий момент на валу ведучого колеса

М


Нм

3,89

4,21

5,72

10,86

20,65

2

Вид передачі



циліндр прямозубих

циліндр прямозубих

цілінпрям

Цил

прям

Цил

прям

3

Кут нахилу зуба

град

0

0

0

0

0

4

Модуль передачі

m

мм

2

2

2

2

2

5

Число зубів ведучого колеса


30

21

25

26

40

6

Кількість зубів веденого колеса


34

30

50

52

40

7

Ширина зубчастого вінця ведучого колеса

мм

12

12

12

12

12

8

Ширина зубчастого вінця веденого колеса

мм

12

12

12

12

12

9

Конструкція (ознака перемикання) передачі



Чи не Перемикна

непереключаемая

Перек

Перек

Перек

10

Розташування зубчастого колеса на валу



посередині

На консолі

Поблизу


Поблизу

Поблизу


11

Розрахункова частота обертання ведучого колеса

об / хв

125

110

77

38,5

19,25

12

Найбільша частота обертання ведучого колеса

об / хв

1000

882

616

308

154

13

Час роботи передачі з навантаженням

Т

годину

5000

5000

5000

5000

5000

14

Коефіцієнт корекції ведучого колеса


0

0

0

0

0

15

Коефіцієнт корекції веденого колеса


0

0

0

0

0

16

Ознака зв'язку колеса з шестернею



Чи не

паразитне

Чи не

паразитне

Чи не

Паразит.

Чи не

Паразит.

Чи не

Паразит

17

Режим навантаження передачі



Середній

Середній

Середн

Середовищ

Середовищ

18

Характер процесу різання



Рівномірний

Рівномірний

Равн

Равн

Равн

19

Вид механічної обробки зубів



шлифован

шлифован

шлифован

шліф

нешліф

20

Матеріал ведучого колеса



40Х-Н

40Х-Н

40Х-Н

40Х-Н

40Х-Н

21

Матеріал веденого колеса



40Х-Н

40Х-Н

40Х-Н

40Х-Н

40Х-Н

Докладний розрахунок валів. Розрахунок валів ведемо по [3]. Розрахунок моментів на колесі, що приводить вал в рух: Програма розрахунку двухопорний валів дозволяє працювати з валами, на яких розташовано тільки два колеса. Тому розглядаємо тільки колеса входять у розрахункову ланцюг. Моменти для них вже були розраховані в п. 3.2.1. ассчітаем 8-й, 9-й вал на міцність і жорсткість. Підготуємо вихідні дані для розрахунку обох валів. Матеріал для 8-го і 9-го валу приймаємо Сталь 45 з межею текучості σ т = 450 МПа, межею міцності при крученні σ -1 = 340 МПа, межею міцності σ в = 750 МПа. Використовуючи креслення № 06.С.03.15.01.000 ВО - лист 1 і № 06.С.03.15.03.000 ВО - лист 2, складаємо розрахункові схеми валів. Розрахункова схема восьмого валу

Малюнок 4

Розрахункова схема дев'ятого валу

Малюнок 5

Вихідні дані для восьмого валу:

1) M - крутний момент на зубчастому колесі, приводить вал в рух;

M = 20,65 Н × м (див. п.3.2.1).

2) DHO = m × z - діаметри початкових кіл зубчастих коліс у місцях прикладання навантажень.

DHO 2 = 2.40 = 80 мм;

DHO 4 = 2 × 52 = 104 мм.

3) - Тангенс суми кутів зачеплення і тертя, при стандартному a = 20 ° приймаємо .

4) KS - ефективний коефіцієнт концентрації нормальних напружень в небезпечних перерізах валу.

;

Використовуючи таблиці [3] визначаємо: для шліцьового ділянки вала і матеріалу з s в = 750 МПа k s = 1,6; для матеріалу з s в = 750 МПа і класом шорсткості 6 k s n = 1,1.

.

5) KT - ефективний коефіцієнт концентрації дотичних напружень небезпечних перерізах валу.

;

Використовуючи таблиці [3] визначаємо: для шліцьового ділянки вала і матеріалу з s в = 750 МПа k t = 2,45; для матеріалу з s в = 750 МПа і класом шорсткості 6 k t n = 1,1.

.

6) n - частота обертання вала під навантаженням;

n = 19,25 об / хв

7) L 1, L 2, L 3 - довжини ділянок вала 1, 2, 3 у відповідність до складеної розрахунковою схемою. Довжина L зазначається зі знаком "мінус", якщо це - відстань від опори до зубчастого колеса, при чому колесо знаходиться між опорами.

L 1 = -34,5 мм, L 2 = 97,5 мм, L 3 = -49 мм.

8) DH 1, DH 2, DH 3 - зовнішні діаметри вала на ділянках 1, 2, 3.

,

де d - діаметри окремих ступенів в межах ділянки, мм;

l - довжини ступенів, мм.

;

;

.

9) DBH 1, DBH 2, DBH 3 - внутрішні діаметри вала на ділянках 1, 2, 3. Якщо осьового отвору на ділянці немає, то задають DBH = 0.

DBH 1 = DBH 2 = DBH 3 = 0.

10) SS, МПа - межа текучості матеріалу вала;

S -150, МПа - межа втоми матеріалу валу.

Ці величини призначають залежно від вибраного матеріалу по довідковій літературі, для Сталі 45 і діаметра заготовки менше 50 мм.

SS = 450 МПа

SS -150 = 300 МПа

11) K - коефіцієнт податливості опор;

Для опор з високою жорсткістю можна прийняти К1 '= К3' = K 1 "= K 3" = 0.

12) B 2, B 4 - кути нахилу зубів зубчастих коліс. Для прямозубих коліс B 2 = B 4 = 0.

13) Ф2, Ф4 - кут між віссю OX і лінією центрів зубчастих пар. Ф2, Ф4 зазначається зі знаком мінус, якщо кут відраховується за годинникової стрілки.

Знімаємо величини з розрахункової схеми: Ф2 = 39 ° 24 ', Ф4 = 198 ° 12'.

Вихідні дані для дев'ятого валу:

1) M - крутний момент на зубчастому колесі, приводить вал в рух;

M = 19,63 Н × м (див. п.3.2.1).

2) DHO = m × z - діаметри початкових кіл зубчастих коліс у місцях прикладання навантажень.

DHO 2 = 2.40 = 80 мм.

3) - Тангенс суми кутів зачеплення і тертя, при стандартному a = 20 ° приймаємо .

4) KS - ефективний коефіцієнт концентрації нормальних напружень в небезпечних перерізах валу.

;

Використовуючи таблиці [3] визначаємо: для шліцьового ділянки вала і матеріалу з s в = 750 МПа k s = 1,6; для матеріалу з s в = 750 МПа і класом шорсткості 6 k s n = 1,1.

.

5) KT - ефективний коефіцієнт концентрації дотичних напружень небезпечних перерізах валу.

;

Використовуючи таблиці [3] визначаємо: для шліцьового ділянки вала і матеріалу з s в = 750 МПа k t = 2,45; для матеріалу з s в = 750 МПа і класом шорсткості 6 k t n = 1,1.

.

6) n - частота обертання вала під навантаженням;

n = 19,25 об / хв

7) L 1, L 2 - довжини ділянок вала 1, 2 у відповідність до складеної розрахунковою схемою. Довжина L зазначається зі знаком "мінус", якщо це - відстань від опори до зубчастого колеса, при чому колесо знаходиться між опорами.

L 1 = -34 мм, L 2 = -146,5 мм.

8) DH 1, DH 2, DH 3 - зовнішні діаметри вала на ділянках 1, 2.

,

де d - діаметри окремих ступенів в межах ділянки, мм;

l - довжини ступенів, мм.

;

.

9) DBH 1, DBH 2 - внутрішні діаметри вала на ділянках 1, 2, 3. Якщо осьового отвору на ділянці немає, то задають DBH = 0.

DBH 1 = DBH 2 = DBH 3 = 0.

10) SS, МПа - межа текучості матеріалу вала;

S -150, МПа - межа втоми матеріалу валу.

Ці величини призначають залежно від вибраного матеріалу по довідковій літературі, для Сталі 45 і діаметра заготовки менше 50 мм.

SS = 450 МПа

SS -150 = 300 МПа

11) K - коефіцієнт податливості опор;

Для опор з високою жорсткістю можна прийняти К1 '= К3' = K 1 "= K 3" = 0.

12) B 2, B 4 - кути нахилу зубів зубчастих коліс. Для прямозубих коліс B 2 = B 4 = 0.

13) Ф2, Ф4 - кут між віссю OX і лінією центрів зубчастих пар. Ф2, Ф4 зазначається зі знаком мінус, якщо кут відраховується за годинникової стрілки.

Знімаємо величини з розрахункової схеми: Ф2 = 219 ° 24 '.

Аналіз отриманих результатів.

У першу чергу оцінюється сумарний прогин валів під колесом 2 і 4:

;

.

де F 2 і F 4 - прогин під колесом, приводить вал в рух і колесом, що передає рух на наступний вал відповідно;

F 2 P, F 2 T, F 4 P, F 4 T - складові прогинів, одержувані за програмою.

Повинні задовольняться наступні умови:

,

де m 2, m 4 - модулі зубчастих коліс 2, 4.

Далі оцінюємо коефіцієнти запасу міцності з урахуванням дії дотичних і нормальних напружень позначених N 2 та N 3. Має виконуватися умова:

N 2 ³ 1,5 ... 2,5

N 3 ³ 1,5 ... 2,5.

Виконаємо перевірку для шостого валу:

Умови за прогину наступні:

мм;

мм.

Прогин під колесом 2:

,

F2P = 0,007254;

F 2 T = - 0,000025.

мм.

,

F4P = -0,007191;

F 4 T = 0,000552.

мм.

Таким чином

0,0073 0,06;

0,0072 0,06.

Умова по прогину виконується. Порівнюються коефіцієнти запасу в небезпечних перерізах:

,

.

Коефіцієнти запасу задовольняють вимогам

Виконаємо перевірку для дев'ятого валу:

У першу чергу оцінюється сумарний прогин валів під колесом 2 і 4:

;

.

де F 2 і F 4 - прогин під колесом, приводить вал в рух і колесом, що передає рух на наступний вал відповідно;

F 2 P, F 2 T - складові прогинів, одержувані за програмою.

Повинні задовольняться наступні умови:

,

де m 2 - модулі зубчастих коліс 2.

Далі оцінюємо коефіцієнти запасу міцності з урахуванням дії дотичних і нормальних напружень позначених N 2 та N 3. Має виконуватися умова:

N 2 ³ 1,5 ... 2,5

N 3 ³ 1,5 ... 2,5.

Виконаємо перевірку для шостого валу:

Умови за прогину наступні:

мм.

Прогин під колесом 2:

,

F2P = 0,007254;

F 2 T = -0,000025.

мм.

Таким чином

0,0073 0,06.

Умова по прогину виконується. Порівнюються коефіцієнти запасу в небезпечних перерізах:

.

Коефіцієнти запасу задовольняють вимогам

Розрахунок шпиндельного вузла

Визначення вильоту консолі шпинделя

По технічній літературі [9], виходячи з максимального діаметра свердління, за ГОСТ 25557-82 вибираємо 4 конус Морзе. За ГОСТ 2848-75 виписуємо для даного конуса Морзе основні геометричні розміри кінця шпинделя: вильоту консолі - а і діаметра переднього кінця шпинделя - D 1:

Для 4 конуса Морзе D 1 = 60мм, а = 188.

Визначення жорсткості шпинделя

За вказівкою викладача приймаємо жорсткість шпинделя j шп = 20Н/мкм.

Визначення діаметра шпинделя під передньою опорою

За номограмі [7] орієнтовно визначаємо оптимальний діаметр шпинделя d опт і коефіцієнт відстані між опорами До опт. При жорсткості шпинделя j ш = 20 Н / мкм та вильоті консолі а = 188 мм, К опт = 2,5; d опт = 50 мм.

Відстань між опорами шпинделя визначимо із співвідношення:

мм.

Вибір підшипників

За стандартом норм точності і жорсткості [9] визначаємо радіальне биття шпинделя: Δ = 6 мкм.

мкм.

Схема биття шпинделя (вектори биття опор спрямовані в різні сторони)

Малюнок 6

Допустиме радіальне биття підшипників передньої опори можна визначити за формулою:

,

Де Δ - допустиме радіальне биття переднього кінця шпинделя, Δ = 6 мкм;

а - виліт консолі шпинделя, а = 188 мм;

b - відстань між опорами шпинделя, b = 470 мм;

мкм.

Допустиме радіальне биття підшипників задньої опори:

,

.

За радіальному биттю доріжки кочення внутрішнього кільця підшипника [15] підбираємо клас точності підшипників:

- Для передньої опори - клас точності 2, δ А = 2,5 мкм;

- Для задньої опори - клас точності 4, δ В = 5 мкм.

Оскільки точність підшипника в передній опорі менше необхідної, необхідно застосувати спеціальну збірку. Для цього вимірюється биття всіх підшипників шпинделя, в місці максимального биття ставиться відмітка на торці кільця. Шпиндель збирають так, щоб вектори биття в опорах були спрямовані в одну і ту ж сторону.

Схема биття шпинделя (вектори биття опор направлені в один бік)

Малюнок 7

У цьому випадку биття можна визначити за формулою:

,

де δ А - радіальне биття підшипників передньої опори, δ А = 2,5 мкм;

δ В - радіальне биття підшипників задньої опори, δ В = 5 мкм;

m А - число підшипників в передній опорі, m А = 3;

m В - число підшипників в задній опорі, m В = 2;

а - виліт консолі шпинделя, а = 188 мм;

b - відстань між опорами шпинделя, b = 470 мм;

мкм.

Отримане биття не перевищує допустимої похибки опор.

4. Короткий опис верстата в цілому і докладний опис конструкції приводу подач

Вертикально-свердлильний верстат призначений для виконання операцій свердління, розсвердлювання, зенкерування, зенкування, розгортання отворів в різних деталях, а також для торцювання і нарізування різьб машинними мітчиками в умовах індивідуального і серійного виробництва. На верстаті обробляються деталі порівняно невеликих розмірів і ваги.

Технічні характеристики верстата

Найбільший діаметр свердління

35 мм

Межі частот обертання шпинделя за хвилину

63 -1000

Межі величин поздовжніх подач

0,18-1,4

Потужність головного руху електродвигуна

5 кВт

Несучою системою верстата є колона. Колона розташована на підставі станини. У верхній частині колони розташований головний електродвигун з коробкою швидкостей. На колоні розташовані напрямні, по яких переміщається шпиндельної бабка з коробкою подач і підйомним механізмом. На підставі станини встановлено стіл, на який встановлюється оброблювана деталь і закріплюється в машинних лещатах або в спеціальних пристосуваннях. Ріжучий інструмент в залежності від форми його хвостовика закріплюється в шпинделі верстата за допомогою патрона або перехідних втулок. Наявність електрореверса, керованого як автоматично, так і вручну, забезпечує можливість нарізування різьблення при ручному підводі і відведення мітчика.

Коробка подач вертикально-свердлильного верстата зображена на кресленні 06.С.03.15.01.000.ВО. Вона дозволяє повідомити шпінделю 7 різних подач.

Рух подачі запозичується від шпинделя V. Рух передається через шестерні 30-34 і 21-30 на вал V I, коробку подач з пересувними блоками, запобіжну муфту, вал Х, черв'ячну передачу 1-47, вал Х I і рейкову передачу гільзі шпинделя.

Від валу V I дві швидкості обертання повідомляються валу V II, на якому жорстко закріплено шестірню 45, 50, 39 і 26. Від валу V II чотири швидкості обертання передаються валу V III, на якому розташований перемикається подвійний блок і жорстко закріплено шестірню 40 і 21. Від валу V III вісім швидкостей обертання передається валу IX.

Теоретично коробка подач забезпечує 8 швидкостей обертання, проте, як видно з малюнка 1, одна з них повторюється, тому верстат має тільки 7 різних величин подач.

Від валу IX через кулачкову муфту рух повідомляється валу X, на якій закріплений черв'як. Черв'ячне колесо 47 розташоване на одному валу з рейковою шестернею 14, що знаходиться в зачепленні з рейкою, нарізаною на гільзі шпинделя. Муфта служить для запобігання механізму подач від поломок при перевантаженнях, а також для автоматичного вимкнення подачі при роботі по упорах.

Вали V I - IX забезпечені шліцами. Закріплення нерухомих зубчастих коліс на валах V I I, VII I в осьовому напрямку здійснюється за допомогою пружинних наполегливих кілець і втулок. В опорах валів застосовані кулькові радіальні однорядні підшипники. Колесо 30 на валу V I встановлено консольно і закріплено на ньому за допомогою шпонки. Кожен з валів коробки подач має одну фіксовану і одну плаваючу опору. Підшипник фіксованого опори виконаний з стопорною канавкою під завзяте кільце, що перешкоджає осьовим переміщенням і утримуються круглої гайкою з отворами на торці під ключ, яка стопориться стопорною многолапчатой ​​шайбою. Підшипник плаваючою опори не закріплений зовнішнім кільцем в осьовому напрямку і допускає переміщення валу при тепловому розширенні.

Для перемикання передач використовується однорукояточний механізм, зміна величини подачі відбувається за допомогою пересування рукоятки в двох напрямках. Обертанням рукоятки, яка закріплена на валу, вільно переміщається всередині порожнього вала, рух передається через зубчасте колесо 48 на зубчастий диск 48. Диск має два торцевих криволінійних паза, які розташовані по різні сторони диска. У криволінійні пази диска входять ролики, встановлені на хитних важелях. Ці важелі при обертанні диска повертаються на певний кут щодо своїх осей в залежності від кривизни пазів. Сухарі, змонтовані на кінцях важелів, входять у пази вилок. Вилки сидять на напрямних качалку і входять в кільцеві виточки блоків шестерень і переміщують їх у потрібне положення для даної величини подачі. При поздовжньому переміщенні рукоятки, рейка на кінці валу зачіпається з колесом, потім через зубчасте колесо і рейку рух передається на вилку, яка переміщує подвійний блок.

Втулка має по периферії 8 V-образних канавок, в які входить фіксатор, підпирає пружиною. Натяг пружини регулюється різьбовий пробкою. На валу рукоятки також є одна V-образна канавка, регулююча величину ходу в поздовжньому напрямку. На передній частині втулки нанесені цифри величин подач. Стрілка на втулці вказує величину подачі.

Передавальні відносини при обертанні валу рукоятки, 1:1, отже, одному обороту рукоятки відповідає один повний оборот диска.

Передній кінець шпинделя виконаний за ГОСТ 2848-75 - кінець шпинделя свердлильних верстатів. У передній опорі шпинделя встановлені три підшипника: два підшипники серії 110 ГОСТ 8338-75 кулькові радіально однорядні і кульковий завзятий одинарний підшипник серії 8210 ГОСТ 6874-75. Передня опора, як і задня, виконана фіксованою.

Задня опора шпинделя складається з підшипника серії 110 ГОСТ 8338-75 кулькового радіально однорядного і кулькового наполегливої ​​одинарного підшипника серії 8210 ГОСТ 6874-75. Регулювання задньої опори здійснюється за допомогою круглої гайки з отворами на торці під ключ. Через втулку гайка впливає на кільце кулькового наполегливої ​​одинарного підшипника. Кільце зміщується по шийці, деформуючись в осьовому напрямку, і вибирає зазор між доріжкою і тілами кочення. Величина максимального натягу встановлюється наполегливої ​​втулкою.

Оскільки точність підшипників в передній опорі менше необхідної, шпиндель необхідно збирати так, щоб вектори биття в опорах були спрямовані в одну і ту ж сторону.

Список літератури

  1. Розрахунок технічної характеристики металорізальних верстатів. Методичні вказівки до курсового і дипломного проектування. Укладач Гомельський М. В. 1992.

  2. Перевірочний розрахунок на міцність зубчастих передач на ПЕОМ. Методичні вказівки до курсового і дипломного проектування. Укладач Гомельський М. В. 2000.

  3. Розрахунок двухопорний валів на ПЕОМ з урахуванням деформації опор. Методичні вказівки до курсового і дипломного проектування. Укладач Гомельський М. В. 2000.

  4. Кучер О. М., Металорізальні верстати. Вид. 2-е. "Вища школа", - М.: Машинобудування, Ленінград 1972.

5.Перель Л. Я., Філатов А. А. Підшипники кочення: Розрахунок, проектування і обслуговування опор: Довідник. -2-е вид., Перераб. і доп. - М.: Машинобудування, 1992. - 608 с.: Іл.

6.Розрахунок та конструювання верстатів. Курсове та дипломне проектування: Учеб. Посібник / Н.С. Ачеркан, В.Е. Пуш. - Машгиз, 1952.

7.Альбом ілюстрацій до лекційного курсу з дисципліни "РІКС". / Под ред. М.В. Гомельського, 2003, стор 16.

8.ГОСТ 2848 - 75. Верстати металорізальні. Кінці шпинделів свердлильних і фрезерних верстатів. Основні та приєднувальні розміри.

9.Анурьев В.І. Довідник конструктора-машинобудівника: У 3-х т. - 5-е вид., Перераб. і доп. - М.: Машинобудування, 1980. - 557 с., Іл.

Додати в блог або на сайт

Цей текст може містити помилки.

Виробництво і технології | Курсова
170.2кб. | скачати


Схожі роботи:
Розрахунок коробки швидкостей металорізальних верстатів Кінематичний розрахунок
Розрахунок коробки швидкостей металорізальних верстатів
Оцінка потенційних значень основних технічних параметрів контрольного відповідача
Динамічний розрахунок вертикально фрезерного і токарного верстатів
Динамічний розрахунок вертикально-фрезерного і токарного верстатів
Розрахунок параметрів електропривода
Розрахунок параметрів гідроприводу
Розрахунок льотно-технічних характеристик літака Ан-124
Конструювання і розрахунок технічних засобів колективного захисту р
© Усі права захищені
написати до нас
Рейтинг@Mail.ru