Модернизация привода главного движения станка модели 6Р12

спецификация.doc

Р81 10905.00.00.000 СБ
Белорусско-Российский университет гр. МСИ-011
Болт М8×20 ГОСТ1478-93
Болт М6×12 ГОСТ1478-93
Винт М6×12 ГОСТ110342-80
Винт М4×8 ГОСТ110342-80
Винт М4×6 ГОСТ110342-80
Гайка М30 ГОСТ5909-51
Гайка М8 ГОСТ15523-70
Кольцо В49 ГОСТ13942-86
Кольцо В42 ГОСТ13942-86
Кольцо В28 ГОСТ13942-86
Пружина ГОСТ73765-86
Шайба М8 ГОСТ13465-77

041.cdw

Белорусско-Российский
университет гр.ПРИ-011
Неуказанные литейные радиусы 1 2 мм
Неуказанные предельные отклонения

Записка6Р12.doc

Современные металлорежущие станки это весьма развитые машины включающие большое число механизмов и использующие механические электрические гидравлические и другие методы осуществления движений и управления цикл.
Высокую производительность современные станки обеспечивают за счет быстроходности мощности и широкой автоматизации. В современных тяжелых станках мощность только главного электродвигателя достигает 150 кВт а всего на одном станке иногда устанавливают несколько десятков электродвигателей. Вес уникальных станков достигает нескольких тысяч тонн.
При конструктивном оформлении для придания станку требуемых качеств и функций используют разнообразные механизмы с применением гидравлики электрики пневматики; применяют также детали сложных конструктивных форм с высокими требованиями к их качественным показателям внедряют прогрессивные принципы проектирования (агрегатирование унификация); изыскивают наиболее рациональные компоновки станков разрабатывают новые системы управления циклом.
Наряду с развитием и совершенствованием существующих методов обработки за последние годы появились станки на базе принципиально новых технологических процессов. К таким процессам относят электроэрозионную обработку электрохимические методы обработки обработку сфокусированным лучом высокой энергии обработку тонкой струей жидкости под высоким давлением ультразвуковой метод и другие методы.
Таким образом станки которые называют металлорежущими включают более широкую группу машин-орудий обрабатывающих не только металлы но и другие материалы различными методами.
Для выполнения таких разнообразных технологических задач с высокими требованиями к качеству продукции и производительности процесса обработки при конструировании станков необходимо использовать новейшие достижения инженерной мысли.
Описание разрабатываемой конструкции и кинематической схемы
Консольно-фрезерные станки наиболее распространены. Стол консольно-фрезерных станков с салазками расположен на консоли и перемещается в трех направлениях: продольном поперечном и вертикальном.
Вертикальный консольно-фрезерный станок модели 6Р81 предназначен для фрезерования всевозможных деталей из стали чугуна и цветных металлов торцовыми концевыми цилиндрическими радиусными и другими фрезами. На станке можно обрабатывать вертикальные горизонтальные и наклонные плоскости пазы углы рамки зубчатые колеса и др.
Технологические особенности станка могут быть расширены с применением делительной головки поворотного круглого стола и других приспособлений. Станок предназначен для выполнения различных работ в условиях единичного и серийного производства.
Техническая характеристика и жесткость станка позволяет полностью использовать возможности быстрорежущего и твердосплавного инструмента.
Возможность настройки станка на различные полуавтоматические и автоматические циклы позволяет организовать многостаночное обслуживание.
Расчет режимов резания
Расчеты в данном разделе курсового проекта выполним по методике изложенной в 1.
Задаемся условиями обработки:
Материал режущего инструментаT15K6
Обрабатываемый материал сталь чугун
Размер стола станка (длина*ширину) мм 1150*250
Расчет режимов резания.
Наибольший диаметр фрез Dб мм
где Вс – ширина стола;
Наименьший диаметр фрез Dм мм
где Вб – ширина стола;
Принимаем диаметры фрез по ГОСТ9304-69 Р6М5
Наибольшая ширина фрезерования
Наименьшая ширина фрезерования
По табл.26[1] находим наибольшую глубину резания tб=5 мм
По табл.26[1] находим наименьшую глубину резания tм=1 мм
По таблицам 2 и 3[1] выбираем наибольшую подачу на зуб
Z=10 Szб =0.3ммзуб. при t=5мм и D=63мм.
По таблицам 2 и 3[1] выбираем наименьшую подачу на зуб
Z=16 Szб =0.15ммзуб. при t=1мм. и D=50мм.
Наименьшая скорость резания при фрезеровании:
Наибольшая главная составляющая силы резания Н рассчитывается по формуле из 2
где Ср- постоянный коэффициент;
B- ширина фрезерования;
z- число зубьев фрезы;
n-частота вращения фрезы;
Kмр- поправочный коэффициент Kмр=1;
- показатели степеней;
Наибольший крутящий момент на шпинделе Н*м
Наибольшая мощность потребляемая на резание кВт
где - наибольшая главная составляющая силы резания Н;
- наименьшая скорость резания ммин.
Мощность электродвигателя главного движения
где - коэффициент повторно-кратковременной перегрузки электродвигателя;
По рассчитанной мощности подбираем электродвигатель серии 4А160М4У3 n=1470 мин-1 N=185 кВт исполнение по степени защиты IP44 способ охлаждения ICA0141.
Кинематический расчет коробки скоростей
Определяем формулу структуры привода
Z= 24=3(1) 2(3) 2(6) 2(8)
Строим структурную сетку для принятой структуры
Рисунок 1 – Структурная сетка привода
Принимаем стандартное число частот вращения из ряда частот для φ=112.
Разрабатываем кинематическую схему привода главного движения. При создании кинематической схемы привода ориентируемся на структурную сетку и паспорт базового станка. Кинематическая схема привода представлена на рисунке 2.
Рисунок 2 – Кинематическая схема привода главного движения.
Строим график частот вращения исходя из условия
где i – максимальный угол наклона луча
По графику частот вращения находим передаточное отношение всех передач в виде:
где m – число интервалов на которые поднимается луч передачи (+) или опускается (-):
Для зубчатой передачи от электродвигателя к первому валу
Для зубчатых передач:
Определение чисел зубьев шестерен коробки скоростей по таб.3 [3] принимаем в зависимости от стандартного знаменателя и суммарного числа зубьев в зубчатой передачи принимаем число зубьев шестерни.
Результаты выбора занесены в таблицу 1:
Таблица 1 – Результат предварительного подбора чисел зубьев колес
Составляем уравнение кинематического баланса для всех частот вращения шпинделя и определяем действительные частоты которые могут отличаться от стандартных не более чем на т.е. ±10*(141-1)=41%
Таблица 2 – Погрешности действительных передаточных отношений
Все отклонения передаточных отношений находятся в пределах допустимых поэтому пересчет не производим.
Силовые расчеты и расчеты деталей на прочность
1 Определение расчетных нагрузок
Определим мощности на валах
Сначала определим угловые скорости вращения
где - частота вращения
Определение мощности на валах:
N1=Nдh1h2=185*099*0.95=174 кВт;
N2= N1h1h2=174*099*097=167кВт;
N3= N2h12h2=167*099*097=1603Вт;
N4= N3h1h2=1603*099*097=154кВт
N5= N4h1h2=154*099*097=1479кВт
где = 0.99 – КПД пары подшипников качения
= 0.97 – КПД пары прямозубых цилиндрических колес
= 0.95 – КПД ременной передачи.
Определение крутящих моментов на валах Н*м:
Результаты расчетов сводим в таблицу 3.
Таблица 3- Расчетные нагрузки.
Мощность на валу кВт
Крутящий момент на валу нм
Частота вращения вала мин-1
2 Проектный расчет зубчатых передач
2.1 Выбор материалов и термообработки
В качестве материала для изготовления всех зубчатых колес принимаем сталь 40Х ГОСТ 4543-71 с термообработкой – закалка плюс высокий отпуск (35 40HRC). Обработка зубчатого венца т.в.ч. с последующим низким отпуском. (50 52НRC). Механические свойства материала:
- для колеса: =1600 МПа =1400 МПа 480НВ (40HRC)
- для шестерни: =1600 МПа =1400 МПа 600НВ (52HRC)
2.2 Определение допускаемых напряжений
Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса определяем по формуле:
где МПа - базовый предел контактной выносливости зубьев определяемый для шестерни и колеса:
ш=17*HRC+200=17*62+200=1254 МПа
к=17*HRC+200=17*50+200=1050 МПа
= 1.2 - коэффициент безопасности для зубчатых колес с поверхностным упрочнением зубьев
- коэффициент долговечности
==9*107 – базовое число циклов нагружения[4]
=*60*nт* - эквивалентное число циклов перемены напряжений при:
=025 коэффициент табл.8.10 [4]
nт= 224 мин-1- частота вращения тихоходного вала
=L*365*Kгод*24*Ксут=5*365*0.6*24*0.3=7884ч – число часов работы передачи за расчетный срок службы
где Кгод Ксут – коэффициенты использования передачи в году и в сутках
L годы – срок службы;
=*60*nт* =025 *60*224*7884=026*107 ;
Тогда допускаемое контактное напряжение для колеса составит:
=1050*181.2 = 1575 МПа
Так как передача является прямозубой то дальнейший расчет будем производить по 1575 МПа
Допускаемые напряжения изгиба колеса и шестерни определяем по формуле:
где - базовый предел выносливости зубьев при изгибе определяемый для шестерни и колеса:
= 1 – коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (для НВ> 350 и реверсивной передачи)
=175 - коэффициент безопасности
- коэффициент долговечности учитывающий влияние срока службы и режима нагружения (по аналогии с принимаем =118 при базовом числе циклов перемены напряжений = 4*106 – для стали).
Тогда допускаемые напряжения изгиба колеса составят:
=750*1*1182 = 5057 МПа
=650*1*1182 = 43828 МПа
Так как передача является прямозубой то дальнейший расчет будем производить по 43828МПа
2.3 Определение размеров передач и зубчатых колес
Ориентировочное значение делительного межосевого расстояния более нагруженной пары z1 определяем по формуле:
где =022-коэффициент ширины шестерни .Принимаем по табл.8.4[4]
=25*10^5 Мпа-модуль упругости
u-передаточное число
КHB- коэффициент допускаемых напряжений
КHB=102 – выбирается по графику 815 [4] в зависимости от
Округляя по ряду Ra40 принимаем а=80
Находим ширину шестерни
Определяем модуль полагая его одинаковым для обеих пар колес:
где z=104-суммарное число зубьев на валах
По ГОСТ 9563–60 принимаем модуль m=15
Уточняем межосевое расстояние
Уточняем ширину колес
Межосевое расстояние для передачи z2 мм
По ГОСТ 9563–60 принимаем модуль m=25
Межосевое расстояние для передачи z3 мм
Межосевое расстояние для передачи z4 мм
По ГОСТ 9563–60 принимаем модуль m=2
Расчет геометрических параметров передач осуществляем по ГОСТ 16532-70.
Делительные диаметры шестерни (колеса) d мм
Диаметры вершин шестерни (колеса) da мм
Диаметры впадин шестерни (колеса) df мм
Ширина венцов колес:
Результаты расчетов по вышеперечисленным методикам сводим в таблицу 4.
Таблица 4 – Результаты расчета зубчатых колес
Суммарное число зубьев zΣ
Межосевое расстояние мм
Делительный диаметр мм
2.4 Проверочный расчет прямозубой передачи
Произведем проверочный расчет по контактным напряжениям и напряжениям изгиба для самой нагруженной передачи которой является зубчатая пара z34-z42
а) Проверочный расчет на контактную выносливость
Расчетное контактное напряжение для зубчатого колеса:
где =*=104*104=108 – коэффициент нагрузки
где =1.04 - коэффициент учитывающий динамическую нагрузку возникающую в зацеплении (в зависимости от окружной скорости: = 0.0138 мc и степени точности зацепления 9)
=1.04 - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца
b = 30 мм – рабочая ширина венца зубчатой передачи
d1= 66 мм – делительный диаметр шестерни
U =4 – передаточное отношение.
То есть =133415 МПа =1575 МПа – условие прочности на контактную выносливость соблюдается.
б) Проверочный расчет по напряжениям изгиба
Определим расчетное напряжение изгиба по формуле:
где = 405 – коэффициент формы зуба .Находим по графику рис.8.20[4]
= 37 – коэффициент формы зуба.Находим по графику рис.8.20[4]
57 МПа – допускаемое напряжение изгиба для шестерни
= 43828 МПа – допускаемое напряжение изгиба для колеса
определяем менее прочное звено:
расчет будем производить по колесу;
=2000*=2*6899*60 = 2090606Н – окружная сила на начальной окружности
b =55 мм – рабочая ширина венца зубчатой передачи
m = 3 мм –модуль зацепления
=*=101*105=1061 – коэффициент нагрузки
где =1.01 - коэффициент учитывающий динамическую нагрузку возникающую в зацеплении .Определяем по табл.8.3[4] =1б05 - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца. Определяем по табл.8.3[4]
То есть =423 МПа много меньше =438МПа следовательно условие соблюдается.
Определение диаметров ступеней валов.
Определим диаметры выходных концов валов для установки подшипников по формуле окончательно принимая диаметр вала под подшипники:
где мм - рассчитываемый диаметр i – го вала
Mi Нм - крутящий момент на i –ом валу
= 20 30 МПа – допускаемые касательные напряжения тогда:
Принимаем dII= 28мм.
Принимаем dIII= 32мм.
Принимаем dIV= 40мм.
Дальнейший расчет будем производить для V- го вала который является наиболее нагруженным поэтому исходными данными для расчета будут являться: диаметр вала = 49 мм крутящий момент на валу =721990 Нм делительный диаметр зубчатого колеса находящегося в зацеплении d=111мм n=100мин-1 число зубьев колеса Z=69.
Определим силы возникающие в зацеплении для прямозубой передачи:
Ft=2*721990111 = 130088Н
Радиальная сила =* Н (-угол зацепления).
Fr=130088*tg20=2910284 H;
Определим силы возникающие в зацеплении для шкива:
Ft=2*721990200 = 72199Н
Определим усилия возникающие в опорах для этого разложим реакции на горизонтальные и вертикальные составляющие. Тогда реакции от сил в вертикальной плоскости составят:
RB=(Fr*027)(0.392)=(2910284*027)026=-200453H
RA= Fr- RB =2910284+200453=905784H
в горизонтальной плоскости:
R*0392- Ft *027-Ft*0465=0
RA(Ft *027+ Ft*0.465)0392=17524.55H
RB = Ft+Ft- RA=-2704 H
По полученным значениям найденных реакций и из эпюр изгибающих моментов в вертикальной и горизонтальной плоскостях определяем значения суммарных изгибающих моментов по длине вала из выражения:
гдеMCYM.ИЗГ МИЗГ.Г MИЗГ.В Нм – соответственно суммарный изгибающий момент и изгибающие моменты в горизонтальной и вертикальной плоскостях.
Из построения эпюры суммарных крутящих моментов определяем что наиболее опасным является сечение вала под зубчатым колесом где суммарный крутящий момент является максимальным. Дальнейший расчет вала будем производить по данному опасному сечению.
3.1 Расчет вала на усталостную прочность
Расчет будем производить по суммарному изгибающему и крутящему моментам в наиболее опасном сечении где их значения составляют соответственно:
качестве материала для изготовления вала примем сталь 45 ГОСТ 1050 – 88 с механическими свойствами в нормализованном состоянии:
Для обеспечения достаточной усталостной прочности необходимо выполнение следующего условия:
где S – общий коэффициент запаса прочности
[S] = 1.5 допустимый коэффициент запаса прочности
= -коэффициент запаса по нормальным напряжениям
где = 04*750 = 04*750=300МПа для конструкционной стали) предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба
===671 МПа – амплитуда цикла нормальных напряжений равная наибольшему напряжению изгиба в рассматриваемом сечении
=17 – (для шпоночных) эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений.Находим по табл15.1[4]
=072 – масштабный фактор для нормальных напряжений Находим по табл15.5[4]
=1– (для Ra=2.5) коэффициент учитывающий влияние шероховатости поверхности Находим по табл15.6[4]
=0.1 – коэффициент корректирующий влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости
=0 (так как осевая нагрузка на вал отсутствует) – среднее напряжение цикла изменения нормальных напряжений
= - коэффициент запаса по касательным напряжениям
где = 02* = 02*750= 150 МПа - предел выносливости стали при симметричном цикле кручения
===154 МПа - амплитуда цикла касательных напряжений равная наибольшему напряжению кручения в рассматриваемом сечении
=14– (для шпонок) эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений.Находим по табл15.1[4]
=0.72 – масштабный фактор для касательных напряжений Находим по табл.15.5[4]
=1 – (для Ra=2.5) коэффициент учитывающий влияние шероховатости поверхности Находим по табл15.6[4]
=0.05 – коэффициент корректирующий влияние постоянной составляющей цикла касательных напряжений на сопротивление усталости
==3931 МПа – среднее напряжение цикла изменения касательных напряжений.
И общий коэффициент запала прочности:
Таким образом =1767 >[S] = 1.5 то есть запас сопротивления усталости обеспечен.
3.2 Расчет вала на статическую прочность
Статическую прочность вала при перегрузках(напряжения удваиваются) подсчитываем по эквивалентным напряжениям которые по 3 - ей и 4 – ой теориям прочности определяются из выражения:
где ===1342 МПа – наибольшее напряжение изгиба в рассматриваемом сечении
===618МПа - наибольшее напряжения кручения в рассматриваемом сечении
Значение =147 МПа =360 МПа при этом коэффициент запаса составляет:== =245
Таким образом статическая прочность вала обеспечена.
4 Выбор и расчет подшипников
По определенным диаметрам выходных концов валов производим подбор подшипников для установки валов в корпус коробки. Так как все передачи на валах являются прямозубыми то осевыми силами в зацеплениях можно пренебречь поэтому оптимальным вариантом являются шариковые радиальные однорядные подшипники по ГОСТ 8338 – 75.
Для пятого вала на оба выходных конца принимаем по ГОСТ 8338 – 75 шариковый радиальный однорядный подшипник средней серии со следующими основными размерами и характеристиками:
d = 45мм - номинальный диаметр отверстия внутреннего кольца
D = 68мм - номинальный диаметр наружной цилиндрической поверхности наружного кольца
B = 12мм – номинальная ширина подшипника
С = 14300Н – динамическая грузоподъемность
С0 =8150Н – статическая грузоподъемность.
Произведем расчет данного подшипника для наиболее нагруженной фиксирующей опоры четвертого вала которой является опора В значения реакций для данной опоры составят:
Радиальная составляющая:
где Н – значения радиальной составляющей реакции опоры соответственно в горизонтальной и вертикальной плоскостях тогда:
Осевая составляющая:
Определим значение отношения для определения значения параметра
==036 тогда по табл.16.5[4] =042
Определим значение следующего соотношения и сравним его со значение параметра =042
где V =1 – (при вращении внутреннего кольца по отношению к нагрузке) коэффициент вращения.
Так как =0289 =042 то значения коэффициентов в формуле для эквивалентной динамической нагрузки составят: X = 1 Y = 0.
Определим эквивалентную динамическую радиальную нагрузку из выражения:
где X = 1 Y = 0 V =1 = 3051396 Н =883045 Н (как и ранее)
=1.3 – (для умеренных толчков) коэффициент учитывающий динамичность внешней нагрузки
=1 - коэффициент учитывающий влияние температуры подшипникового узла таким образом:
== (1*1*3051396+883045*0)*1.3*1 = =39668148 Н
Для определения пригодности выбранного подшипника определим расчетную динамическую грузоподъемность подшипника для данных условий нагружения и сравним со стандартной аналогичной грузоподъемностью выбранного подшипника.
Расчетная динамическая радиальная грузоподъемность:
где =39668148 Н - эквивалентная динамическая радиальная нагрузка
p = 3 - для шарикоподшипников
= 3000 ч – продолжительность работы подшипника (долговечность)
n = 1000 мин-1 – максимальная частота вращения вала тогда
=*=39669148*=6275842 Н
То есть С = 6275842 Н > 2*=75400 Н что говорит о пригодности выбранной пары подшипников.
Для проверки подшипника по статической грузоподъемности определим эквивалентную статическую нагрузку:
== 0.6*3051396+0.5*883045=227236 Н
где = 0.6 =0.5 (для однорядных радиальных шарикоподшипников).
=227236 Н С0 =24500 Н – подшипник пригоден.
Для четвертого вала на оба выходных конца принимаем по ГОСТ 8338 – 75 шариковый радиальный однорядный подшипник средней серии 1000806 со следующими основными размерами и характеристиками:
d = 30мм - номинальный диаметр отверстия внутреннего кольца
D = 42мм - номинальный диаметр наружной цилиндрической поверхности наружного кольца
B = 7мм – номинальная ширина подшипника
С = 3420Н – динамическая грузоподъемность
С0 = 2350Н – статическая грузоподъемность.
Для третьего вала на оба выходных конца принимаем по ГОСТ 8338 – 75 шариковый радиальный однорядный подшипник средней серии 1000806 со следующими основными размерами и характеристиками:
Для второго вала на оба выходных конца принимаем по ГОСТ 8338 – 75 шариковый радиальный однорядный подшипник средней серии 1000805 со следующими основными размерами и характеристиками:
d = 25мм - номинальный диаметр отверстия внутреннего кольца
D = 37мм - номинальный диаметр наружной цилиндрической поверхности наружного кольца
С = 3120Н – динамическая грузоподъемность
С0 = 1980 Н – статическая грузоподъемность.
Для первого вала на оба выходных конца принимаем по ГОСТ 8338 – 75 шариковый радиальный однорядный подшипник средней серии 1000805 со следующими основными размерами и характеристиками:
5 Расчет шпоночного соединения
Передача крутящего момента с третьего на четвертый происходит с помощью зубчатого колеса которое крепится на втулке с помощью призматической шпонки .
Диаметр вала для посадки зубчатого колеса составляет d = 45мм для которого по ГОСТ 23360 – 78 выбираем призматическую шпонку с размерами:
b=20мм – толщина шпонки
h=14мм – высота шпонки
Длину шпонки примем из нормального ряда = 65мм
Материал шпонки сталь 45 ГОСТ 1050 – 88 с допускаемым напряжением смятия [] = М100Па
Принимая нагружение шпонки по длине равномерным произведем расчет на смятие. Условие прочности на смятии имеет вид:
где - допускаемое напряжение смятия []=М100Па
=75 мм – диаметр вала под установку шпонки
= 65мм – рабочая длинна шпонки
T=260759 – крутящий момент на 4-oм валу
Таким образом условие прочности выполняется.
6 Расчет шлицевого соединения
Для передачи вращения между валами с помощью зубчатых передач необходимо обеспечить неподвижность зубчатых колес относительно валов в окружном направлении то есть отсутствие вращения зубчатых колес независимо от вала с этой целью будем использовать прямобочные шлицевые соединения.
По ГОСТ 1139 – 80 примем размеры прямобочных шлицевые соединения. Рассчитаем шлицевое соединение для третьего вала
для вала 3: =8 =28мм =32мм =4мм =0.4мм =0.3мм
где - число зубьев шлицевого вала
мм - внутренний диаметр шлицев вала
мм - наружный диаметр шлицев вала
мм - размер закругления.
Для шлицевых соединений основным является расчет на смятие шлицев. Произведем расчет прочности шлицевого соединения 3–го вала. Условие прочности имеет вид:
где МПа – расчетное напряжение смятия
=195630 Нм – крутящий момент на 3-ом валу
=0.85 – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузок по рабочим поверхностям зубьев
= мм2мм – (для прямоугольных зубьев) площадь всех боковых поверхностей зубьев с одной стороны на 1мм длинны
где =8 - число зубьев шлицевого вала
=28 мм - внутренний диаметр шлицев вала
=32 мм - наружный диаметр шлицев вала
=0.4 мм - размер фаски
=0.3 мм - размер закругления тогда
=225 мм – рабочая длинна зуба
===15 – для прямоугольных зубьев
[]=10 20 МПа – допускаемое напряжение смятия боковых поверхностей зубьев тогда
таким образом =71 МПа []=20 МПа то есть прочность соединения обеспечивается.
Описание системы управления и системы смазки
Описание системы управления.
Для переключения скорости необходимо осуществлять перемещение одного тройного трёх двойных блоков зубчатых колес. Управление коробкой скоростей осуществляется с помощью селекторного механизма. Коробка переключения скоростей позволяет выбирать требуемую скорость без последовательного прохождения промежуточных ступеней.
Описание системы смазки.
Система смазки коробки скоростей предусматривает подвод необходимого количества смазочного материала к трущимся парам распределение его по всей рабочей поверхности очистку смазки.
Система смазки проектируемого узла представляет собой часть всей системы смазки станка. Смазка станка обеспечивается следующими системами:
Циркуляционной системой осуществляется смазка коробки скоростей подач механизма подач плунжерный насос маслоуказатели. Плунжерный насос крепится к нижней плите корпуса коробки скоростей и приводится в действие от эксцентрика закрепленного на валу коробки скоростей. Подаваемое насосом масло поступает по трубкам в которых сделаны прорези на зубчатые колеса валы подшипники коробок скоростей и подач сверлильной головки затем стекает обратно в масляный резервуар.
Смазка подшипников шпинделя подшипников привода коробки скоростей подшипников электродвигателя и подшипников электронасоса осуществляется набивкой консистентной смазкой “ЦИАТИМ 201”.
Для обслуживания системы смазки необходимо заполнить масляный резервуар до уровня нижнего маслоуказателя маслом “Индустриальное 20А”. Уровень масла следует проверять по красной точке маслоуказателя до пуска станка или после его отключения через 10 - 15 минут (после стока масла в резервуар). При нормальной работе насоса масло должно непрерывно поступать в контрольный глазок. Смену масла рекомендуется производить первый раз после 10 дней работы второй раз после 20 дней а затем через каждые три месяца. Проверку системы смазки производить также через каждые три месяца.
Мероприятия по технике безопасности и охране окружающей среды
Эксплуатация металлообрабатывающего оборудования должна отвечать требованиям ГОСТ 12.2.009 СТ СЭВ 538 СТ СЭВ 539 СТ СЭВ 500 в соответствии с которыми при работе на станках токарной группы предусматривается выполнение следующих требований:
Проверить хорошо ли убрано рабочее место и при наличии неполадок в работе станка в течении предыдущей смены ознакомиться с ними и с принятыми мерами по их устранению.
Проверить состояние решетки под ногами ее устойчивость.
Проверить состояние ручного инструмента.
Привести в порядок рабочее место: убрать все лишнее подготовить и аккуратно разложить необходимые инструменты и приспособления так чтобы было удобно и безопасно ими пользоваться.
Проверить состояние местных грузоподъемных устройств.
Проверить состояние станка: убедиться в исправности электропроводки заземляющих проводов.
На холостом ходу проверить исправность кнопок “Пуск” и “Стоп”.
Подготовить средства индивидуальной защиты и проверить их исправность.
и габаритные размеры заготовок должны соответствовать паспортным данным станка.
При обработке заготовок массой более 16кг устанавливать и снимать с помощью грузоподъемных устройств причем не допускать превышения нагрузки установленной на них.
При необходимости пользоваться средствами индивидуальной защиты. Запрещается работать в рукавицах и перчатках а также с забинтованными пальцами без резиновых напальчников.
Перед каждым включением станка убедиться что его пуск не для кого не опасен.
Если в процессе обработки образуется отлетающая стружка установить переносные краны для защиты окружающих и надеть защитные очки или предохранительный щиток. Следить за своевременным удалением стружки как со станка так и с рабочего места.
Правильно укладывать обработанные детали не загромождать подходы к станку.
Обязательно выключать станок при уходе даже на короткое время при регулировке уборке и смазывании станка.
По окончании работы стружку смести в поддон или на совок щеткой. Во избежание несчастного случая и попадания стружки в организм запрещается для очистки станка использовать сжатый воздух.
Проверить качество уборки станка выключить местное освещение и отключить станок от электросети.
Осуществить санитарно-гигиенические мероприятия.
Кроме указанного каждый станочник обязан: работать только на том станке к эксплуатации которого он допущен; без разрешения мастера не допускать к работе на станке других лиц; о всяком несчастном случае немедленно ставить в известность мастера и обращаться в медицинский пункт; уметь оказывать первую помощь пострадавшему применять первичные средства пожаротушения и проводить работы по устранению последствий аварийных ситуаций или пожара.
В данном курсовом проекте осуществляем модернизацию привода главного движения и механизма переключения . Обеспечиваем число ступеней z=12 и диапазон регулирования: n=22.4 1000 мин.
Для решения поставленной задачи по модернизации привода главного движения и механизма переключения в курсовом проекте были использованы следующие технические новшества:
) Сложная селективная система управления заменена более простой многорукояточной включающей зубчатореечную передачу.
) Для увеличения ремонтопригодности цельные зубчатые блоки заменены сборными.
) В конструкцию привода главного движения внедрена клиноременная передача (вместо зубчатой имеющейся в базовом варианте станка ).
) Шкив разгружает передачу на корпус коробки скоростей что позволяет уменьшить силы действующие на входной вал коробки скоростей и применить в конструкции вал с меншими массогабаритными характеристиками.
) Назначена различная термообработка для зубчатого колеса и шестерни (закалка плюс высокий отпуск (35 40HRC). Обработка зубчатого венца т.в.ч. с последующим низким отпуском. (50 52НRC).
Список использованных источников
«Режимы резания металлов». .Справочник.Изд.3-е переработанное и дополненное. М. «Машиностроение»1972.
Косилова А.Г. «Справочник технолога машиностроителя». В 2-х т. Под ред..-М.: «Машиностроение».
Свищерский Ю.И. Макейчик Н.Н «Расчет и конструирование коробок скоростей и подач» .- Мн.: Высш.шк.. 1976
Иванов М.Н. «Детали машин»-5-е изд. пнрераб.-М. :Выш.шк.1991.-383 c. :ил.
Кучер А.М. «Металлорежущие станки» (альбом общих видов кинематических схем и узлов). М.: «Машиностроение» 1972.
Проников А.С. «Расчет и конструирование металлорежущих станков».;
Высшая школа М. 1967.
Курмаз Л.В. Скойбеда А.Т. «Проектирование деталей машин»-2-е изд. Перераб. И доп.-М.: Минск УП «Техноприт» 2002.
Чернин И.М. Кузьмин А.В. «Расчеты деталей машин» 2-е изд. перепаб.- Мн.: Высш.шк.. 1978.
Const q = 0.348888889
Dim x5 x6 a aw h ha5 ha6 hf5 hf6 d5 d6 dw5 _
dw6 db5 db6 da5 da6 df5 df6 s5 s6 P Pb r _
Sb5 Sb6 Sw5 Sw6 Sa5 Sa6 As Single
Worksheets(1).Cells(1 2).Value = x5
Worksheets(1).Cells(2 2).Value = x6
a = 0.5 * m * (Z5 + Z6)
Worksheets(1).Cells(3 2).Value = a
Worksheets(1).Cells(4 2).Value = aw
Worksheets(1).Cells(5 2).Value = h
Worksheets(1).Cells(6 2).Value = ha5
Worksheets(1).Cells(7 2).Value = ha6
hf5 = m * (ha + c - x5)
Worksheets(1).Cells(8 2).Value = hf5
hf6 = m * (ha + c - x6)
Worksheets(1).Cells(9 2).Value = hf6
Worksheets(1).Cells(10 2).Value = d5
Worksheets(1).Cells(11 2).Value = d6
Worksheets(1).Cells(12 2).Value = dw5
Worksheets(1).Cells(13 2).Value = dw6
Worksheets(1).Cells(14 2).Value = db5
Worksheets(1).Cells(15 2).Value = db6
Worksheets(1).Cells(16 2).Value = da5
Worksheets(1).Cells(17 2).Value = da6
Worksheets(1).Cells(18 2).Value = df5
Worksheets(1).Cells(19 2).Value = df6
s5 = 0.5 * 3.14 * m + 2 * m * x5 * Sin(q) Cos(q)
Worksheets(1).Cells(20 2).Value = s5
s6 = 0.5 * 3.14 * m + 2 * m * x6 * Sin(q) Cos(q)
Worksheets(1).Cells(21 2).Value = s6
Worksheets(1).Cells(22 2).Value = P
Worksheets(1).Cells(23 2).Value = Pb
Worksheets(1).Cells(24 2).Value = r
Worksheets(1).Cells(25 2).Value = P
Sb5 = db5 * (3.14 2 Z5 + 2 * x5 * Sin(q) Cos(q) Z5 + 0.0149)
Worksheets(1).Cells(26 2).Value = Sb5
Sb6 = db6 * (3.14 2 Z6 + 2 * x6 * Sin(q) Cos(q) Z6 + 0.0149)
Worksheets(1).Cells(27 2).Value = Sb6
Sw5 = 0.5 * 3.14 * m + 2 * m * x5 * Sin(q) Cos(q)
Worksheets(1).Cells(28 2).Value = Sw5
Sw6 = 0.5 * 3.14 * m + 2 * m * x6 * Sin(q) Cos(q)
Worksheets(1).Cells(29 2).Value = Sw6
Sa5 = da5 * (s5 d5 + 0.0149 - 0.17951)
Worksheets(1).Cells(30 2).Value = Sa5
Sa6 = da6 * (s6 d6 + 0.0149 - 0.0351)
Worksheets(1).Cells(31 2).Value = Sa6

Чертеж2.cdw

Формовачные уклоны-3
Литейные радиусы 3-5 мм
Неуказаные предельные отклонения размеров

List4.dwg

Неуказанные предельные отклонения вал: h14
Неуказанные литейные радиусы 5 7 мм
Сталь 45 ГОСТ 1050-74
Сталь 40Х ГОСТ 4543-71
Неуказанные предельные отклонения
в нормальном сечении
Белорусско-Российский
университет гр.МСИ-011

Чертеж1.cdw

Неуказаные предельные отклонения валов h14
Коэффициент смещения

каробка скоростей.cdw

После сборки коробку обкатать в течении 30 часов
После приработки масло слить
Коробка должна работать без стуков изаеданий

Содержание.doc

Описание разрабатываемой конструкции и кинематической схемы
Расчет режимов резания
Кинематический расчет коробки скоростей
Силовые расчеты и расчеты деталей на прочность
1 Определение расчетных нагрузок
2 Проектный расчет зубчатых передач
2.1 Выбор материалов и термообработки
2.2 Определение допускаемых напряжений
2.3 Определение размеров передач зубчатых колес
2.4 Проверочный расчет прямозубой передачи
3.1 Расчет вала на усталостную прочность
3.2 Расчет вала на статическую прочность
4 Выбор и расчет подшипников
5 Расчет шпоночного соединения
6 Расчет шлицевого соединения
Описание системы управления системы смазки
Мероприятия по охране труда и технике безопасности
Список использованных источников

Чертеж деталировки.cdw

Неуказаные предельные отклонения валов h14
Формовачные уклоны-3
Литейные радиусы 3-5 мм
Неуказаные предельные отклонения размеров
Неуказанные литейные радиусы 1 2 мм
Неуказанные предельные отклонения
Сталь 40Х ГОСТ4543-71
Сталь 45 ГОСТ11050-88
Коэффициент смещения

Чертеж схемы.cdw

класс точности станка Н по ГОСТ 8082Е
Мощность главного электродвигателя 18.5кВт
Количество ступеней частот вращения шпинделя 20
Пределы частот вращения шпинделя. мин 100-1400
Наибольшая масса обрабатываемой детали и преспосабления
устонавливаемых на столе 350кг.
Кинематическая схема станка
График частот вращения