Модернизация привода подач станка модели 2Н135

Чертеж6.cdw

Белорусско-Российский
Сталь 40Х ГОСТ 1050-88
Н135К 23610.02.00.040
Неуказанные радиусы скруглений - 1. . .2 мм
Неуказанные предельные отклонения валов h14
Остальные технические требования по СТБ 1014-95

Структурная схема.frw

Лист 2.cdw

Н135К 23610 02.00.000 CБ
Коробка подач (Развёртка)
Белорусско-Российский

Фрагмент.frw

ВТП Esc.spw

Н135К 23610 00.00.000
Станок вертикально-сверлильный
Ведомость технического проекта
Белорусско-Российский
Н135К 23610 00.00.000 КЗ
Схема кинематическая
Пояснительная записка
Н135К 23610 01.00.000
Н135К 23610 02.00.000
Н135К 23610 03.00.000
Н135К 23610 04.00.000
Н135К 23610 05.00.000

Лист 1.cdw

Н135К 23610 04.00.000
Н135К 23610 01.00.000
Н135К 23610 02.00.000
Н135К 23610 05.00.000
Н135К 23610 03.00.000
Станок вертикально-сверлильный
Кинематическая схема
Белорусско-Российский
Наибольший диаметр сверления
Размер конуса шпинделя
Наибольший ход шпинделя
Расстояние от торца шпинделя до стола
Наибольшее расстояние от торцашпинделя до плиты
Наибольшее вертикальное перемещение стола
Размер рабочей поверхности стола
Наибольшее перемещение сверлильной головки

Спецификация.spw

Н135К 23610.02.00.000
Белорусско-Российский
Н135К 23610.02.01.000
Н135К 23610.02.02.000
Н135К 23610.02.03.000
Н135К 23610.02.00.001
Н135К 23610.02.00.002
Н135К 23610.02.00.003
Н135К 23610.02.00.004
Н135К 23610.02.00.005
Н135К 23610.02.00.006
Н135К 23610.02.00.007
Н135К 23610.02.00.008
Н135К 23610.02.00.009
Н135К 23610.02.00.010
Н135К 23610.02.00.011
Н135К 23610.02.00.012
Н135К 23610.02.00.013
Н135К 23610.02.00.014
Н135К 23610.02.00.015
Н135К 23610.02.00.016
Н135К 23610.02.00.017
Н135К 23610.02.00.018
Н135К 23610.02.00.019
Н135К 23610.02.00.020
Н135К 23610.02.00.021
Н135К 23610.02.00.022
Н135К 23610.02.00.023
Н135К 23610.02.00.024
Н135К 23610.02.00.025
Н135К 23610.02.00.026
Распределительный диск
Н135К 23610.02.00.027
Н135К 23610.02.00.028
Н135К 23610.02.00.029
Н135К 23610.02.00.030
Н135К 23610.02.00.031
Н135К 23610.02.00.032
Н135К 23610.02.00.033
Н135К 23610.02.00.034
Н135К 23610.02.00.035
Н135К 23610.02.00.036
Н135К 23610.02.00.037
Н135К 23610.02.00.038
Винт установочный М6
дисковая 250-32-1-У3
Шайба 6 ГОСТ 6402-70

Чертеж7.cdw

Угол наклона линии зуба
Норм. исходный контур
Коэффициент смещения
Дл. общ. нормали на 5 зуб.
Межосевое расстояние
Число зубьев сопряж.рейки
Н135К 23610.02.00.033
Сталь 40ХН ГОСТ4543-71
Белорусско-Российский
Радиусы закруглений - 2 мм
Неуказанные предельные отклонения размеров: охватываемые-h14
Точность зубчатого секторо в соответствии с ГОСТ 1643-81

Чертеж5.cdw

Белорусско-Российский
Сталь 40Х ГОСТ 1050-88
Н135К 23610.02.00.023
Неуказанные радиусы скруглений - 1 . . .2 мм
Неуказанные предельные отклонения валов h14
Остальные технические требования по СТБ 1014-95

Лист 3.cdw

Н135К 23610.02.00.000
Коробка подач (свёртка)
Белорусско-Российский
Поверхности соединения "корпус-крышка" перед сборкой покрыть
уплотнительной пастой типа герметик
После сборки валы коробки должны проворачиваться свободно
Коробку скоростей после сборки обкатать на стенде 60 минут
на расчетной частоте вращения
при этом температура
подшипников не должна быть более 60
Передача должна соответствовать 8ой степени точности.
Пятно контакта в зацеплении должно занимать по высоте зуба
по длине зуба - не менее 60% номинальной площади.

Чертеж4.cdw

Угол наклона линии зуба
Норм. исходный контур
Коэффициент смещения
Дл. общ. нормали на 5 зуб.
Межосевое расстояние
Число зубьев сопряж.рейки
Н135К 23610.02.00.034
Сталь 40ХН ГОСТ4543-71
Белорусско-Российский
Радиусы закруглений - 2 мм
Неуказанные предельные отклонения размеров: охватываемые-h14
Точность зубчатого секторо в соответствии с ГОСТ 1643-81

Записка Koz.doc

Описание конструкции базовой модели станка принципа работы и основных узлов 5
Обоснование технической характеристики 7
Кинематический расчёт .8
1Определение расчётных нагрузок. .18
2 Проектный расчёт зубчатых передач. ..19
3 Проверочный расчёт прямозубой передачи 25
4 Выбор и расчёт подшипников ..35
5 Расчёт шлицевого соединения. ..36
6 Расчет шпоночных соединений привода 38
Описание системы управления .40
Описание системы смазки ..41
Мероприятия по технике безопасности и охране окружающей среды 42
Список использованных источников ..45
Современные металлорежущие станки – это весьма развитые машины включающие большое число механизмов и использующие механические электрические гидравлические и другие методы осуществления движений и управления циклом.
Высокую производительность современные станки обеспечивают за счёт быстроходности мощности и широкой автоматизации. В современных тяжёлых 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 электротехники пневматики; применяют также детали сложных конструктивных форм с высокими требованиями к их качественным показателям внедряют прогрессивные принципы проектирования (агрегатирование унификация); выбирают 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 струёй 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 конструкции базовой модели станка принципа работы и основных узлов
Разработка новой конструкции станка имеет своей целью достижение более совершенного технологического процесса позволяющего повысить производительность и качество обработки по сравнению с прежними моделями станка.
Вертикально-сверлильные станки предназначаются для сверления зенкерования развёртывания рассверливания подрезки платиков и бобышек у отверстий нарезания резьбы в отверстиях. Станок может иметь как ручную так и автоматическую регулировку движений. Вертикально-сверлильные станки применяются в основном в условиях индивидуального единичного и мелкосерийного производства а также могут быть встроены в состав автоматических линий массового производства.
Достаточная простота конструкции жёсткие кинематические цепи рабочий ход в одной плоскости вместе с применением дополнительных приспособлений позволяют превратить вертикально-сверлильный станок в многоцелевой без большого вложения средств и затрат.
Рисунок 1.1 Схема станка 2Н135
Основные узлы станка: стол (1) шпиндельная бабка с коробкой скоростей подач и подъёмным механизмом (2) станина колонного типа (4) основание станины (5) электрооборудование (3) (Рис. 1.1).
В станке имеются следующие движения:
- движение резания – вращение шпинделя с инструментом;
- движение подачи – осевое перемещение шпинделя с инструментом;
- ручное перемещение стола в вертикальной плоскости;
- ручное перемещение шпиндельной бабки в вертикальной плоскости;
- быстрое ручное перемещение шпинделя вдоль вертикальной оси.
Обрабатываемая заготовка крепится на рабочем столе или в приспособлении устанавливаемом на столе. Совмещение оси обработки с осью шпинделя производится вручную при индивидуальном производстве либо при установке в предварительно выставленном приспособлении. Режущий инструмент закрепляется в шпинделе станка при помощи переходных втулок или патрона. Шпиндель имеет внутренне конусное отверстие с конусом Морзе №4.
Станок имеет высокую жёсткость корпусных деталей прочность рабочих механизмов достаточную мощность привода которая вместе с широким диапазоном подач и скоростей позволяет вести обработку внутренних поверхностей различными осевыми инструментами.
Движение резания осуществляется при помощи коробки скоростей. Коробка скоростей встроена в общую шпиндельную бабку.
Последний вал коробки скоростей полый шлицевое отверстие которого передаёт вращение шпинделю. На этой гильзе устанавливается шестерня привода коробки подач.
Обоснование технической характеристики
Станок 2Н135 предназначен для сверления отверстий и других операций в таких материалах как чугун цветные металлы пластмассы стали.
Станок имеет следующие технологические параметры:
- размер рабочей поверхности стола – 450×500 мм;
- наибольший ход шпинделя – 250 мм;
- высота от оси торца шпинделя до поверхности рабочего стола – 30 750 мм;
- вылет шпинделя – 300 мм;
- наибольшее вертикальное перемещение стола – 300 мм;
- напряжение электросети – 220380 В;
- мощность двигателя главного движения – 4 кВт;
- наибольший диаметр сверления – 35 мм;
- наибольшее расстояние от торца шпинделя до плиты – 1120 мм;
- наибольшее перемещение сверлильной головки – 170 мм;
- габаритные размеры мм:
Кинематический расчёт
Согласно паспорту станка модели 2Н135 наибольший диаметр сверления на станке – 35 мм. В качестве обрабатываемого материала принимаем сталь 45 с твёрдостью 160 240 НВ =750 МПа.
Определяем скорость резания для сверления:
где - коэффициент на обрабатываемый материал;
- коэффициент на инструментальный материал =1
- коэффициент учитывающий глубину сверления =075
где - коэффициент учитывающий группу стали;
= 98; qv = 04;yv = 0.5; m = 0.2; T =70мин; s = 16 ммоб.
Определим крутящий момент:
= 00345; q = 20; y = 08.
Определим эффективную мощность:
где n – частота вращения шпинделя
Принимаем = 125 тогда
Рассчитаем необходимую мощность для привода подач.
Определим осевую силу
Определим крутящий момент на валу реечной шестерни
h=250мм наибольший ход шпинделя
Определим максимальное число оборотов в минуту реечной шестерни
Где: - один оборот реечной шестерни на один оборот шпинделя
-частота вращения шпинделя
Определим максимальную требуемую мощность передаваемую реечной шестерней
Определим мощность снимаемую со шпинделя
где - КПД пар подшипников
- КПД зубчатой передачи
-КПД червячной передачи
Тогда суммарная эффективная мощность на шпинделе будет равна:
Рассчитаем требуемую мощность на валу элдвигателя
где - КПД пар подшипников;
- КПД зубчатой передачи;
-КПД эластичной муфты.
По данной мощности для привода при условии подбираем электродвигатель серии АИР112М4с= 55 кВт и асинхронной частотой вращения n=1430.
Число ступеней Z=13;
Минимальное значение подачи sm
Знаменатель геометрического ряда φ=126.
Будем использовать привод с частичным перекрытием значением подач. Изменим нормальную структуру коробки подач с формулой структуры
в искусственно скорректированную структуру с формулой структуры
Строим структурную сетку для принятой структуры
Рисунок 3.1 – Структурная сетка
Определим основные технические характеристики разрабатываемой коробки подач.
Определяем значения подачи шпинделя:
Принимаем по стандартному ряду диапазоны частот вращения (мин-1)
Диапазон регулирования привода подач
Строим график частот вращения шпинделя (рисунок 3.2) исходя из условия [6 стр.36]:
Определим частоту вращения реечной шестерни.
Определим частоту вращения предшествующего вала. Валы соединены посредствам червячной передачи с поэтому частоту найдем по формуле:
По графику частот вращения находим передаточное отношение всех передач в виде:
где m – число интервалов на которые поднимается луч передачи (+) или опускается (-):
Для первой зубчатой передачи
для 1-ого тройного блока шестерен:
для 2-ого двойного блока шестерен:
для 3-го двойного блока шестерен:
Определение чисел зубьев шестерен коробки скоростей по приложению 21 [7]. В зависимости от передаточного числа u и суммарного числа зубьев в передачи принимаем число зубьев шестерни.
Передаточное число u определяется так:
Таблица 3.1 – Подбор чисел зубьев колес
Составляем уравнение кинематического баланса для всех значений подач и определяем действительные значения подачи которые могут отличаться от стандартных не более чем на:
D= т.е. ±10*(126-1)= ±26%
Погрешность действительных передаточных отношений
где -стандартная значение подачи
-фактическая значение подачи
Таблица 3.2 – Погрешности действительных передаточных отношений
Все отклонения передаточных отношений находятся в пределах допустимых поэтому пересчет не производим.
Силовые расчёты и расчёты деталей на прочность.
1Определение расчётных нагрузок.
Произведем расчет наиболее нагруженных передач с подачей s=16 ммоб
Крутящие моменты на валах Тi Н·м:
где — передаточное число;
где hПП — КПД пары подшипников качения hПП =099;
hПЦК — КПД прямозубых цилиндрических колёс hПЦК =098;
hМ — КПД кулачковой муфты hМ = 099;
hЧ — КПД червячной передачи hЧ =072;
hР — КПД зубчатой рейки hР =098.
VII =hПП ·hПЦК = 099·098=097;
VIII =hПП ·hПЦК = 099·098=097;
IX =hПП ·hПЦК =099·098=097;
X =hПП ·hПЦК = 099·098=097;
XI =hПП ·hМ = 099·099=098;
XII =hПП ·hПЦК ·hМ ·hЧ =099·098·099·072=069;
2 Проектный расчёт зубчатых передач.
2.1Выбор материалов и термообработки.
Рекомендуемое сочетание материалов: шестерни – сталь 45Х (240 280НВ) колёса – сталь 40Х (230 260 НВ) (т. 4.1.2 [5]).
Твёрдость материала ( 350 НВ) позволяет производить чистовое нарезание зубьев после термообработки. При этом можно получить высокую точность без применения дорогих отделочных операций. Колёса этой группы хорошо прирабатываются и не подвержены хрупкому разрушению при динамических нагрузках. Для лучшей приработки зубьев твёрдость шестерни рекомендуют назначать больше твёрдости колеса не менее чем на 10 15 единиц.
Назначаем термообработку (т. 4.1.1 [5]):
для колёс: улучшение до 230 260 HB sв=750 МПа sт=520 МПа;
для шестерен: улучшение до 240 280 НВ sв=850 МПа sт=650 МПа.
2.2 Определение допускаемых напряжений.
Расчёт допускаемых напряжений по критерию контактной прочности производим по методике изложенной в [6].
Определяем допускаемые напряжения:
где – предел контактной выносливости;
– коэффициент безопасности (т. 8.9);
– коэффициент долговечности.
Определяем коэффициент долговечности:
где – базовое число циклов (рис. 8.40);
– циклическая долговечность или эквивалентное число циклов.
где – коэффициент определяемый по т.8.10;
Определяем расчётное число циклов:
где с – число зацеплений зуба за один оборот колеса;
n – частота вращения колеса мин-1;
t – число часов работы передачи за расчётный срок службы ч.
Определяем число часов работы передачи за расчётный срок службы:
где L – срок службы лет;
Kгод – коэффициент использования передачи в году;
Kсут – коэффициент использования передачи в сутках.
Определяем число циклов:
Определяем циклическую долговечность:
Определяем предел контактной выносливости для колеса (т. 8.9):
Определяем допускаемые напряжения для колеса:
Определяем предел контактной выносливости для шестерни:
Определяем допускаемые напряжения для шестерни:
За расчётное напряжение принимаем меньшее из двух допускаемых напряжений:
Расчёт допускаемых напряжений изгиба производим по методике изложенной в [6].
Определяем допускаемые напряжения изгиба:
где – предел выносливости зубьев (т. 8.9);
SF – коэффициент безопасности (табл. 8.9);
KFL – коэффициент долговечности;
KFC – коэффициент учитывающий влияние односторонней нагрузки (KFC=07)
Определяем предел выносливости зубьев:
Определяем предел выносливости зубьев колеса:
Определяем предел выносливости зубьев шестерни:
Определяем коэффициент долговечности:
где NFO – базовое число циклов (с. 174);
NFE – эквивалентное число циклов.
Определяем эквивалентное число циклов:
где NΣ – число циклов;
КFЕ – коэффициент определяемый по т.8.10.
Определяем допускаемые напряжения изгиба для колеса:
Определяем допускаемые напряжения изгиба для шестерни:
2.3 Определение геометрических параметров цилиндрических передач
Расчёт производим по методике изложенной в [6].
Определяем межосевое расстояние:
где – вспомогательный коэффициент (=490);
– передаточное число;
– коэффициент определяемый по рис. 8.15 ();
– допускаемое напряжение МПа;
– коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния.
где – крутящий момент на валу Н·м.
Принимаем коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния (табл. 8.4).
Определяем межосевое расстояние aw между валами 6 и 7:
Определяем модуль передачи:
По ГОСТ 9563 – 60 принимаем m = 25мм.
Уточняем межосевое расстояние:
Определяем межосевое расстояние aw между валами 7 и 8:
Определяем модуль передачи:
По ГОСТ 9563 – 60 принимаем m = 225 мм.
Уточняем межосевое расстояние
Определяем межосевое расстояние aw между валами 8 и 9:
Определяем межосевое расстояние aw между валами 9 и 10:
Определяем делительные диаметры (стр.117):
Определяем диаметры вершин:
Определяем диаметры впадин:
Определяем ширину колёс (стр.138[7]):
Определяем ширину шестерни:
Результаты расчетов сводим в таблицу 4.2.
Межосевое расстояние мм
Делительный диаметр мм
Таблица 4.2 - Размеры передач и валов.
3 Проверочный расчёт прямозубой передачи
Расчёт будем производить по методике изложенной в [7].
Проверочный расчёт будем выполнять для самой нагруженной передачи z29-z33.
)Выполняем проверочный расчёт на выносливость по контактным напряжениям.
Определяем окружную скорость:
где d – делительный диаметр зубчатого колеса мм;
n – частота вращения вала мин-1.
Назначаем 9-ую степень точности (т. 8.2).
Определяем коэффициент расчётной нагрузки:
где КН – коэффициент концентрации нагрузки (рис. 8.15);
КНV – коэффициент динамической нагрузки от окружной скорости
Определяем контактное напряжение по формуле (с. 134):
где Епр – модуль упругости второго рода;
Т – крутящий момент на валу Н·м;
d – делительный диаметр зубчатого колеса мм;
b – ширина зубчатого колеса мм.
Условие выполняется.
)Выполняем проверочный расчёт по напряжениям изгиба.
Принимаем коэффициент формы зуба (рис. 8.20).
Расчёт выполняем по тому из колёс пары у которого меньше отношение .
Расчёт выполняем по колесу.
Определяем коэффициент расчётной нагрузки:
Принимаем (рис. 8.15) (табл. 8.3).
Определяем окружную силу:
Определяем напряжение изгиба:
Условия прочности соблюдаются.
4.1 Определение размеров вала
Требуемый диаметр выходного конца вала dк определяем расчётом на чистое кручение по пониженным допускаемым напряжениям (формула 15.1 с. 296 [7]).
где Т – крутящий момент Н·м;
[] – допускаемые напряжения на кручение МПа. (с. 296 [7]).
Округляем по ГОСТ 24266 – 80 (табл. 6.5.3 [5]):
Диаметр вала под подшипником () должен быть меньше диаметра выходного конца вала и должен быть кратным 5.
Диаметр вала под буртик ( ) должен быть несколько больше диаметра вала под подшипником для свободного прохода зубчатого колеса.
Результаты расчётов сводим в таблицу 4.4.
Таблица 4.4 – Геометрические параметры валов
3.2 Проверочный расчёт валов на статическую прочность
Расчёт производим по методике изложенной в [7].
Проверочный расчёт будем выполнять для вала № 10.
крутящий момент на валу Т = 12588 Н·м;
частота вращения вала n = 50 мин-1;
материал вала – Сталь 45 улучшенная: ;
делительный диаметр зубчатого колеса ;
рабочая ширина колеса .
Для определения реакций в опорах определим силы действующие в зацеплениях z29-z33 и в муфте.
Окружная сила (формула 8.5 с. 132):
Радиальная сила (формула 8.5 с. 132):
Сила в месте посадки муфты:
Для проведения дальнейших расчётов представим расчётную схему вала (рисунок 4).
Определяем опорные реакции.
Суммарный изгибающий момент Н·м:
Строим эпюру нагружения вала.
Из построения эпюры суммарных крутящих моментов определяем что наиболее опасным является сечение вала под зубчатым колесом где суммарный крутящий момент является максимальным. Дальнейший расчёт вала будем производить по данному опасному сечению.
Расчёт вала на усталостную прочность.
Расчёт будем вести по рекомендациям [2].
Расчёт производим по суммарному изгибающему и крутящему моментам в наиболее опасном сечении где их значения составляют соответственно:
В качестве материала для изготовления вала примем сталь 40Х ГОСТ 4543 – 71 с закалкой ТВЧ для получения твёрдой и износостойкой поверхности с механическими свойствами:=730МПа =500МПа 50 54НRC =320 МПа; =200 МПа.
Рисунок 4.1- Эпюры изгибающих и крутящих моментов
Для обеспечения достаточной усталостной прочности (формула 12.4 [2]) необходимо выполнение следующего условия:
где S – общий коэффициент запаса прочности;
[S] = 15 – допустимый коэффициент запаса прочности;
= – коэффициент запаса по нормальным напряжениям;
- предел выносливости материала валя по нормальным напряжениям;
=16 – (для шлицев) эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений (табл. 12.6 [2]);
– коэффициент поверхностного упрочнения (рис. 1.6.[2]);
– коэффициент учитывающий влияние поперечных размеров вала для нормальных напряжений (табл. 12.6 [2]);
– амплитуда цикла нормальных напряжений равная наибольшему напряжению изгиба в рассматриваемом сечении:
– коэффициент характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла нагружения для нормальных напряжений;
– среднее напряжение цикла изменения нормальных напряжений;
– коэффициент запаса по касательным напряжениям;
– предел выносливости материала вала по нормальным напряжениям
равный наибольшему напряжению кручения в рассматриваемом сечении
– (для шлицев) эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений;
– коэффициент учитывающий влияние поперечных размеров вала для касательных напряжений;
– амплитуда цикла касательных напряжений:
– коэффициент характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла нагружения для касательных напряжений;
=0 – среднее напряжение цикла изменения касательных напряжений:
Общий коэффициент запала прочности:
Таким образом =194 >[S] = 15 то есть запас сопротивления усталости обеспечен.
Статическую прочность вала подсчитываем по эквивалентным напряжениям которые по 3-ей теории прочности определяются из выражения:
где – наибольшее напряжение изгиба в рассматриваемом сечении
– наибольшее напряжения кручения в рассматриваемом сечении:
Значение =606 МПа =320 МПа при этом коэффициент запаса составляет:
Таким образом усталостная и статическая прочности вала обеспечены.
4 Выбор и расчёт подшипников
Расчёт будем вести для правой опоры как наиболее нагруженной.
Расчет производим по методике изложенной в [7].
Определим эквивалентную нагрузку (с. 335):
где Х – коэффициент радиальной нагрузки с. 335);
Y – коэффициент осевой нагрузки (т. 16.5);
V – коэффициент вращения зависящий от того какое кольцо подшипника вращается (с. 335);
K – коэффициент безопасности учитывающий характер нагрузки (с. 335);
КТ – температурный коэффициент (с. 335).
Определим эквивалентную долговечность:
где КHE – коэффициент режима нагрузки (т. 8.10);
Lh – суммарное время работы подшипника:
Определим количество оборотов:
Определим динамическую грузоподъёмность:
где а1 – коэффициент надёжности (с. 333);
а2 – обобщённый коэффициент совместного влияния качества металла условий эксплуатации (т. 16.3).
Принимаем по ГОСТ 8338 – 75 шариковые радиальные подшипники особо лёгкой серии условное обозначение 1- -.
По диаметрам валов под подшипники выбираем подшипники шариковые радиальные по ГОСТ 8338-75 для всех валов. Выбранные подшипники и их основные параметры заносим в таблицу 4.
Таблица 4.5 – Подшипники шариковые радиальные по ГОСТ 8338-75
№ вала на кинематической схеме
Обозначение подшипников
5 Расчёт шлицевого соединения.
Для передачи вращения между валами с помощью зубчатых передач необходимо обеспечить неподвижность зубчатых колёс относительно валов в окружном направлении то есть отсутствие вращения зубчатых колёс независимо от вала. С этой целью будем использовать прямобочные шлицевые соединения.
Расчёт ведем по методике изложенной в [7].
Выбираем прямобочное шлицевое соединение с центрирование по “D” — наружнему диаметру. Произведем полный расчет шлицевого соединения на наиболее нагруженном Х валу.
Расчет шлицевого соединения произведем на смятие и износ.
Напряжение смятия sсм МПа:
где z — число шлицев; z= 8;
dср — средний диаметр;
h — рабочая высота шлица;
[scм]=70МПа — допускаемое напряжение смятия.
Рабочая высота зубьев h мм определяется по формуле:
где D – наружный диаметр шлицев мм;
d – внутренний диаметр шлицев мм;
Средний диаметр соединения dср мм определяем по формуле
Напряжение по износу sизн МПа
где [sизн]=40МПа — допускаемые напряжения по износу.
Результаты расчетов других шлицевых соединений обеспечивающие условия прочности представим в виде таблицы.
Таблица 4-Результаты подбора шлицевых соединений согласно ГОСТ 1139-80.
Обозначение шлицевого соединения
6 Расчет шпоночных соединений привода
Расчет призматических шпонок.
Посадка паз-шпонка исполняется
Шпоночные соединения проверяем на смятие и срез узких граней шпонок выступающих из вала по следующим допускаемым напряжениям:
- при стальной ступице
- допускаемое напряжение на смятие
высота шпонки выступающей из вала:
- глубина шпоночного паза в валу
- рабочая длина шпонки
- допускаемое напряжение на срез.
Диаметр вала крутящий момент .
Рабочая длина шпонки:
Высота шпонки выступающей из вала:
Описание системы управления.
Для переключения скоростей необходимо осуществлять перемещение одного тройного и двух двойных блоков зубчатых колес. Так как количество переключаемых зубчатых блоков не велико управление коробкой скоростей осуществляется с помощью многорукояточного механизма.
Переключение двух зубчатых блоков находящихся на одном валу осуществляется с помощью одного двухрукояточного механизма управления. Поворот одной из рукояток передается ступицы на ось рукоятки переключения с которой вращение получает зубчатый сектор. Зубчатый сектор образует зубчатую передачу с рейкой прикрепленной к вилке переключения поэтому вращение зубчатого колеса осуществляет поступательное перемещение вилки переключения вдоль скалки. Поворот второй рукоятки передается на другое зубчатое колесо через стакан рукоятки переключения с помощью штифтов и это зубчатое колесо через зубчатую рейку производит переключение другого зубчатого блока.
Фиксация положения всех вилок осуществляется подпружиненным шариком заскакивающим в небольшие отверстия предварительно полученные на скалке на необходимых расстояниях (положение каждого отверстия соответствует вхождению зубчатого блока в зацепление) вдоль которой перемещается вилка переключения. Регулировка пружины фиксатора производится соответствующим винтом.
Все механизмы управления зубчатыми блоками аналогичны описанному способу регулирования различаются только ориентацией блока в пространстве.
Описание системы смазки
Резервуар для масла находится в нижней части корпуса коробки скоростей откуда с помощью насоса через трубку масло подается в верхнюю часть коробки скоростей обеспечивая смазку ее подвижных частей и узлов. Излишнее масло поступает в коллектор откуда расходуется на смазку подшипников и охлаждение.
Марка масла заливаемого в резервуар - индустриальное – 20 по ГОСТ 20799-75. Полная замена масла производится раз в 3 месяца.
Смазка подвижных узлов снижает потери на трение повышает КПД станка уменьшает износ станка способствует его плавной работе.
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.Заключение
В ходе выполнения курсового проекта был спроектирован привод подач на базе вертикально-сверлильного станка 2Н135. Был произведён расчёт привода подач его модернизация. Также были выполнены силовые расчёты передач учитывая рациональность выбора материалов и форм деталей возможность обеспечения их высокой экономичности надёжности и долговечности. Была разработана система управления переключением подач и выбрана система смазки для станка. Таким образом было обеспечено число ступеней z =13 и диапазон регулирования подач:
Для модернизации привода подач в курсовом проекте были использованы следующие технические разработки:
) для увеличения ремонтопригодности и простоты изготовления уменьшения габаритов массы и себестоимости – цельные зубчатые блоки заменены сборными.
) для зубчатых колёс и шестерен введена зубозакругляющая операция что облегчает вхождение зубчатых колес в зацепление при переключении подач.
В графической части курсового проекта приведены сборочный чертёж коробки подач с механизмом переключения зубчатых блоков деталировка отдельных элементов коробки также выполнен чертёж кинематической схемы станка 2Н135 с модернизированной коробкой подач.Список использованных источников
Кучер А.М. Металлорежущие станки.- М.: Машиностроение 1972.- 334с.: ил.
Курсовое проектирование деталей машин: Справ. пособие. А.В.Кузьмин. Н.Н. Микейчик В.Ф. Калачев и др.- Мн.: Выш. шк. 1982.-208с.:ил.
Проников А.С. Расчет и конструирование металлорежущих станков. М.:
Высшая школа 1967.-274с.:ил.
Справочник технолога машиностроителя. Т. 2 Под ред. А.Г. Косиловой Р.К. Мещерякова. -М.:Машиностроение 1985. 496 с.: ил.
Курмаз Л.В. Скойбеда А.Т. Проектирование деталей машин-2-е изд. Перераб. И доп.-М.: Минск УП Технопринт 2002. 456 с.: ил.
Свирщевский Ю.И. Макейчик Н.Н Расчет и конструирование коробок скоростей и подач.- Мн.: Выш.шк.. 1976.-592 с.: ил.
Иванов М.Н. Детали машин 4-е изд. перераб.- М.: Высш.шк.. 1984.