Разработка агрегатного станка для обработки отверстий

Спецификация.spw

Механизм переключения
Зубчатый венец правый
Зубчатый венец левый
Скалка правого зубчатого венца
Скалка левого зубчатого венца
Фиксаторное устройство

Титульник.doc

Федеральное агентство по образованию
ГОУ ВПО Южно-Уральский государственный университет
Филиал в г. Златоусте
Кафедра «Технология машиностроения станки и инструменты»
Пояснительная записка к курсовому проекту
по курсу «Металлорежущие станки»
на тему «Агрегатный станок для обработки отверстий».
Студент группы НЗД–402

курсовой Пестов.doc

Подкорытов И.А. Разработка агрегатного
станка для обработки отверстий - Злато-
уст: ЮУрГУ 2010-39с.
Библиография - 7 наименований.
Графическая часть - 4 листа формата А1.
В данной работе спроектирован агрегатный станок для обработки отверстий диаметром от 10 до 25мм. Разработана кинематическая схема станка общий вид. Спроектирована коробка скоростей механизм переключения скоростей. Также произведен обзор агрегатных станков для обработки отверстий.
Место страны на мировых рынках во многом зависит от качества выпускаемой продукции от объемов и затрачиваемых средств. Для конкурентоспособности необходимо улучшение качества и снижения других показателей. Эти требования возможно достичь улучшением средств производства – модернизация имеющихся проектированием и конструирование новых металлорежущих станков отвечающим растущим требованиям.
Создание современных точных и высокопроизводительных металлорежущих станков обуславливает повышенные требования к их основным узлам. В частности к приводам главного движения и подач предъявляются требования: по увеличению жёсткости повышению точности вращения валов шпиндельных узлов. Станки должны обеспечивать возможность высокопроизводительного изготовления без ручной последующей доводки деталей удовлетворяющих современным непрерывно возрастающим требованиям к точности.
Обзор агрегатных станков для обработки отверстий
Агрегатными называют специальные станки состоящие из нормализованных деталей и узлов. Их применяют в крупносерийном и массовом производстве для сверления зенкерования развертывания нарезания резьбы растачивания внутренних и наружных поверхностей и других операций. Чаще всего на этих станках обрабатывают корпусные детали которые в процессе обработки остаются неподвижными.
Станки могут быть с горизонтальными наклонными или вертикальными головками или в различных компоновках.
Станки оснащены системой программного управления размещенной в блоке управления. Нормализованные узлы (станины силовые головки и столы шпиндельные коробки элементы гидропривода и т. д.) имеют ряд разновидностей как по своей конструкции так и по типоразмерам что вызвано условиями компоновки станка его размерами характером обработки и т. д.
Специальные узлы (зажимные приспособления и кондукторы которые проектируются в зависимости от конфигурации обрабатываемой детали ее размеров и т. п.) также имеют отдельные нормализованные элементы: эксцентрики и ручки для быстродействующих эксцентриковых зажимов пневмоцилиндры и штоки пневмораспределительные золотники для автоматических зажима и отжима обрабатываемых деталей патроны для закрепления инструмента кондукторные втулки и т. п.
Силовая головка является самостоятельным узлом агрегатного станка и предназначена для вращения рабочих шпинделей и осуществления продольной подачи инструмента. Силовые головки делятся на самодействующие и несамодействующие. Самодействующие силовые головки имеют встроенный привод для осуществления вращательного движения и движения подачи инструмента. У несамодействующих головок имеется только привод вращения шпинделей головку устанавливают неподвижно на перемещающемся силовом столе который имеет привод подачи находящийся вне головки.
Самодействующие головки могут иметь механический пневматический гидравлический и пневмогидравлический приводы подачи Большое распространение в агрегатных станках получили силовые головки с гидравлическим приводом.
Шпиндельная коробка предназначена для размещения рабочих шпинделей и зубчатых передач передающих вращение шпинделям от приводного вала головки. Она монтируется на корпусе силовой головки.
Различают шпиндельные коробки со шпинделями расстояние между осями которых остается постоянным и коробки с раздвижными шпинделями расстояние между которыми можно изменять в определенных границах. Шпиндельные коробки первого типа как более жесткие применяют значительно чаще.
Одной из последних модификаций станка является станок АМ.М16457. Он может выполнять фрезерование сверление резьбонарезание. Производительность 33+33 детали в час.2. Разработка структурной схемы станка
В данном проекте разрабатывается агрегатный сверлильный станок. Данный станок предназначен для обработки из пруткового материала серии одинаковых деталей диаметром до 25 мм и длиной до 100 мм из материала сталь 20Х.
Данный станок позволяет осуществить сверление зенкерование и развертывание в диапазоне диаметров 25 10 мм.
Станок имеет 1 самодействующую трехшпиндельную силовую головку а также четырехпозиционный поворотный делительный стол имеющий следующие позиции:
позиция – загрузочная;
позиция – сверление;
позиция – зенкерование.
позиция – развертывание.
Технические характеристики данного станка приведены в таблице 1.
Таблица 1 – Технические характеристики станка
Максимальный диметр сверления
Минимальный диаметр сверления
Пределы оборотов шпинделя силовой головки для сверления
Число ступеней коробки скоростей силовой головки для сверления
Число позиций поворотного стола
Мощность привода силовой головки для сверления
Структурная схема данного станка приведена на рисунке 1. Силовая головка и поворотный делительный стол связаны электрической схемой. На данном рисунке показаны движения: П1– главное; В3 – движение подачи; В5 – вспомогательное движение.
Рисунок 1 – Структурная схема агрегатного станка
Разработка кинематической схемы станка
На все элементы данного станка наложены электрические связи что обеспечивает синхронность работы оборудования.
Станок работает следующим образом.
Вал I коробки скоростей связан с валом электродвигателя М1 мощностью 13 кВт. От электродвигателя через зубчатые колеса 1 и 2 вращение сообщается валу II на котором жестко закреплены зубчатые колеса 3 4 5. Вращение на вал III может доставляться по трем путям: при зацеплении колес 3 и 6 при зацеплении колес 4–7 или через колеса 5–8. Движение подачи осуществляется перемещением корпуса силовой головки при передачи вращения от вала III через колеса 11–13 на ходовой винт V. На шпиндель вращение передается от вала III двумя путями: при зацеплении колес 9–11 или колес 10–12 шпинделю.
После произведенной обработки производится отвод силовых головок и поворот стола.
Движение поворотного делительного стола осуществляется следующим образом.
К корпусу стола прикреплены электродвигатели М3 и М4. Электродвигатель М3 через пару зубчатых колес 30 и 31 и самотормозящую червячную передачу 29 осуществляет вращение зубчатого колеса 28 которое находиться в зацеплении с зубчатым венцом 27 прикрепленным к планшайбе стола. Планшайба центрируется подшипником. При прохождение фиксаторного пальца мимо упора посредством рычажной системы переключаются муфта М1 выключающая электродвигатель М3 и включающая электродвигатель М4. Происходит реверсирование планшайбы. После устранения зазоров во всей кинематической цепи сила тока в электродвигателе выключает его при этом червячная пара оказывается заклиненной.
Проектирование коробки скоростей
1 Расчет режимов резания
При назначении режимов резания используются таблицы и рекомендации по справочной литературе.
Назначим режим резания для операции сверления. Из заданных максимального и минимального диаметров сверления принимаем максимальную глубину резания tmax=20 мм минимальную глубину резания tmin=5 мм.
Скорость резания определим по формуле:
Определим предельные частоты вращения шпинделя:
2 Определение числа ступеней коробок скоростей
Определим число ступеней коробки скоростей силовой головки для сверления.
Диапазон регулирования:
Число ступеней коробки скоростей силовой головки для сверления по формуле:
В результате получаем что силовая головка имеют коробку скоростей с шестью ступенями.
3 Мощность двигателя
Рассчитаем мощность двигателя по формуле [2]:
где N – мощность резания – КПД.
Определим мощность резания при сверлении по формуле [1]:
где Мкр – крутящий момент Н·м.
где значения коэффициентов и показатели степени выбираются из [1].
Для определения необходимой мощности двигателя необходимо найти КПД [2]:
Определим необходимую мощность двигателя силовой головки для сверления:
Для силовой головки для сверления выбираем двигатель АО2–21–4 мощностью 13 кВт и частотой оборотов 700 обмин.
4 Кинематический расчет коробок скоростей
Кинематический расчет включает построение графика частот вращения определение передаточных чисел и чисел зубьев колес. Ряд чисел оборотов представляет геометрическую прогрессию со знаменателем φ=126 что соответствует ГОСТ 8032–56.
Произведем расчет для силовой головки выполняющей сверление.
График частот вращения силовой головки для сверления изображен на рисунке 3.
Рисунок 3 – График частот вращения шпинделя силовой головки для сверления
Из графика определяются передаточные отношения колес:
Результаты кинематического расчета для силовой головки для сверления сводим в таблицу 3.
Таблица 3 – Результаты кинематического расчета силовой головки для сверления
Кинематическая схема коробки скоростей представлена на рисунке 4.
Рисунок 4 – Кинематическая схема коробки скоростей
5 Проектировочный расчет валов
Мощности на валах определяются по формуле [2]:
где Nдв – мощность двигателя;
– КПД участка кинематической цепи от двигателя до рассчитываемого вала.
Передаваемые крутящие моменты на валах определяются по формуле [4]:
n – частота вращения вала.
Определяем диаметры валов по допускаемому напряжению при кручении []=25 30 МПа [4]:
6 Определение параметров зубчатых колес
Определим модуль зубчатых колес по формуле [4]:
где km – вспомогательный коэффициент для прямозубых передач km = 14;
М1 – крутящий момент на шестерне Н·м;
z – число зубьев меньшего колеса в передаче.
kFB – коэффициент учитывающий неравномерность распределения на-
грузки по ширине венца можно принять равным 11.
Отношение ширины венца к начальному диаметру шестерни принимается равным 02 16. Принимаем =035.
Коэффициент yF1 учитывающий форму зуба можно определить по таблице 4.
Таблица 4 – Значения коэффициента yF1
Допускаемое изгибное напряжение FP определяется по формуле [4]:
где – допускаемое напряжение зубьев по изгибу МПа соответствующее базовому числу циклов перемены напряжений;
kFL – коэффициент долговечности.
Для колес из стали 40Х с поверхностной закалкой ТВЧ до твердости поверхностей зубьев НRC 48..52 величина =270 МПа kFL≤163.
Рассчитанные значения модулей колес округлим до стандартных значения в соответствии с ГОСТ 9563–60.
Модуль колес в первой передачи:
Модуль колес во второй передаче:
Модуль колес в третьей передаче:
Модуль колес в четвертой передаче:
Произведем расчет зубчатого колеса 1.
Делительный диаметр зубчатых колес определяется по формуле [4]:
Определяем делительное межосевое расстояние колес по формуле [5]:
Определяем ширину венца зубчатых колес по формуле [5]:
Определяем диаметр впадин зубьев по формуле [5]:
Определяем диаметр вершин зубьев по формуле [5]:
Аналогично определяем параметры для оставшихся колес. Результаты сведем в таблицу5.
Таблица 5 – Параметры зубчатых колес
7.1 Расчет валов на прочность
Произведем расчет валов на прочность при включении четвертой ступени (рисунок 5).
Рисунок 5 – График частот вращения шпинделя
Округляем полученные значения в пункте 3.5 диаметры валов до ближайших стандартных значений внутреннего кольца подшипника по ГОСТ 8338–57 и принимаем эти значения за диаметры шеек валов под подшипники. Таким образом получим следующие значения:
dI=17 мм dII=20 мм dIII=17мм dIV=17мм.
При расчете валов на прочность необходимо составить расчетные схемы в соответствии с нагрузками действующими в зубчатых зацеплениях.
Схема нагружения вала I изображения на рисунке 6.
Рисунок 6 – Схема нагружения первого вала
В соответствии с схемой нагружения составим расчетную схему вала I (рисунок 7).
Рисунок 7 – Расчетная схема вала I
Крутящий момент передаваемый валом I М1=26.173 Н·м. Определим усилия в зацеплении по формулам [4]:
где di – делительный диаметр колеса в зацеплении.
Определим опорные реакции:
Определяем моменты в точках где приложены силы и находим результирующий изгибающий момент.
Результирующий изгибающий момент:
Эквивалентный момент:
Схема нагружения вала II изображения на рисунке 8.
Рисунок 8 – Схема нагружения второго вала
Расчетная схема вала II изображена на рисунке 9.
Рисунок 9 – Расчетная схема вала II
Рассчитываем вал II.
Определим опорные реакции вала II:
Результирующие изгибающие моменты:
Эквивалентные моменты:
Расчет вала III. Схема нагружения вала III изображения на рисунке 10.
Рисунок 10 – Схема нагружения третьего вала
Рисунок 11 – Расчетная схема вала III
На рисунке 11 представлена расчетная схема вала III.
Определим опорные реакции вала III:
7.2 Расчет валов на жесткость
Вал рассчитанный из условий динамической прочности может не обеспечить нормальной работы зубчатых колес и подшипников если будет чрезмерно деформироваться. Расчет на жесткость сводится к определению прогиба у и угла наклона оси .
Допускаемый прогиб вала под зубчатыми колесами не должен превышать 001–003 модуля m. Углы наклона оси вала не должен превышать 0001 радиан.
Прогиб и наклон оси вала определяются по формулам [5]:
Рассчитаем вал I на жесткость по приведенным формулам. Для расчета воспользуемся расчетной схемой вала (рисунок 12).
Рисунок 12 – Расчетная схема первого вала
Определим результирующий прогиб:
Определим результирующий угол наклона оси вала:
Все полученные значения входят в пределы допустимых значений.
Рассчитаем вал II (рисунок 13).
Рисунок 13 – Расчетная схема второго вала
Полученные значения находятся в пределах допустимых.
Рассчитаем вал III (рисунок 14).
Рисунок 14 – Расчетная схема третьего вала
7.3 Расчет валов на виброустойчивость
При вращении несбалансированного вала имеющего конечную жесткость подшипников ось вала под действием сил смещается относительно оси вращения и прогибается совершая прецессионное движение. С увеличением угловой частоты вращения смещение и прогибы возрастают и становятся особенно значительными при критическом значении частоты кр. Увеличение частоты вращения сверх критического значения приводит к уменьшению смещения и прогибов оси вала и он самоцентрируется. Это явление сопровождается появлением значительных знакопеременных нагрузок и вибрациями всего механизма.
Расчет на виброустойчивость сводится к определению критической частоты вращения и сравнению ее с рабочим диапазоном частот вращения шпинделя. Считается что опасность резонанса не возникает если предельные скорости рабочего диапазона отличается от критической частоты более чем на 25%:
Точный расчет критической частоты вращения является довольно сложной задачей поэтому на практике используется упрощенная расчетная схема.
Критическая частота вращения определяется по формуле [4]:
где j1 j2 – жесткость соответственно первой и второй опоры;
a b – расстояния от центра масс до первой и второй опор.
Моменты инерции цилиндра:
Жесткости опор определяются по формуле [4]:
Определим КР для вала II.
Найдем массу вала как произведение объема на плотность материала:
Зная размеры вала и плотность стали находим что m=1732 кг.
Найдем жесткости опор:
Найдем моменты инерции:
Расстояния a и b от опор до центра масс вала равны: a=b=0212 м.
Подставим вычисленные значения в уравнение получим:
Принимаем 2КР=z решаем квадратное уравнение. Получаем КР=13928.2 обмин.
Сравним это значение с max вала II. max=79128 обмин.
Таким образом условие виброустойчивости вала II выполняется.
Определим КР валов I и III аналогичным способом. Получим следующие значения:
– для вала I КР=26017обмин ;
– для вала III КР=20080 обмин .
Для обоих валов условие виброустойчивости так же выполняется.
8.1 Расчет шпинделя на прочность
Для расчета шпинделя на прочность составим схему нагружения шпинделя (рисунок 15). В соответствии со схемой нагружения составим расчетную схему шпинделя (рисунок 16).
Произведем расчет шпинделя на прочность.
Определим окружные и распорные усилия в зацеплении:
Рисунок 15 – Схема нагружений шпинделя
Рисунок 16 – Расчетная схема шпинделя
Определим опорные реакции шпинделя:
Сила реакции опоры подшипника В равны 0.
8.2 Расчет шпинделя на кинематическую точность
Конструкция точность изготовления и сборки шпиндельного узла во многом определяют точность надежность и в конечном итоге работоспособность металлорежущих станков. В связи с этим к точности вращения жесткости виброустойчивости и износостойкости шпиндельных узлов предъявляются особые требования и особенно на стадии проектирования.
Точность вращения характеризуется обычно биением переднего конца шпинделя и определяется точностью как самого шпинделя так и классом точности подшипников (рисунок 17) [4].
Радиальное биение конца двухопорного шпинделя определяется по формуле [4]:
где А В – радиальное биение подшипников соответственно в задней и передней опорах;
Ш – радиальное биение связанное с геометрическими погрешностями шпинделя;
l1– длина консольного конца шпинделя.
Рисунок 17 – Схема для расчета шпинделя на кинематическую точность
Радиальное биение подшипников составляет от радиального биения конца шпинделя:
Имеем допустимое радиальное биение связанное с геометрическими погрешностями шпинделя [5] Ш=0025 радиальное биение подшипников A и B [4]: А=001 В=0006 l1=155 ммl0=345 мм. Найдем радиальное биение конца шпинделя по формуле:
Из расчета видно что радиальное биение конца шпинделя находится в допустимых пределах.
8.3 Расчет шпинделя на жесткость
Расчет шпинделя на жесткость производится аналогично расчету валов (п. 4.7.2). Для расчета воспользуемся расчетной схемой шпинделя изображенного на рисунке 18.
Рисунок 18 – Расчетная схема шпинделя
Определим углы наклона оси шпинделя:
Определим прогибы шпинделя:
Допустимые значения прогиба и угла наклона оси шпинделя:
8.4 Расчет шпинделя на виброустойчивость
Расчет шпинделя на виброустойчивость производится аналогично расчету валов описанному в п. 3.7.3.
Момент инерции шпинделя находим как момент инерции полого цилиндра по формулам [4]:
Массу шпинделя определим как произведение объема на плотность стали m=4148 кг.
Момент инерции шпинделя равен:
46·10-4 кг·м 0022 кг·м.
Рассчитаем остальные параметры используя формулы приведенные в п. 3.7.3.
Жесткость опор равна:
j1=3579·108 Нм2 j2=9547·108 Нм2 .
Подставив полученные значения в уравнение получим:
Решив данное уравнения и приняв во внимание что z=2КР получим:
741·075=33555>15826 обмин.
Таким образом шпиндель станка удовлетворяет условию виброустойчивости.
9 Расчет механизма переключения скоростей
Система управления станком состоит из механических электрических гидравлических и пневматических устройств используемых для передачи команды исполнительному органу; управляющего органа – рукоятки кнопки конечного переключателя и т.п.; исполнительного органа (вилки рейки рычага и др.) перемещающего соответствующую часть станка.
Системы управления можно разделить на ручные и автоматические. При ручном управлении все переключения цикла осуществляются рабочим при помощи рукояток рычагов штурвалов или кнопок. Переключения цикла осуществляются при помощи рукоятки и переключателя.
В проектируемой коробке скоростей ручной механизм переключения скоростей. Переключение диапазона скоростей осуществляется посредством рукояток которые перемещают передвижные блоки колес. В качестве исполнительного органа для переключения блока используется ползун с вилкой. При этом ползун с вилкой движется по направляющей скалке и с помощью вилки перемещает блок. В этой конструкции при повороте рукоятки поворачивается зубчатый сектор который в свою очередь через ползун перемещает блок зубчатых колес (рисунок 19).
Рисунок 19 – Ручной механизм переключения скоростей
Определим радиус зубчатого сектора по формуле:
где L – длина хода ползуна
α – угол сектора в радианах.
Зная величины L и α находим R:
Рассчитали зубчатый сектор осуществляющий передвижение первого блока колес. Рассчитаем зубчатый сектор для передвижения второго блока колес.
Механизм переключения скоростей приведен в приложении.
Муфты служат для соединения валов или валов с деталями свободно вращающимися на них (зубчатыми колесами шкивами и т.п.) с целью передачи вращения без изменения скорости. Известно что большинство устройств систем компонуют из отдельных узлов с входными и выходными валами.
Соединение валов является основным но не единственным назначением муфт. Муфты применяют для включения и выключения исполнительного органа при непрерывно работающем двигателе для предохранения рабочих органов от перегрузок и чрезмерно больших скоростей для передачи движения между валами только в одном направлении для остановки в качестве тормоза и других функций.
Глухие жесткие муфты используют при передаче движения между соосными валами которые должны работать как единый вал. Компенсирующие подвижные муфты применяют при передаче движения между несоосными валами при наличии небольших радиальных осевых угловых или комбинированных смещений осей валов. Упругими муфтами пользуются для смягчения толчков динамических нагрузок при передаче вращающегося момента между валами. Предохранительные муфты применяют во избежание поломок деталей механизма из-за перегрузок. Обгонные муфты используют для передачи движения только в одну сторону.
Муфты по управляемости передачей вращения между соединяемыми валами делят на три группы:
)муфты постоянные осуществляющие постоянное соединение валов – глухие компенсирующие упругие;
)муфты управляемые обеспечивающие режим «включено-выключено» с помощью: дистанционного (электрического) управления – электромагнитные магнитопорошковые (магнитожидкостные) пьезокристаллические; ручного (механического) управления – зубчатые кулачковые фрикционные;
)муфты самоуправляемые осуществляющие автоматическое разъединение или соединение валов: по величине передаваемого момента – предохранительные; по скорости вращения – центробежные; по направлению вращения – обгонные.
В данном проекте произведем расчет муфты упругой втулочно-пальцевой. Эти муфты применяются для соединения валов и передачи крутящих моментов от электродвигателей. Смягчают удары посредствам упругих втулок компенсируют небольшие перекосы валов и несоосности валов.
Расчет данного вида муфт сводится к проверке упругих элементов на смятие рабочих поверхностей по формуле [2]:
где Мр – расчетный крутящий момент
dп – диаметр пальца;
– допускаемое напряжение на смятие резины равное кгсм2.
Все необходимые размеры устанавливает ГОСТ 21424–93.
Данное напряжение на смятие входит в диапазон допустимых.
Также при расчете данного вида муфт проверяют пальцы на изгиб по уравнению:
где кгсм2 – допускаемое напряжение на изгиб для пальцев.
Данное напряжение на изгиб для пальцев входит в диапазон допустимых.
Система смазки в станке
В агрегатных станках кроме системы управления имеются и другие вспомогательные системы.
В агрегатных станках применяется комбинированная система смазки: индивидуальная смазка агрегатов централизованная импульсная система направляющих многошпиндельных насадок кондукторов направляющих силовых столов.
Система смазки агрегатного станка состоит из бака плоской установки фильтров трубопроводов с кранами клапанов и других элементов.
Система охлаждения должна обеспечивать подачу смазочно-охлаждающей жидкости (СОЖ) по всем режущим инструментам одновременно в количестве необходимом для данного инструмента и соответствующего качества.
Объем бака смазочно-охлаждающей жидкости должен обеспечивать не менее чем пятиминутную работу насосов.
Смазочно-охлаждающая жидкость выбирается в зависимости материала детали способа вида и режимов резания.
Наиболее универсальным является эмульсия “Укринол - 1” применяемый при обработки деталей из сталей и чугуна.
Указания по эксплуатации станка и мероприятия по безопасности работы
После установки станка необходимо перед начальным пуском:
Подробно ознакомится с работой электрической схемы.
Проверить наличие заземления.
Заполнить масленый резервуар до уровня отмеченного в маслоуказателе. Смазать все точки указанные в схеме.
Произвести пуск станка. Через 3-5 мин. После пуска масло должно показаться в контрольном глазке. Если масло в глазок не поступает работа на станке не допускается.
При обслуживании станка должны быть выполнены следующие условия:
Не приступать к работе без предварительного ознакомления с руководством по обслуживанию.
Включение станка производить только при закрытой дверке электрошкафа.
Не допускается переключение скоростей и подач на ходу станка.
Периодически проверять наличие заземления электрооборудования.
В соответствии с требованиями техники безопасности станок снабжен защитной аппаратурой состоящей из плоских предохранителей тепловые реле на станине станка установлены индивидуальный светильник и подвижные защитные ограждения.
Не применять при работе приспособлений с выступающими стопорными винтами болтами. Если есть выступающие части необходимо их оградить.
Обрабатываемые заготовки приспособления надежно крепить на станине или столе станка.
При установке режущих инструментов следить за надежностью и прочностью их крепления и правильности центровки.
Установку инструментов производить при полной установке станка. При смене инструментов опустить шпиндель. Смену инструментов при работе станка допустимо производить только при наличии быстросменного патрона. Не пользоваться инструментом с изношенными конусными хвостовиками.
При установке в шпиндель сверла развертки зенкера и других инструментов с конусными хвостовиками остерегаться пореза рук о режущую кромку инструмента.
В случае поломки инструмента немедленно выключить станок. При обработке на станке хрупких материалов если нет защитных устройств от стружки надевать защитные очки или предохранительный щиток из прозрачного материала.
Удалять стружку с детали или стола только тогда когда станок выключен. При сверлении отверстий в вязких материалах применять сверла со стружкодробящими канавками.
Не останавливать включенный станок нажатием руки на шпиндель.
Не прикасаться к сверлу или другому инструменты до полной остановки станка.
В данном курсовом проекте был спроектирован агрегатный станок с силовой головкой позволяющий производить операцию сверления зенкерования и развертывания детали. Отличительной особенностью агрегатных станков является то что он состоят из нормализованных деталей и узлов (агрегатов).
Преимуществом агрегатных станков является возможность производить обработку детали одновременно с нескольких сторон многими режущими инструментами что позволяет скрещивать машинное и вспомогательное время. Данные станки не требуют большой производственной площади обеспечивают стабильную точность обработки допускают многократное использование нормализованных деталей и узлов. Однако эти станки менее гибки при переналадке по сравнению с универсальными станками.
Библиографический список:
Справочник технолога-машиностроителя в 2-х т. Т. 2– 4-е изд. перераб. и доп.Под ред. А.Г.Косиловой. – М.: Машиностроение 1985. – 496 с.
Свирщевскый Ю.И. Расчет и конструирование коробок скоростей и подач Ю.И. Свирщевскый Н.П. Макейчик – Минск: Вышейшая школа 1976. – 592 с.
Колев Н.С. Металлорежущие станки: учебное пособие для втузов.– М.:Машиностроение 1980.–500 с.
Сергеев С.В. Металлорежущие станки: учебное пособие для курсового проектирования С.В. Сергеев А.Г. Схиртладзе Б.А. Решетников.– Челябинск: Изд. ЮУрГу 2007.–169 с.
Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3-х т.: Т2. – 7-е изд. перераб. и доп. – М.: Машиностроение 1992. – 784 с.
Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин.– М.: Высшая школа 1978.–247 с.
Фомин С.Ф. Усройство и наладка токарно-револьверных станков.–3-е изд. перераб.– М.: Машиностроение 1976.–184 с.
Обзор агрегатных станков
Разработка структурной схемы станка
Библиографический список

механизм переключения сборка.cdw