Модернизация привода главного движения токарно-лобового станка 165 и упрощение механизма переключения

спецификация cб малая4.doc

Шайба М8 ГОСТ 6402-70
Шайба М6 ГОСТ 11872-89
Штифт 10×20 ГОСТ 3128-70
Штифт 10×30 ГОСТ 3128-70

спецификация cб малая3.doc

Гайка М8 ГОСТ 5915-70
Кольцо В65 ГОСТ 13942-86
Кольцо В46 ГОСТ 13942-86
Кольцо В40 ГОСТ 13942-86
Кольцо В35 ГОСТ 13942-86
Кольцо В25 ГОСТ 13942-86
Кольцо В20 ГОСТ 13942-86
Кольцо В6 ГОСТ 13942-86
Кольцо В96 ГОСТ 13943-86
Кольцо В62 ГОСТ 13943-86
Кольцо В47 ГОСТ 13943-86
Подшипник ГОСТ 5721-75
Пружина ГОСТ 13765-86

спецификация cб малая2.doc

Болт М8×35 ГОСТ 1478-93
Болт М6×15 ГОСТ 1478-93
ВинтМ6×35 ГОСТ 1491-80
ВинтМ6×15 ГОСТ 1491-80
ВинтМ6×15 ГОСТ 17475-80
ВинтМ4×15 ГОСТ 1491-80
Гайка М30 ГОСТ 11871-88

Вал.cdw

Неуказанные предельные отклонения валов h14
Сталь 45 ГОСТ 1050-88
Белорусско-российский
университет гр.МСИ-011

Шестерня.cdw

Радиусы закругления-3мм
Неуказанные предельные отклонения размеров:
Точность зубчатых колёс в соответствии
Сталь 40Х ГОСТ 4543-71
Белорусско-российский
университет гр. МСИ-011

Крышка.cdw

Формовочные уклоны 3
литейные радиусы 3-5мм
Неуказанные предельные отклонения размеров:
Белорусско-российский
университет гр.МСИ-011

Шкив.cdw

Балансировать статически.
Допустимый дисбаланс-6гм.
Неуказанные предельные отклонения
размеров: охватываемых-h14
Неуказанные литейные уклоны-3
литейные радиусы (4 5)мм.
Белорусско-Российский
университет гр.МСИ-011

Управление-Посл.cdw

Температура подшипников шпинделя при обкатке на максимальной
частоте вращения на холостом ходу не должна быть выше 50 С.
Торцовое биение опорного фланца шпинделя не должно
Белорусско-российский
университет гр.МСИ-011

Схема.cdw

Техническая характеристика:
Класс точности станка Н по ГОСТ 8082-Е.
Наибольший условный диаметр заготовки 1000 мм.
Число частот вращения шпинделя - 15.
Подача продольная: 0
Подача поперечная: 0
Частота вращения шпинделя :45 - 224 мин.
Мощность электродвигателя главного привода 11 кВт.
График частот вращения
Белорусско-российский
университет гр.МСИ-011
Кинематическая схема

Титул.doc

Министерство образования Республики Беларусь
Министерство образования и науки Российской Федерации
ГОСУДАРСТВЕННОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ ВЫСШЕГО
ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ
БЕЛОРУССКО–РОССИЙСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ
Кафедра «Металлорежущие станки и инструменты»
по дисциплине «Конструирование и расчет станков»
«Модернизация привода главного движения токарно-лобового станка 165 и упрощение механизма переключения»

Записка.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
Токарно-лобовой ставок модели 165 предназначен для выполнения самых разнообразных токарных работ в том числе точения конусов обработки торцов проточки канавок растачивание внутренних поверхностей.
Техническая характеристика и жесткость станка позволяют полностью использовать возможности быстрорежущего и твердосплавного инструмента при обработке черных и цветных металлов.
Благодаря своей простоте конструкции и относительно невысокой стоимости станок используется в условиях индивидуального производства и для ремонтных работ.
Техническая характеристика (основные параметры и размеры согласно ГОСТ 1222-71):
Класс точности - Н (по ГОСТ 8-82)
Наибольший условный диаметр заготовки (в стали 45 по ГОСТ 1050-88) 1000 мм
Число частот вращения шпинделя – 15;
Частота вращения шпинделя – 45 – 224 мин-1;
-продольная: 0204 – 306;
-поперечная : 0069 – 1038;
Мощность электродвигателя главного привода 11 кВт;
Расчет режимов резания
Согласно паспорту станка модели 165 наибольший диаметр обрабатываемой детали на станке – 1000 мм. В качестве обрабатываемого материала принимаем сталь 45 твёрдостью 160 240 НВ =700 Мпа материал режущего инструмента Т15К6.
Рассчитаем скорость вращения:
где d – диаметр обрабатываемой заготовки d=1000 мм;
n - минимальная частота вращения n=45 мин -1
V=3.14*1000*451000=1413ммин
Рассчитаем силу резания:
где Cp=300; y=075; n=-015
Рассчитаем необходимую мощность:
Рассчитываем мощность электродвигателя:
где k – коэффициент перегрузки k=1.2
- приближённый КПД станка =075
По [4] выбираем электродвигатель типа 4А160М8У3 с номинальной мощностью N=11 кВт.
Кинематический расчет коробки скоростей
Определяем формулу структуры привода
Строим структурную сетку для принятой структуры
Рисунок 1 – Строим структурную сетку
Принимаем стандартное число частот вращения из ряда частот для φ=112.
Строим график частот вращения.
Рисунок 2 – График частот вращения
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*(112-1)=1.2%
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=7.5*099*0.95=10.345 кВт;
N2= N2h1h2=10.345*099*097=9.835кВт;
N3= N3h12h2=9.835*0992*097=9.445Вт;
N4= N2h1h2=9.445*099*097=9.07кВт
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: =1000 МПа =800 МПа 480НВ (40HRC)
- для шестерни: =950 МПа =700 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= 64.33 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*64.33*7884=0.76*107 ;
Тогда допускаемое контактное напряжение для колеса составит:
=1050*1.51.2 = 1312.5 МПа
Так как передача является прямозубой то дальнейший расчет будем производить по 1312.5 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 =105 при базовом числе циклов перемены напряжений = 4*106 – для стали).
Тогда допускаемые напряжения изгиба колеса составят:
=750*1*1051.75 = 450 МПа
=650*1*1051.75 = 390 МПа
Так как передача является прямозубой то дальнейший расчет будем производить по 390 МПа
2.3 Определение размеров передач и зубчатых колес
Ориентировочное значение делительного межосевого расстояния более нагруженной пары z34-z42 определяем по формуле:
где =025-коэффициент ширины шестерни .Принимаем по табл.8.4[4]
=21*Мпа - модуль упругости
u-передаточное число
КHB- коэффициент допускаемых напряжений
КHB=104 – выбирается по графику 815 [4] в зависимости от
Округляя по ряду Ra40 принимаем а=160
Находим ширину шестерни
Определяем модуль полагая его одинаковым для обеих пар колес:
где =15-коэффициент который принимаем для нагруженных передач
По ГОСТ 9563–60 принимаем модуль m=3
Уточняем межосевое расстояние
Уточняем ширину колес
Межосевое расстояние для передачи z24-z33 мм
Округляя по ряду Ra40 принимаем а=125
По ГОСТ 9563–60 принимаем модуль m=2
Межосевое расстояние для передачи z13-z23 мм
Округляя по ряду Ra40 принимаем а=100
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 =*=103*104=106 – коэффициент нагрузки
Епр- модуль упругости Епр=2.1*107
KH- коэффициент динамической нагрузки KH=1.04;
Т4 - вращающий момент на валу Т4=31656*103 Н;
То есть =992.2 МПа =1312.5 МПа – условие прочности на контактную выносливость соблюдается.
б) Проверочный расчет по напряжениям изгиба
Определим расчетное напряжение изгиба по формуле:
где = 41 – коэффициент формы зуба .Находим по графику рис.8.20[4]
= 372 – коэффициент формы зуба.Находим по графику рис.8.20[4]
0 МПа – допускаемое напряжение изгиба для шестерни
= 390 МПа – допускаемое напряжение изгиба для колеса
определяем менее прочное звено:
расчет будем производить по колесу;
=2000*=2*354.67*63 = 11259.36Н – окружная сила на начальной окружности
b =39 мм – рабочая ширина венца зубчатой передачи
m = 3 мм –модуль зацепления
=*=103*105=1081– коэффициент нагрузки
где =1.03 - коэффициент учитывающий динамическую нагрузку возникающую в зацеплении .Определяем по табл.8.3[4] =1.05 - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца. Определяем по табл.8.3[4]
То есть =423 МПа =390 МПа 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= 35мм.
Принимаем dIII= 40мм.
Принимаем dIV= 60мм.
Дальнейший расчет будем производить для IV- го вала который является наиболее нагруженным поэтому исходными данными для расчета будут являться: диаметр вала = 60 мм крутящий момент на валу =1346.29 Нм делительный диаметр зубчатого колеса находящегося в зацеплении d42=249мм число зубьев колеса Z=83.
Определим силы возникающие в зацеплении для прямозубой передачи:
Ft=2*1346.29(60*6.73) = 66688Н
Радиальная сила =* Н (-угол зацепления).
Fr=6668.8*tg20=2427 H;
Определим усилия возникающие в опорах для этого разложим реакции на горизонтальные и вертикальные составляющие. Тогда реакции от сил в вертикальной плоскости составят:
RB=(Fr*0222)0476=2427*02220476=11319H
Ra*0.476- Fr*0.254=0
Ra=(Fr*0254)0476=1295Н
в горизонтальной плоскости:
- Ft *005+ RB *0476-Py*0626=0
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:
в качестве материала для изготовления вала примем сталь 45 ГОСТ 1050 – 88 с механическими свойствами в нормализованном состоянии:
=750МПа =455МПа200HB
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
===3478 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
===3116 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 =291 >[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 ===68 МПа – наибольшее напряжение изгиба в рассматриваемом сечении
===62МПа - наибольшее напряжения кручения в рассматриваемом сечении
Значение =9202 МПа =360 МПа при этом коэффициент запаса составляет:== =39
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 четвертого вала на оба выходных конца принимаем по ГОСТ 5721 – 75 роликовые радиальный двухрядные подшипник со следующими основными размерами и характеристиками:
d = 70мм - номинальный диаметр отверстия внутреннего кольца
D = 110мм - номинальный диаметр наружной цилиндрической поверхности наружного кольца
B = 31мм – номинальная ширина подшипника
С = 148000Н – динамическая грузоподъемность
С0 =105000Н – 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:
Для подшипника 113514 по табл.7.10.8[3] =026
Определим значение следующего соотношения и сравним его со значение параметра =026
где V =1 – (при вращении внутреннего кольца по отношению к нагрузке) коэффициент вращения.
Так как =0138 =026 то значения коэффициентов в формуле для эквивалентной динамической нагрузки составят: X = 1 Y = 0.
Определим эквивалентную динамическую радиальную нагрузку из выражения:
где V =1 = 6041 Н =8347 Н (как и ранее)
= (1*6041+26*8347) =82112 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 =82112 Н - эквивалентная динамическая радиальная нагрузка
= 3000 ч – продолжительность работы подшипника (долговечность)
n = 224 мин-1 – максимальная частота вращения вала тогда
То есть = 32145 Н С=148000 Н что говорит о пригодности выбранной пары подшипников.
Для проверки подшипника по статической грузоподъемности определим эквивалентную статическую нагрузку:
=2*()= 2*(06*6041+05*8347)=8083 Н
где = 0.6 =0.5 (для однорядных радиальных шарикоподшипников).
=8083 Н С0 =105000 Н – подшипник пригоден.
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 = 65мм для которого по ГОСТ 23360 – 78 выбираем призматическую шпонку с размерами:
b=20мм – толщина шпонки
h=12мм – высота шпонки
Длину шпонки примем из нормального ряда = 63мм
Материал шпонки сталь 45 ГОСТ 1050 – 88 с допускаемым напряжением смятия [] = 100МПа
Принимая нагружение шпонки по длине равномерным произведем расчет на смятие. Условие прочности на смятии имеет вид:
где - допускаемое напряжение смятия []=100МПа
=65 мм – диаметр вала под установку шпонки
= 63мм – рабочая длинна шпонки
T=13463 – 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 =36мм =40мм =7мм =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
=6899 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
=36 мм - внутренний диаметр шлицев вала
=40 мм - наружный диаметр шлицев вала
=0.4 мм - размер фаски
=0.3 мм - размер закругления тогда
=225 мм – рабочая длинна зуба
===19 – для прямоугольных зубьев
[]=10 20 МПа – допускаемое напряжение смятия боковых поверхностей зубьев тогда
таким образом =1977 МПа []=20 МПа то есть прочность соединения обеспечивается.
Описание системы управления и системы смазки
Описание системы управления.
Для переключения скорости необходимо осуществлять перемещение дву тройных и одного двойных блока зубчатых колес. Управление коробкой скоростей осуществляется с помощью механизма который работает по следующему принципу.
Переключение блока осуществляется по средствам рукоятки управления которая при повороте вращает валик который в свою очередь зубчатый сектор закрепленный на нем. Вращение с сектора передается на зубчатое колесо с которого вращение передаётся на второе зубчатое колесо соединенное с зубчатой рейкой на которой закреплена вилка передвигающая зубчатый блок в одно из трёх положений.
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=15 и диапазон регулирования: n=45 224 мин.
Для решения поставленной задачи по модернизации привода главного движения и механизма переключения в курсовом проекте были использованы следующие технические новшества:
) Двигатель мощностью 25кВт бал заменён более экономичным- мощностью 11кВт.
) Упрощён механизм переключения передач за счёт исключения электромагнитных муфт.
) Используется многорукояточный механизм переключения передач включающий зубчатореечную передачу.
) Для увеличения ремонтопригодности цельные зубчатые блоки заменены сборными.
) Шкив разгружает передачу на корпус коробки скоростей что позволяет уменьшить силы действующие на входной вал коробки скоростей и применить в конструкции вал с меньшими 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
Высота головки зуба 5
Высота головки зуба 6
Высота ножки зуба 6
Делительный диаметр 5
Делительный диаметр 6
Делительная толщина зуба 5
Делительная толщина зуба 6
Радиус кривизны галтели

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

КоробкаУРЕЗ2.cdw

Перед установкой сборочных единиц
обкатать на стенде в течение
двух часов на каждой частоте вращения.
После обкатки масло слить.
Механизм должен работать без заеданий
Белорусско-российский
университет гр.МСИ-011