Привод главного движения вертикально-фрезерного станка

Развертка X1.cdw

Записка Х.doc

Определение технических характеристик станка 4
Разработка (или выбор) и описание компоновки станка 5
Проектирование и описание кинематической схемы станка 7
Динамические прочностные и другие необходимые расчеты
проектируемых узлов и деталей станка 10
Описание конструкции и системы смазки спроектированных узлов 58
Описание системы управления станком 60
Фрезерные станки предназначены для выполнения широкого круга операций. Они позволяют обрабатывать наружные и внутренние фасонные поверхности прорезать прямые и винтовые канавки фрезеровать резьбы и зубья зубчатых колес.
Различают две основные группы фрезерных станков: универсальные (общего назначения) и специализированные. К первым относятся горизонтально – фрезерные вертикально – фрезерные и продольно – фрезерные станки ко вторым – шпоночно – фрезерные шлице – фрезерные карусельно – фрезерные и другие станки.
Вертикально – фрезерные станки строятся обычно на одной базе с горизонтально – фрезерными и поэтому имеют много унифицированных деталей и узлов. Вертикально – фрезерный станок отличается от горизонтально – фрезерного вертикальным расположением оси шпинделя в связи с чем изменена конструкция станины шпиндельного узла а в кинематической схеме главного движения добавлена пара конических зубчатых колес передающих вращение на шпиндель.
Устройство консольного стола такое же как у горизонтально – фрезерного. Исключение составляет поворотная плита которая в столах вертикально – фрезерных станков отсутствует. Существуют другие типы станков данной группы у которых шпиндель смонтирован не в станине а в специальной головке. Головка может поворачиваться в вертикальной плоскости. В этом случае ось шпинделя можно устанавливать под углом к плоскости рабочего стола. У некоторых станков головка вместе со шпинделем может перемещаться в вертикальной плоскости.
На вертикально – фрезерных станках обрабатывают: плоскости уступы пазы.
Инструмент: торцовые фрезы цилиндрические фрезы сборные дисковые фрезы концевые фрезы.
Определение технических характеристик станка.
Частота вращения шпинделя nmin
Мощность электродвигателя Nэл.
Число оборотов электродвигателя nэл.
Размеры рабочего стола
Разработка и описание компоновки станка.
Специализированный вертикально-фрезерный станок предназначен для обработки фрезами отверстий со сложными поверхностями в том числе ступенчатыми. На станке можно обрабатывать детали как из легких сплавов так и из конструкционных..
Назначение станка. Станок предназначен для фрезерования различных поверхностей в различных . На станке обрабатываются детали сравнительно небольшие размеров и веса.
Основные узлы станка.: стол; шпиндельная бабка с коробкой подач подъемным механизмом; коробка скоростей; станина (колонна); основание станины.
Органы управления.: рукоятка перемещения стола; штурвал для подъема я опускания шпинделя и для включения механической подачи.
Движения в станке. Движение резания — вращение шпинделя с режущим инструментом. Движение подачи - осевое перемещение шпинделя с режущим инструментом. Вспомогательные движения — ручные перемещения стола и шпиндельной бабки в вертикальном направлении и быстрое ручное перемещение шпинделя вдоль его основания.
Обрабатываемая деталь устанавливается на столе станка и закрепляется в машинных тисках или в специальных приспособлениях. Совмещение оси будущего отверстия с осью шпинделя осуществляется перемещением приспособления с обрабатываемой деталью на столе станка.
Режущий инструмент в зависимости от используемого хвостовика закрепляется в шпинделе станка при помощи патрона или переходных втулок. В соответствия с высотой обрабатываемой детали и длинной режущего инструмент производится установке стола и шпиндельной бабки.
Поверхности могут обрабатываться как ручным перемещением шпинделя так и механической подачей.
Конструктивные особенности. Станок обладает высокой жесткостью прочностью рабочих механизмов мощностью привода и широким диапазоном скоростей резания и подач. Позволяющим использовать режущий инструмент оснащенный твердым сплавом. Наличие реверса управляемого как автоматически так и вручную обеспечивает возможность нарезания резьбы при ручном подводе и отводе метчика.
В конструкции вертикально – фрезерного станка предусмотрено автоматическое включение движения подачи после быстрого подвода режущего инструмента к обрабатываемой детали и автоматическое выключение подачи при достижении заданной глубины резания.
Шпиндель станка смонтирован на прецизионных подшипниках качения. Нижняя опора состоит из радиального шарикового подшипника класса АВ. В верхней опоре установлен одни шариковый подшипник класса В.
Для сокращения вспомогательного времени на станке обеспечена возможность включении и выключении подачи тем же штурвалом который осуществляет ручное быстрое перемещение шпинделя
Проектирование и описание кинематической схемы станка.
Предельные значения частот вращения: n1=315 мин-1; nz=1600 мин-1; φ=1.26.
Определим диапазон регулирования Rn.
Число ступеней z скорости исполнительного органа определяется зависимостью:
Находим частоты вращения:
График частот вращения
Динамические прочностные и другие необходимые расчеты проектируемых узлов и деталей станка.
Расчет числа зубьев колес
Подбор чисел зубьев колёс
1. Определение крутящих моментов
Определяем угловые скорости вращения валов
Определяем мощности на валах привода
Определяем крутящие моменты
2 Расчет зубчатых передач
Расчёт зубчатой передачи 1
n1=1460 мин-1; n2=1250 мин-1; T1=51933 Нм; Т2=59809 Нм; z1=49;z2=59
Модуль передачи должен удовлетворять условию
где km – вспомогательный коэффициент km=13 для прямозубых колёс; M1F – исходный расчётный крутящий момент на шестерне; kF – коэффициент нагрузки для шестерни kF =15; YF1 – коэффициент учитывающий форму зуба YF1=36; z1=49; bm – отношение ширины колеса b к модулю m bm=25; FP1 – допускаемое напряжение для материала шестерни МПа.
Допускаемое напряжение на изгиб (МПа)
kFL – коэффициент режима нагружения и долговечности учитывающий влияние режима нагружения на длительный предел выносливости при изгибе kFL=1
Проектный расчёт передачи на контактную выносливость зубьев.
Исходя из заданного передаточного числа и отношения bd рабочей ширины венца передачи bw к начальному диаметру шестерни dw1 определяют соблюдается ли соотношение
где kd – вспомогательный коэффициент kd=770 для прямозубых передач; kH – коэффициент нагрузки kH=14.
Допускаемое контактное напряжение для прямозубых передач определяют раздельно для шестерни и колеса по зависимости
здесь Hl SH – коэффициент безопасности SH=11.
Проверочный расчёт цилиндрических зубчатых передач на выносливость зубьев при изгибе.
Удельная расчётная окружная сила (Н)
где FFt – расчётная окружная сила Н; b – ширина венца по основанию зуба; kFv – коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении которая возникает вследствие колебаний масс колёс и ударов в зацеплении kFv=13; kF – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца которая возникает вследствие погрешностей изготовления колёс упругих деформаций валов зазоров в подшипниках kF=125; kFa – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями kFa=08; M1F – расчётный крутящий момент Нм; d1 – делительный диаметр шестерни мм.
Расчётное напряжение изгиба зубьев
где YF – коэффициент формы зуба 36; Y – коэффициент учитывающий перекрытие зубьев при расчёте прямозубых передач Y=1; Y – коэффициент учитывающий наклон зуба Y=1.
Допускаемое напряжение при расчёте зубьев на выносливость при изгибе (шестерня)
kFa – коэффициент учитывающий влияние упрочнения переходной поверхности зубьев в результате механической обработки kFa=1; kFc – коэффициент учитывающий особенности работы зубьев при передаче реверсивной нагрузки kFc=07; k kFL – коэффициент режима нагружения и долговечности kFL=1; YS – коэффициент отражающий чувствительность материала зубьев к концентрации напряжений YS=156; YR – коэффициент учитывающий параметры шероховатости переходной поверхности зуба YR=1; SF – коэффициент безопасности SF=185.
Допускаемое напряжение при расчёте зубьев на выносливость при изгибе (зубчатое колеса)
Расчёт передачи на контактную выносливость зубьев.
Удельная расчётная окружная сила
где FFt – расчётная окружная сила Н; bw – рабочая ширина венца передачи; kHv – коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении которая возникает вследствие колебаний масс колёс и ударов в зацеплении kHv=13; kH – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца которая возникает вследствие погрешностей изготовления колёс упругих деформаций валов зазоров в подшипниках kH=112; kHa – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями kHa=075; M1F – расчётный крутящий момент Нм; dw – начальный диаметр зубатого колеса мм.
Расчётное контактное напряжение:
где zH – коэффициент учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления zH=176; zM – коэффициент учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колёс zM=274; zE – коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий и определяемый в зависимости от коэффициента торцового перекрытия zE=08; dw – начальный диаметр шестерни мм.
Допускаемое контактное напряжение для прямозубых передач
где zR – коэффициент учитывающий параметр шероховатости поверхностей зубьев zR=1; zv – коэффициент учитывающий окружную скорость v zv=108; kL – коэффициент учитывающий влияние смазочного материала kL=1; k kHL – коэффициент режима нагружения и долговечности kHL=1.
Расчёт зубчатой передачи 2
n1=1250 мин-1; n2=500 мин-1; T1=59809 Нм; Т2=147440 Нм; z1=31;z2=77
где km – вспомогательный коэффициент km=13 для прямозубых колёс; M1F – исходный расчётный крутящий момент на шестерне; kF – коэффициент нагрузки для шестерни kF =15; YF1 – коэффициент учитывающий форму зуба YF1=36; z1=31; bm – отношение ширины колеса b к модулю m bm=25; FP1 – допускаемое напряжение для материала шестерни МПа.
Расчёт зубчатой передачи 3
n1=500 мин-1; n2=125 мин-1; T1=147440 Нм; Т2=5815 Нм; z1=22;z2=86
где km – вспомогательный коэффициент km=13 для прямозубых колёс; M1F – исходный расчётный крутящий момент на шестерне; kF – коэффициент нагрузки для шестерни kF =15; YF1 – коэффициент учитывающий форму зуба YF1=36; z1=22; bm – отношение ширины колеса b к модулю m bm=25; FP1 – допускаемое напряжение для материала шестерни МПа.
Расчёт зубчатой передачи 4
n1=125 мин-1; n2=315 мин-1; T1=5815 Нм; Т2=2274795 Нм; z1=22;z2=86
3. Расчет валов на прочность.
Проектный расчет вала 1.
Составляем расчетную схему где вал рассматриваем как балку лежащую на шарнирных опорах а расстояния между опорами и от опор до точек приложения сил замеряем на компоновке редуктора. Принимаем материал вала – сталь 40Х улучшеную.
Окружное усилие в зацеплении:
Радиальное усилие в зацеплении:
Давление оказываемое на вал со стороны муфты:
Определяем опорные реакции в вертикальной плоскости (XOZ).
Составив уравнение суммы моментов всех сил относительно опор A и Б получим:
-F·009-Fr1·0065+RБ·013=0
-F022+ Fr1.·0065+ RА·013=0
Определяем опорные реакции в горизонтальной плоскости (YOZ).
RБY=Ft1.·0065013= 64115 H
RAY=Ft1·0065013= 64115 H
Cтроим эпюры изгибающих моментов в вертикальной и горизонтальной плоскостях.
Суммарные изгибающие моменты приведенные в одну плоскость:
Строим эпюру суммарных изгибающих моментов.
Эпюра крутящего момента Нм
Эквивалентные моменты (от изгиба и кручения) определяются:
Суммарные реакции в опорах (приведенные в одну плоскость) которые потребуются при подборе подшипников:
Определяем диаметр вала в опасных сечениях:
Производим проверку вала на кратковременную перегрузку по крутящему моменту. Пиковая нагрузка предполагается случайной действующей ограниченное число раз и равной Tпик = 15 Tmax
Наибольшие напряжения изгиба и кручения в опасном сечении при кратковременной перегрузке следующие:
Эквивалентное напряжение:
Проверяем вал по запасу статической прочности по формуле:
Sт = = 778 > [Sт] = 15
где sт = 700 Нмм2 — предел текучести материала.
Коэффициент запаса прочности относительно текучести превосходит допускаемое значение что обеспечивает достаточный запас статической прочности увеличивая жесткость вала.
Проверочный расчет вала 1 на усталостную прочность
Производим проверочный расчет вала на выносливость для наиболее опасного сечения:
В сечении действует изгибающий момент М = 582 Н·м и крутящий момент
Амплитуда номинальных напряжений изгиба при симметричном цикле изменения напряжений изгиба по формуле:
sа = sF = = 3725 Нмм2
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
где Кs = 185 – эффективный коэффициент концентрации напряжений для ступенчатых валов с галтелью (табл.14.2 [3])
es=088–масштабный фактор в зависимости от диаметра вала (табл.14.3 [3])
Ys = 02 – коэффициент учитывающий влияние постоянной
составляющей цикла на усталость вала (табл.14.4 [3]);
sm =0– постоянная составляющая цикла изменения напряжений.
Определяем коэффициент безопасности по кручению.
При нереверсивном вращении вала касательные напряжения для отнулевого цикла определяются по формуле:
где WК=мм3 момент сопротивления
Коэффициент безопасности для сечения на опоре по кручению:
где Кt=14 – эффективный коэффициент концентрации напряжений при кручении для ступенчатых валов с галтелью (табл.14.2 [3])
et=081–масштабный фактор при кручении в зависимости от диаметра
вала (табл.14.3 [3])
Yt = 01 – коэффициент характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла изменения напряжений (табл.14.4 [3]);
Общий коэффициент безопасности по усталостной прочности для сечения вала на опор:
S = = 493 > [S] = 25
Прочность и жесткость вала обеспечены.
Проектный расчет вала 2.
Fr1 = 64115 Н; Fr2 = 36919 Н
Fr1·0065-Fr2·0375+RБ·04235=0
Fr200485-Fr1.·03585+ RА·04235=0
-Ft1·0065-Ft2·0375+RБ·04235=0
Ft200485+Ft1.·03585- RА·04235=0
Sт = = 616 > [Sт] = 15
Проверочный расчет вала 2 на усталостную прочность
В сечении действует изгибающий момент М = 1026 Н·м и крутящий момент
sа = sF = = 65664 Нмм2
S = = 285 > [S] = 25
Проектный расчет вала 3.
Fr1 = 36919 Н; Fr2 = 111695 Н
Fr1·02625-Fr2·0595+RБ·0900=0
Fr20305-Fr1.·06375+ RА·0900=0
-Ft1·02625-Ft2·0595+RБ·0900=0
Ft20305+Ft1.·06375- RА·0900=0
Sт = = 673 > [Sт] = 15
Проверочный расчет вала 3 на усталостную прочность
В сечении действует изгибающий момент М = 61464 Н·м и крутящий момент
sа = sF = = 6745 Нмм2
S = = 281 > [S] = 25
Проектный расчет вала 4.
Fr1 = 111695 Н; Fr2 = 4405 Н
Fr1·03015-Fr2·06295+RБ·0972=0
Fr203425-Fr1.·06705+ RА·0972=0
-Ft1·03015-Ft2·06295+RБ·0972=0
Ft203425+Ft1.·06705- RА·0972=0
Sт = = 684 > [Sт] = 15
Проверочный расчет вала 4 на усталостную прочность
В сечении действует изгибающий момент М = 22652 Н·м и крутящий момент
sа = sF = = 6604 Нмм2
S = = 287 > [S] = 25
Проектный расчет вала 5.
-Fr1.·0344+ RА·0462=0
Ft1.·0344- RА·0462=0
Sт = = 77> [Sт] = 15
Проверочный расчет вала 5 на усталостную прочность
В сечении действует изгибающий момент М = 244328 Н·м и крутящий момент
sа = sF = = 443 Нмм2
tm = tа = =1051 Нмм2
S = = 415 > [S] = 25
4. Расчет подшипников
Из предыдущих расчетов имеем:;
Подбираем подшипники по более нагруженной опоре B.
Намечаем подшипники радиальные упорные шариковые однорядные лёгкой серии 204: ;;
Эквивалентная нагрузка:
где - радиальная нагрузка;
- вращается внутреннее кольцо;
- коэффициент безопасности;
- температурный коэффициент;
Расчетная долговечность:
что больше установленных .
Намечаем подшипники радиальные упорные шариковые однорядные средней серии 307: ;;
Намечаем подшипники радиальные упорные шариковые однорядные тяжелой серии 410: ;;
Намечаем подшипники радиальные упорные шариковые однорядные тяжелой серии 414: ;;
5. Расчет шпоночных и шлицевых соединений.
Расчет шпоночного соединения 1.
Т=51933 Н·м — момент передаваемый валом
d = 25 мм — диаметр участка вала
Принимаем материал шпонки — сталь 45 с [sсм] =100 Нмм2
Подбираем шпонку с размерами: bh = 87 мм.
Определим рабочую длину шпонки lp исходя из условия прочности на смятие:
Полная длина шпонки:
L = lp + b = 14838+8 = 22838 мм
Принимаем призматическую шпонку 8725 мм.
Расчет шпоночного соединения 2.
Т=59809 Н·м — момент передаваемый валом
L = lp + b = 17+8 = 25 мм
Расчет шпоночного соединения 3.
Т=147440 Н·м — момент передаваемый валом
d = 45 мм — диаметр участка вала
Подбираем шпонку с размерами: bh = 149 мм.
L = lp + b = 182+14 = 322 мм
Принимаем призматическую шпонку 14936 мм.
Расчет шпоночного соединения 4.
Т=5815 Н·м — момент передаваемый валом
d = 70 мм — диаметр участка вала
Подбираем шпонку с размерами: bh = 2012 мм.
L = lp + b = 346+20 = 546 мм
Принимаем призматическую шпонку 201256 мм.
Расчет шлицевого соединения 1.
Материал — сталь 45. [sсм] =36 Нмм2
Расчету на смятие подлежат соединения с упрочненными поверхностями (закалкой цементацией) для начального периода работы до их приработки и соединений без упрочнения рабочих поверхностей или с улучшенными поверхностями для периода работы после приработки. Расчет на износ проводится для периода работы после приработки.
Расчет соединения на смятие:
где z – количество шлицев l— рабочая длина соединения h – высота поверхности контакта зубьев dm – средний диаметр соединения.
Расчет соединения на износ:
Выбираем шлицевое соединение
Расчет шлицевого соединения 2.
d = 60 мм — диаметр участка вала
Расчет шлицевого соединения 3.
Т=2274795 Н·м — момент передаваемый валом
d = 82 мм — диаметр участка вала
Расчет шлицевого соединения 4.
Описание конструкции и системы смазки спроектированных узлов.
В современных станках как правило существуют две специальные гидравлические системы – смазки и охлаждения. Система смазки должна обеспечить надежную смазку всех основных трущихся сопряжений станка. Благодаря этому резко снижается износ механизмов уменьшается шум при работе станка и возрастает его к.п.д. Охлаждение режущего инструмента и обрабатываемой заготовки значительно повышает стойкость инструмента и влияет на точность обработки уменьшая тепловые деформации заготовки и узлов станка. Чем совершеннее системы смазки и охлаждения станка тем более длительное время он сохраняет свою точность.
Смазка трущихся поверхностей станков устраняет их непосредственный контакт благодаря чему не только значительно уменьшаются силы трения но и создаются условия для устранения или резкого уменьшения износа поверхностей. В сопряжениях станков имеют место различные виды трения.
Жидкостное трение наиболее желательное может быть обеспечено двумя основными методами – гидродинамическим и гидростатическим (подача смазки под давлением). Жидкостное трение в сопряжениях станков хотя и желательно но обладает рядом недостатков: во – первых оно связано с существенным усложнением конструкции системы смазки во – вторых наличие масляного слоя между поверхностями величина которого зависит от нагрузки может нарушить точность перемещения узла.
В качестве смазочных материалов в станках применяются жидкие минеральные масла и густые (консистентные) мази. Преимущественное распространение получили минеральные масла которые лучше подходят для смазки ответственных быстроходных сопряжений и позволяют более легко осуществлять централизованную смазку с её циркуляцией и очисткой от загрязнения.
Выбор того или иного сорта смазки зависит в первую очередь от скоростей относительного скольжения и нагрузок действующих в сопряжениях. При прочих равных условиях чем выше скорость относительного скольжения и чем меньше давление в сопряжении тем меньшей вязкости должна быть выбрана смазка.
В станках выбор сорта смазки осложняется тем что имеется большое разнообразие пар трения работающих при различных скоростях и нагрузках. Применение разных смазок неоправданно усложнило бы конструкцию смазочной системы и затруднило эксплуатацию такого станка.
В станках применяются разнообразные системы смазок. Наиболее совершенна централизованная смазка которая надежно обеспечивает смазку всех основных узлов станка.
Особое значение для станков имеет смазка шпинделей направляющих скольжения. Для смазки направляющих которая способствует значительному увеличению их долговечности применяются разнообразные методы. Простейшими но менее совершенными являются смазка ручным способом и при помощи индустриальных масленок. Непрерывная подача масла может осуществляться специальными роликами помещенными в масляных карманах станины при помощи насоса или при наличии масляной ванны. Для распределения масла по всей поверхности трения на направляющих выполняют специальные смазочные канавки.
Смазка шпинделей должна обеспечить жидкостное трение для подшипников скольжения и тонкий слой масла – для подшипников качения. Если система смазки циркулярная то масло выполняет также функции охлаждения. Смазка шпинделей настолько ответственна что для этой цели часто применяют специальную систему которая обеспечивает подачу к шпиндельным подшипникам того масла которое соответствует условиям их работы. Для быстроходных шпиндельных современных станков все чаще начинают применять смазку масляным туманом. Масляный туман образуется путем раздробления или распыления механическим или пневматическим способом струи или капли масла. При этом некоторые частицы масляного тумана достигают 2 мкм в диаметре. При помощи воздушного потока (струи) частицы тумана при подаче их к трущимся парам передвигаются через систему трубопровода на расстоянии нескольких десятков метров. Чем меньше распылены частицы масла тем дальше они переносятся воздушной струей.
Для распыления масла применяются пульверизаторы инжекторы или эжекторы. Подача масла к трущимся парам в виде масляного тумана имеет то преимущество что воздух уносит тепло возникающее в результате трения а расход масла незначителен (не превышает 10-6 м3с на 1 м2 трущейся пары). Кроме того масло через зазоры практически не течет что дает возможность сократить количество уплотнительных устройств до минимума. Подача распыленного масла к трущимся парам осуществляется через влагоотделитель осушитель и маслораспределитель.
При работе смазочных систем большое значение имеет надежная фильтрация масла чтобы инородные частицы и продукты износа при его циркуляции не попадали на трущиеся поверхности так как это приведет к их интенсивному износу.
Для снижения тепловой напряженности процесса резания применяются смазывающе-охлаждающие вещества (СОВ). Чаще всего применяют жидкости- эмульсии и масла с добавками твердых смазывающих веществ (графит парафин сернистый молибден и др.). Необходимо чтобы жидкость наряду с высокими охлаждающими свойствами обладала хорошей маслянистостью и вымывающей способностью была безвредна для рабочих и оборудования.
Охлаждающе-смазочная жидкость может быть подведена в зону резания различными способами наиболее простой – полив свободно падающей струей. Однако в этом случае смазывающее действие жидкости ничтожно так как она почти не попадает в зону контакта инструмента с заготовкой и со стружкой. Кроме того возникает сильное разбрызгивание жидкости. Лучший эффект дает подача жидкости под давлением причем струя направлена в зону резания. Находит применение также подвод жидкости под давлением через отверстия в инструменте. Хороший эффект дает как правило охлаждение жидкостью распыленной при помощи струи сжатого воздуха.
Описание системы управления станком
Вертикально – фрезерные станки характеризуются вертикальным расположением шпинделя. На фундаментальной плите установлена станина внутри которой размещен механизм главного движения с приводом от электродвигателя и коробки скоростей. В вертикальных направляющих станины смонтирована консоль которая может перемещаться вертикально по направляющим станины. На горизонтальных направляющих консоли установлены поперечные салазки поворотная плита а в направляющих последней – продольный (рабочий) стол. Таким образом деталь установленная непосредственно на столе в тисках или приспособлении может получить подачу в трёх направлениях. Наличие поворотной плиты позволяет в случае необходимости поворачивать рабочий стол в горизонтальной плоскости и устанавливать его на требуемый угол. Некоторые вертикально – фрезерные станки не имеют поворотной плиты. В этом случае их называют простыми в отличие от универсальных. Привод подачи стола размещен внутри консоли и состоит из электродвигателя коробки подачи и других механизмов.
Фрезерные патроны и короткие оправки вставляют непосредственно в конусное гнездо шпинделя и закрепляют длинным болтом (шомполом) проходящим через отверстие в шпинделе. Длинные оправки требуют дополнительной опоры поэтому один конец её закрепляют в отверстие шпинделя а второй располагают в подшипнике подвески хобота. Хобот расположен в верхней части станины. В его направляющих установлена подвеска с центром (слева) или с подшипником (справа). На хоботе могут быть закреплены также две поддержки.
Привод главного движения заимствуется от электродвигателя и осуществляется 18 – ступенчатой коробкой скоростей. Вращение от вала 1 с помощью зубчатых колес 1-2 передается на одну из трех пар колес 3-4 5-6 или 7-8. Отсюда одна из передачи 9-10 11-12 или 4-13 сообщает движение валу 4 а последний по цепи колес 14-15 или 16-17 – шпинделю 5. Частота вращения шпинделя изменяется переключением колес 3 – 5 – 7 10 – 13 – 12 и
Привод механизма подачи расположен внутри консоли. Электродвигатель с помощью передач 18 – 19 20 – 21 вращает вал 8 и далее через зубчатые колёса 22 – 23 24 – 25 или
– 27 27 – 28 29 – 30 или 31 – 32 вращение передает валу 10. Отсюда движение на вал 11 может быть передано через пару колёс 33 – 34 (колесо 33 смещается вправо для сцепления с муфтой 75) или через перебор состоящий из колес 35 – 36 37 – 33 и 33 – 34 (при этом колесо 33 занимает положение показанное на схеме). Широкое колесо 34 свободно насажено на вал и передает ему вращение при включении муфты 64. При включении дисковой фрикционной муфты 67 вал 11 может получить быстрое вращение необходимое для осуществления ускоренных ходов. Цепь быстрого вращения состоит из групп передач 18 – 19
– 52 и 52 – 53. Муфты 67 и 64 сблокированы и имеют один орган управления; при включении первой муфты вторая выключается и наоборот. Подачи стола осуществляются с помощью винтовых механизмов: продольная 54 – 55 поперечная 56 – 57 и вертикальная
– 59. Гайка 55 закреплена в верхних салазках гайка 57 – в консоли гайка 59 – в тумбе.
При выполнения данного курсового проекта я изучил подробно назначение вертикально-фрезерного станка его структуру область применения овладел методами моделирования и оптимизации а также научился анализировать его достоинства и недостатки и делать собственные выводы.
Список используемой литературы:
Металлорежущие станки Под. ред. Тепинкиевича. М:. Машиностроение 1973.-472 с.
Металлорежущие станки Под. ред. Пуша. М. Машиностроение 1985.-256 с.
Станки с числовым программным управлением Под. ред. Лещенко. М:. Машиностроение 1988
Общемашиностроительные нормативы режимов резания для технического нормирования работ на металлорежущих станках. В 2-х частях –М.: Машиностроение1974 ч.1 - 406 с. ч.2 – 200 с.
Свирщевский Ю.Н. Макейчик Н.П. Расчет и конструирование коробок скоростей и подач. – Минск: Вышэйшая шк.1976 – 590 с.
Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя М:. Машиностроение т.11980 – 728 с. т.2 1981 – 559 с. т.3 1982 – 557 с.
Ничипорчик. Детали машин в примерах и задачах М:. Машиностроение 1981.
Кузьмин. Расчеты деталей машин. М:. Машиностроение 1985

Спецификация1.spw

Подшипник 204 ГОСТ 8338
Подшипник 307 ГОСТ 8338
Подшипник 410 ГОСТ 8338
Подшипник 414 ГОСТ 8338
Кольцо уплотнительное
Электродвигатель 4А132М4У3
Муфта упругая втулочно-пальцевая

Свёртка X1.cdw

Кинематическая схема.cdw