Технический проект радиально-сверлильного станка с наибольшим диаметром сверления 50 мм (укр.)

Звiт_Тiтул_ДП-Timc.doc

НАЦОНАЛЬНИЙ ТЕХНЧНИЙ УНВЕРСИТЕТ «ХП»
(підпис прізвище та ініціали)
ПРО ВИКОНАННЯ ДИПЛОМНОГО ПРОЕКТУ
Технічний проект радіально-свердлильного верстата з .
(підпис) (ініціали та прізвище)
Консультанти за розділами
(ініціали та прізвище)
Міністерство освіти і науки України
НАЦОНАЛЬНИЙ ТЕХНЧНИЙ УНВЕРСИТЕТ
«ХАРКВСЬКИЙ ПОЛТЕХНЧНИЙ НСТИТУТ»
(група номер наказу і теми)
(посада прізвище ім’я та по-батькові)

rsv50_vedom.doc

Найменування виробу об'єкту або теми
Найменування документа
Завдання на виконання ДП
Звіт про виконання ДП
Конструкторські документи
Складальне креслення
Коробка подач із шпиндельним
Верстат радіально-свердлильний
Креслення загального виду
Технічний проект радіально-свердлильного верстата з найбільшим діаметром свердління по сталі 50 мм

rsv50_3.doc

3. ПЕРЕВРОЧН РОЗРАХУНКИ ДЕТАЛЕЙ МЕХАНЗМВ ПРИВОДА
1. Визначення розрахункових навантажень
У приводах головного руху верстатів розрахункові навантаження ( моменти що крутять) для силових і міцностніх розрахунків валів і механізмів визначаються по потужності приводного двигуна і частоті обертання валів
Мкр = 9550×Nэд×hnр Нм(3.1)
У виразі (3.1) h- коефіцієнт утрат потужності від вала двигуна до механізму що розраховується (сумарний КПД як добуток часток КПД механізмів); nр - розрахункова частота обертання даного механізму (вала зубчастого колеса й ін.).
Як розрахункові частоти обертання валів і передач приймаються мінімальні їхні значення з якими вони працюють. При цьому [21517] виходять з розрахункової частоти обертання шпинделя верстата що визначається вираженням (3.2)
при Rn > 10 і npш = nmin при Rn 10(3.2)
де Rn = nmax nmin – діапазон регулювання швидкостей на шпинделі.
Розрахункові частоти обертання для інших механізмів приймаються за правилом: мінімальна з набору частот даного елемента (вала колеса) через яку набудовується швидкість на шпинделі не менша npш.
За цією методикою визначаються розрахункові частоти і моменти у системі PRIVOD у якій були виконані проектні розрахунки привода (розділ 2 п.2.3) пояснювальної записки. хні значення приведені в таблиці 2.11 результатів розрахунку на ЕОМ. Крім того в таблицях 2.9 і 2.10 приведені частоти обертання і граничні моменти що крутять на усіх валах привода для кожної з 18-ти швидкостей шпинделя що настроюються. Ці значення і приймаємо для перевірочних розрахунків елементів привода.
4. Вибір і розрахунок підшипників
Опори усіх валів виконуємо на підшипниках кочення. Підшипники попередньо вибираємо по діаметрах валів і характеру діючих на них навантажень.
Вали в коробці швидкостей розташовані вертикально тому на їхні нижні опори буде постійно діяти сила ваги валів і встановлених на них деталей. На усіх валах установлені прямозубі циліндричні зубчасті передачі у зачепленні яких діють тільки радіальні сили. Приймаємо для опор усіх чотирьох валів (234 і 5 радіальні кулькові підшипники [3]. У нижніх опорах – із прямокутними канавками на зовнішніх кільцях під стопорну (пружисту) шайбу типу 50000 а у верхніх – звичайні. У таблиці 3.1 приведені параметри обраних підшипників.
Таблица 3.1. Параметры подшипников в опорах валов
Обозначение подшипника
Виконуємо перевірочний розрахунок опор 4-го вала. При цьому силою ваги вала зневажаємо. Тоді на опори діють тільки радіальні сили рівні розрахованим в п.3.3 реакціям в опорах. х значення у вертикальній (в) і горизонтальній (г) площинах дорівнюють:
RвА = 1222.99 Н RвБ = 2041.71 Н RгА = 1465.71 Н RгБ = 1924.48 Н.
Сумарні реакції (радіальні сили) в опорах:
- у верхній опорі (А):
- у нижній опорі (Б):
Еквівалентне динамічне навантаження:
де Fr і Fa – радіальне й осьове навантаження на підшипник; V=1 коефіцієнт обертання (обертається внутрішнє кільце підшипника; X і Y відповідно коефіцієнти радіального й осьового навантажень що залежать від типу підшипника ( X=1 Y=0 для однорядних кулькових радіальних підшипників); Кб – коефіцієнт безпеки що враховує умови роботи підшипника. Приймаємо Кб=1.2 – робота з легкими поштовхами і короткочасними перевантаженнями (до 125%); Кт – коефіцієнт що враховує вплив температурного режиму роботи на довговічність підшипника. Приймаємо робочу температуру підшипника 150о при якій Кт=1.1.
У верхній опорі: РА = 1*1*FrА*1.2*1.1 = 1908.93*1.2*1.1 = 2519.79 Н.
У нижній опорі: РБ = 1*1*FrБ*1.2*1.1 = 2805.74*1.2*1.1 = 3703.58 Н.
Розраховуємо довговічність підшипників по динамічній вантажопідйомності C=25500 Н (таблиця 3.1)
Розрахункова частота обертання вала 3 n=398.9 обхв показник ступеня в (3.3) для кулькових підшипників p=3. Тоді розрахункова довговічність підшипника в верхній опорі
Довговічність що рекомендується для підшипників кочення в коробках передач металорізальних верстатів не менш 10000 годин. Розрахункова довговічність у верхній опорі перевищує необхідну з величезним запасом а у нижній теж достатня.
5. Розрахунок шлицевих і шпонкових з'єднань
Виконуємо перевірочний розрахунок спочатку шпонкового з'єднання найбільш навантаженого зубчастого колеса Z14=24 - першої передачі 4-го механизму встановленого на 4-му валу. Найбільший момент що передається цім колесом Mкр=123.93 Нм на частоті 398.9 обхв (дивись таблиці 2.10 2.11).
Розміри перетину шпонки [11] вибираємо по діаметрі посадкової поверхні на валу d=40 мм (мал.3.3): b=12.0 мм h=8.0 мм t=5.0 мм t1=3.3 мм k = h-t = 8-5 = 3.0 мм. Довжина шпонки l = 35 мм (довжина маточини мінус 5-10 мм).
Основним розрахунком для призматичних шпонкових з'єднань є розрахунок на зминання. Напруга зминання :
sзм = 2 × Мкр (d × k × l) МПа (3.4)
Підставляючи значення параметрів одержуємо напругу зминання:
sзм = 2000 × 123.93 (40×3.0×35) = 59.014 МПа
Напруга що допускається для сталевих коліс і шпонок [sзм] = 100-150 МПа. Отже умова міцності по зминанню виконується sзм [sзм].
Далі виконуємо перевірочний розрахунок шлицевого з'єднання 4-го вала з потрійним блоком зубчастих коліс Z10Z12Z13 (див. кінематичну схему на мал.2.2). Попередньо було обрано прямобочне шлицеве з'єднання середньої серії 8х42х48 (z=8 – число шліц d=42 мм – внутрішній діаметр D=48 мм – зовнішній діаметр). Центрування з'єднання виконуємо по внутрішньому діаметрі. Висота зони контакту кожного шліца зі шліцевим пазом дорівнює h = 0.5*(D-d)-f = 0.5*(48-42)-0.3 = 2.7 мм де f – величина фасок на шліцах (f=0.3 мм). Довжина шлицевого отвору в блоці зубчастих коліс Z10Z12Z13 по кресленню: l = 119 мм.
Розрахунок виконується по напругах зминання
У вираженні (3.5): найбільший на валу момент що крутить Мкр=311.3 Нм; напруги зминання що допускаються [sзм]=20-30 МПа для валів зі сталі 45 без підвищуючий міцність термообробки вала для рухливих з'єднань без навантаження; коефіцієнт y=0.7-0.8 враховує нерівномірність розподілу навантаження між шліцами; dс = (D+d)2 = (48+42)2 = 45 мм – середній діаметр шлицевого з'єднання що визначає радіус додатка окружної сили в зачепленні. Тоді діюча напруга
sзм = 2000*311.3 (45*8*2.7*119*0.7) = 622600 80967.6 = 7.69 Мпа
що значно менше того що допускається.

rsv50_ogl.doc

ВИБР КОМПОНУВАННЯ ВИЗНАЧЕННЯ ОСНОВНИХ
ТЕХНЧНИХ ХАРАКТЕРИСТИК ВЕРСТАТА ПРИВОДВ
1. Аналіз завдання й огляд конструкцій верстатів
2. Вибір базової моделі й обрунтування принципової конструкції(компонування) верстата і його приводів .
3. Визначення основних технічних характеристик не визначених у завданні
4. Вибір приводного двигуна
ПРОЕКТНИЙ РОЗРАХУНОК ПРИВОДА ГОЛОВНОГО РУХУ
1. Задачі розв'язувані в автоматизованій системі PRIVOD
2. Підготовка до автоматизованого проектування
2.1. Вибір кінематичної структури і побудова варіантів кінематичної схеми привода
2.2. Попереднє пророблення конструкції і компонування привода .
2.3. Попередній кінематичний розрахунок привода
2.4. Підготовка вихідних даних для автоматизованого розрахунку
3. Результати автоматизованого розрахунку привода
4. Аналіз і корегування результатів автоматизованого розрахунку
ПЕРЕВРОЧН РОЗРАХУНКИ ДЕТАЛЕЙ МЕХАНЗМВ ПРИВОДА ГОЛОВНОГО РУХУ
1. Визначення розрахункових навантажень
2. Перевірочний розрахунок циліндричних зубчастих передач на витривалість за ДСТ21354-87
2.1. Вихідні дані для розрахунку
2.2. Розрахунок напруг що допускаються .
3.3. Перевірка за контактною витривалістю
2.4. Перевірка за вигінальною витривалістю
3. Перевірочний розрахунок валів .
4. Вибір і розрахунок підшипників
5. Розрахунок шлицевих і шпонкових з'єднань
ПРОЕКТУВАННЯ ПРИВОДА ПОДАЧ
1. Підготовка до автоматизованого розрахунку привода
1.1. Обрунтування конструкції привода подач
1.2. Попередній кінематичний розрахунок привода
1.3. Підготовка вихідних даних для розрахунку в системі PRIVOD
2. Результати попереднього розрахунку привода подач
3. Аналіз результатів попереднього розрахунку
4. Розрахунок приводу подач на міцність
4.1. Визначення розрахункових навантажень у приводі подач
4.2. Розрахунок черв'ячної передачі
4.3. Розрахунок рейкової передачі
4.4. Розрахунок запобіжної муфти
КОНСТРУКЦЯ РОЗРАХУНОК ШПИНДЕЛЬНОГО ВУЗЛА
1. Обрунтування конструкції шпиндельного вузла .
2. Визначення розрахункових навантажень на шпинделі
3. Розрахунок шпинделя на жорсткість
4. Розрахунок підшипників шпинделя .
5. Розрахунок шліцевого з'єднання шпинделя
СИСТЕМА КЕРУВАННЯ ВЕРСТАТОМ ..
1. Переключення передач у приводах верстата
2. Реверсування і гальмування шпинделя
3 Механізми включення-виключення подачі шпинделю
і ручного його переміщення
4. Механизм переміщння шпиндельної голівки по травесі
5. Переміщення травеси по колоні і обертання колони .
СИСТЕМА ЗМАЗУВАННЯ ВЕРСТАТА .
1. Вибір типу системи змазування ..
2. Вибір насоса і місця його установки .
3. Розрахунок продуктивності насоса .
ТЕХНЧН УМОВИ СПИТВ ПРИЙМАННЯ ВЕРСТАТА
ОХОРОНА ПРАЦ НАВКОЛИШНЬОГО СЕРЕДОВИЩА .
ТЕХНКО-ЕКОНОМЧНЕ ОБГРУНТУВАННЯ ПРОЕКТУ
2. Обрунтування типу виробництва
3. Розрахунок технологічної собівартості .
4. Розрахунок капітальних витрат ..
5. Розрахунок показників економічної ефективності
6. Розрахунок собівартості і ціни верстата
СПИСОК ДЖЕРЕЛ НФОРМАЦ

rsv50_ltrt.doc

СПИСОК ВИКОРИСТАНИХ ДЖЕРЕЛ
Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3-х т. - М.: Машиностроение 1982
Ачеркан Н.С. и др. Металлорежущие станки: В 2-х т. т.2.- М.: Машиностроение1965
Бейзельман Р.Ф. и др. Подшипники качения: Справочник.-
М.: Машиностроение 1975.-
Винников И.З. Устройство сверлильных станков и работа на них.- М.: Машиностроение 1983
Дунаев П.Д. Конструирование узлов и деталей машин.- М.: Высш.школа1982.
Королев Ф.К.Тимофеев Ю.В. Примерный расчет сверлильного станка.- Харьков: ХПИ1963
Кочергин А.И. Конструирование и расчет металлорежущих станков и станочных комплексов: Курсовое проектирование (Учеб.пособие для машиностроительных специальностей вузов). - Минск: Вышейш.шк.1991. -381 с.
Металлорежущие станки (Альбом общих видов кинематических схем и узлов). Кучер А.М. Киватицкий М.М. Покровский А.А. Изд-во «Машиностроение» 1972 стр. 308
Методические указания к расчету зубчатых передач приводов станков с использованием ЭВМ в курсовом и дипломном проектировании для студентов специальности 0501 Сост. В.В.Громов Б.С.Серов Ю.В.Тимофеев.- Харьков: ХПИ 1984
Прогрессивные режущие инструменты и режимы резания металлов: Справочник В.И.Баранчиков и др.- М.: Машиностроение1990.- 400с.
Приводы машин: СправочникПод ред.В.В.Длоугого.- Л.: Машиностроение1982.- 383 с.
Рабинович А.Н. и др. Коробки скоростей металлорежущих станков.- Львов: Львовский университет1968
Решетов Д.Н. Детали машин: Учебник для вузов.- М.: Машиностроение 1989.- 496 с.
Розрахунок та конструювання коробок швидкостей і подач металорізальних верстатів: Навчальний посібник В.М.Бочков. – К.: СДО1994.-140 с.
Свирщевский Ю.И.Макейчик Н.Н. Расчет и конструирование коробок скоростей и подач.- Минск: Вышэйш.шк.1976.- 592 с.
Справочник технолога-машиностроителя В 2-х т. Т.2 Под ред. А.Г.Косиловой и Р.К.Мещерякова.- М.: Машиностроение1985.-496 с.
Тарзиманов Г.А. Проектирование металлорежущих станков. - М.: Машиностроение 1980
Тепинкичиев В.К. Предохранительные устройства от перегрузки станков.- М.: Машиностроение1968
Режимы резания: Справочник Под ред. Барановского .- М.: Машиностроение 1985.
Методічні вказівки до виконання організаційно-економічної частини бакалавського проекту для студентів машинобудівних спеціальностей Упор. О..Линник .В.Лебеденко Р.Ф.Смоловик. -Харків: ХДПУ 1999.-19 с. – Рос.мовою
ГОСТ 12.0.003-74 ССБТ. Опасные и вредные производсьвенные факторы. Классификация.
ГОСТ 12.2.009-80. ССБТ. Станки металлообрабатывающие. Общие требования безопасности.
ГОСТ 12.2.033-78. ССБТ. Органы управления. Общие требования безопасности.
ГОСТ 12.2.049-80. ССБТ.Оборудование производственное. Общие эргономические требования.
ГОСТ 12.1.030-81. ССБТ. Электробезопасность. Защитное заземление. Зануление.
ГОСТ 2.04.05-92. Отопление вентиляция и кондиционирование воздуха.
ГОСТ 12.1.005-88. ССБТ. Общие санитарно-гигиенические требования к воздуху рабочей зоны.
СНиП II-4-79. Естественное и искусственное освещение.
ГОСТ 12.1.003-83. ССБТ. Шум. Общие требования безопасности.
ГОСТ 12.1.012-90. ССБТ. Вибрационная безопасность.
ГОСТ 12.1.004-91. ССБТ. Пожарная безопасность. Общие требования.
Алексеенко А.В. Сбор и переработка металлической стружки. М.: Машиностроение1980.

Задание_Timcenko.doc

НАЦОНАЛЬНИЙ ТЕХНЧНИЙ УНВЕРСИТЕТ “ХП”
металорізальних верстатів .
(підпис прізвище та ініціали)
на виконання дипломного проекту
Тема проекту _Технічний проект радіально-свердлильного верстата __
Вихідні дані для виконання проекту _Верстат нормальної точності найбільший діаметр свердління 50 мм; границі значень швидкостей обертання шпинделю 50–2000 обхв границі значень подач 0.16-16 ммоб потужність головного двигуна 5.5 кВт; переключення передач у приводах верстата рейково-важельним механизмом найменший термін експлуатації 7 років робота у 2 зміни коефіціент завантаження верстата 0.6 .
Скласти звіт і виконати потрібні документи (конструкторські технологічні програмні плакати) відповідно до плану дипломного проекту.
План виконання дипломного проекту
Підготовка вихідних даних для автоматизованого розрахунку приводу верстата
Виконання проектного розрахунку приводів головного руху на ЕОМ і його аналіз
Ескізне креслення приводу головного руху і розробка його конструкції (на міліметрівці або у системі автоматизованого проектування КОМПАС)
Перевірочні розрахунки деталей і механізмів приводу головного руху на міцність
Розробка і оформлення складального креслення коробки швидкостей. Оформлення специфікації до неї.
Вибір конструкції кінематичний розрахунок і розрахунок на міцність приводу подач верстата
Розробка і оформлення складального креслення коробки подач верстата із шпиндельним вузлом. Оформлення специфікації до неї.
Розробка і оформлення креслення загального вигляду верстата
Техніко-економічні розрахунки випускного проекту
Розробка заходів по охороні праці і навколишнього середовища
Оформлення розрахунково-пояснювальної записки
Захист випускного проект
з 22.06.2009 до 05.07.2009 р.
(підпис) (прізвище і ініціали)

rsv50_1.doc

Металорізальні верстати є основним обладнанням машинобудівних підприємств. Використання сучасних високопродуктивних верстатів та найбільш повне використання їх технологічних можливостей сприяє подальшому підвищенню ефективності виробництва та якості продукції.
Сучасне металорізальне обладнання – це високо розвинені машини що включають велику кількість механизмів і використовують механічні електричні електронні гідравличні пневматичні та інші методи здійснення рухів та керування циклом. За конструкцією та призначенням важко знайти більш різноманітні машини ніж металорізальні верстати. На них оброблюють різноманітні деталі – від найдрібніших елементів годинників і приладів до деталей розміри яких сягають декількох метрів (наприклад деталі турбін кораблів).
На металорізальних верстатах обробляються різноманітні форми поверхней деталей з високими вимогами до їх точності і якості. Обробляємі деталі можуть бути з різноманітних матеріалів: сталей чавунів кольорових металів і сплавів пластмас деревини та інших. Високу продуктивність процесу обробки сучасні верстати забезпечують за рахунок високої швидкохідності потужності і широкої автоматизації ціклу обробки. Конструкції верстатів постійно удосконалюються з урахуванням всезростаючих вимог до їх точності продуктивності та іншим характеристикам.
Широко застосовуваним класом металорізального устаткування є верстати свердлильно-розточувальної групи до яких відноситься і проектований у випускній роботі радіально-свердлильний верстат. За ДСТ1222-80Е радіально-свердлильні верстати проектуються і виготовляются з максимальним діаметром свердління від 25 до 125 мм. По цьому параметрі проектований верстат з Dmax=50 мм відноситься до верстатів середнього типорозміру.
У випускній роботі спроектовані приводи головного руху і подач радіально-свердлильного верстата а також його компонування. Виконано кінематичні силові і міцностні проектні і перевірочні розрахунки розроблені системи керування змазування верстата заходи щодо техніки безпеки при роботі на верстаті. Виконано також техніко-економічне обгрунтування проекту верстата.
ВИБР КОМПОНУВАННЯ ВИЗНАЧЕННЯ ОСНОВНИХ
ТЕХНЧНИХ ХАРАКТЕРИСТИК ВЕРСТАТА ПРИВОДВ
1. Аналіз завдання й огляд конструкцій верстатів
Відповідно до завдання на випускну роботу необхідно спроектувати радіально-свердлильний верстат з наступними вихідними даними:
) типорозмір верстата визначається максимальним діаметром свердління – Dma
) клас точності верстата – нормальний;
) межі частот обертання n1=50 обхв nz=2000 обхв;
) межі значень подач шпинделю s1=0.16 ммоб sz=1.6 ммоб;
) потужність головного двигуна Nэд=5.5 квт;
) найменший термін експлуатації верстата Те=7 років;
) коефіціент технічного використання Ктв=0.6;
) кількість змін роботи верстата Ксм=2;
) переключення передач рейково-важельним механизмом;
) включення виключення реверс – електродвигуном;
) система змазування – індивідуальна від насосу.
Відповідно до ГОСТ1222-80Е «Верстати радіально-свердлильні. Основні розміри» радіально-свердлильні верстати можуть(повинні) випускатися 5-ти виконань:
) на плиті із під'ємною поворотною траверсою;
) на тумбі з під'ємно-поворотною траверсою;
) на плиті з під'ємною чи непід'ємною поворотною траверсою та відкидним столом;
) на салазках з під'ємною поворотною траверсою;
) на салазках з під'ємною поворотною траверсою і столом – плитою чи тумбою.
Основним виконанням компонування для радіально-свердлильних верстатів важкого і середнього типорозміру до яких відноситься і проектований верстат є виконання 1 і 2. Ці виконання можна вважати традиційними для верстатів розглянутого типу. хнє компонування приведене на мал. 1.1.
Рис.1.1. Компонування радіально-свердлильних верстатів
виконання 1(на плиті) і 2 (на тумбі)
Для проєктуємого верстата приймаємо тип виконання 1 – на плиті з підйомною поворотною траверсою.
2. Вибір базової моделі й обрунтування принципової конструкції (компонування) верстата і його приводів
По технічних характеристиках найбільш близьким до проектованого є верстат моделі 2В56 [8 c.114-119]. Вони в ньому мають наступні значення:
) найбільший діаметр свердління по сталі 45: D=50 мм;
) ряд частот обертання шпинделя: nj=55 – 1650 обхв. Верстат має 10 швидкостей із знаменником f
) ряд подач у верстаті: sj = 0.15 – 1.2 ммоб. Усього 9 подач із знаменником ряду fi = 1.26.
) приводний двигун з потужністю 5.5 квт;
) робочий хід шпинделя h=350 мм;
) виліт осі шпинделя від направляючих колони L=1500 мм;
) конічний отвір у шпинделі для встановлення інструмента – Морзе 5;
Мал. 1.2. Загальний вигляд верстата 2В56
Радіально-сверлильний верстат 2В56 (і інші радіально-свердлильні верстати виконання 1) складається з наступних вузлів (мал.1.2):
А - фундаментна плита (основа) на який встановлен верстат;
В – механизм затиску - розтиску поворотної колони
Г – полая поворотна колона на який встановлена траверса;
Д – механизм підйому опускання і затиску траверси;
Е - траверса (рукав);
Ж - шпиндельна бабка зі шпиндельним вузлом коробкою швидкостей и коробкою подач;
З – приставний стіл для встановлення обрабляємих деталей або пристосувань з деталями.
Проєктуємий верстат буде мати таку-ж саму компоновку.
Структурна формула приводу головного руху цього верстата має вигляд Z=1x3x1x2x2 де третій механизм це гітара змінних коліс. Структурна формула приводу подач Zs=3x3 де зубчасті блоки зв'язані і мають одне загалне зубчасте колесо. Модуль усіх зубчастих передач коробки швидкостей і коробки подач цього верстата дорівнює 3 мм.
Приймаємо цей верстат як базову модель і використовуємо тип компонування його коробки швидкостей i подач.
У проектованому верстаті привод головного руху і привод подач кинематически зв'язані між собою тому що значення подач виміряються в міліметрах на 1 оборот шпинделя. Тому при проектуванні привода головного руху це потрібно враховувати.
Реалізується це в конструкції верстата передачею руху до привода подач від шпинделя що є робочим органом головного руху (руху різання). На мал.1.3 показана структурно-кінематична схема основної частини (приводів головного руху і подач) радіально-свердлильного верстата. Рух до шпинделя передається від електродвигуна Д через коробку швидкостей iv. Шпиндель обертається в підшипниках(опорах) встановлених у пиноли. Пиноль є робочим органом подачі. Рух до неї передається зі шпинделя через коробку подач is механізм включення вимикання подачі ВК (фрікційна муфта) на рейкову шестірню що входить у зачеплення з зубцями рейки нарізаної на пинолі. Ця рейкова передача перетворює обертальний рух рейкової шестірні в поступальний рух подачі рейки з пинолью і шпинделем.
3. Визначення технічних характеристик верстата не визначених у завданні
Відсутні технічні характеристики вибираємо за ДСТ 1222-80Е і верстату-аналогу. Такими характеристиками є: максимальна відстань від торця шпинделя до робочої поверхні плити Н найбільша відстань від осі шпинделя до ціліндричної поверхні колони L найбільше переміщення шпиндельної бабки по направляючим траверси Lr найбільше переміщення (хід) гільзи шпинделя h розміри робочої поверхні базової плити верстата B x L2 число ступіней швидкості головного руху Zn і руху подачі Zs і ряди значень скростей nj і подач sj .
За ДСТ 1222-80Е для верстата з Dmax=50мм:
- найбільша відстань від торця шпинделя до робочої поверхні плити Н=1600 мм;
- відстань від осі шпинделя до ціліндричної поверхні колони L=1600 мм;
- найбільше переміщення шпиндельної бабки по направляючим траверси Lr=1600 мм;
- найбільше переміщення гільзи шпинделя h=400 мм;
- розміри робочої поверхні базової плити верстата B
- розміри Т-образных пазів у плиті: ширина b=22 мм відстань між пазами l=160 мм.
По заданих межах частот обертання шпинделя n1=50 nz=2000 обхв приймаючі знаменник ряду j=1.26 визначаємо число ступіней швидкості обертання шпинделя і вибираємо стандартні значення частот обертання. Число ступіней швидкості визначається по формулі
Zn = 1 + lg(nzn1) lg(j)(1.1)
Підставляючи значення параметрів одержуємо
Zn = 1 + lg(2000 50) lg(1.26) = 1+16.02 = 17
По таблиці стандартних чисел [16] зі знаменником ряду j=1.26 вибираємо 17 значень швидкостей: nj=50 63 80 100 125 160 200 250 315 400 500 630 800 1000 1250 1600 2000. Таким чином у проектованому приводі необхідно забезпечити 17 швидкостей шпинделя від 50 до 2000 обхв.
Визначаємо також число ступенів подач і їх значення. За завданням у проектованому верстаті необхідно забезпечити значення подач So = 0.16 -1.6 ммоб. Приймаемо знаменник ряду подач такий як у верстаті аналоі j=1.26. Тоді
Zs = 1+ lg(1.60.16) lg(1.26) = 11
По таблиці стандартних чисел зі знаменником ряду j=1.26 вибираємо 11 значень подач: Sj = 0.16 0.2 0.25 0.315 0.4 0.5 0.63 0.8 1.0 1.25 1.6 ммоб.
4. Вибір приводного двигуна
Приймаємо попередньо як приводний двигун[11] асинхронний коротко-замкнутий одношвидкісний електродвигун 4А112М4УЗ фланцевого виконання М300 потужністю 5.5 квт (задана в завданні). Синхронна частота обертання його ротора дорівнює 1500 обхв а асинхронна по якій будуть розраховуватися частоти обертання шпинделя nэд=1440 обхв.
Виконуємо перевірку на достатність заданої потужності приводного двигуна. Для цього розрахуємо режими і сили різання So V n Po Mкр для найбільш навантаженої операції що може виконуватися на проектованому верстаті. Такою операцією буде чорнове чи однократне свердління з максимальним діаметром D=50 мм вуглерідних і легованих сталей з sвр=800 Мпа свердлами зі швидкорізальної сталі. По [16с.261-265 276-281] значення подачі для прийнятих умов визначається по формулі:
So = Soт*Кsl*Ksж*Ksи*Ksd(1.2)
де: Soт=0.60 ммоб (при однократному свердлінні з квалітетом JT12 діаметрі свердління 40-50 мм сталі з НВ 160-240); Кs Ksж=0.75 – середня жорсткість системи; Ksи=1.0 – свердло з швидкоріжучої сталі; Ksd=1 – наскрізне свердління.
So = 0.6*1.0*0.75*1.0*1.0 = 0.45 ммоб
Приймаємо найближче менше значення з ряду подач проєктованого верстата So = 0.4 ммоб.
Швидкість різання визначається по формулі
При свердлінні конструкційної вуглеводистої сталі з в=750 мПа свердлом із швидкоріжучої сталі Р6М5 і подачі S>0.2 ммоб з охолодженням коефіцієнти і показники степені у формулі (1.3) мають такі значення: Cv=9.8 q=0.4 y=0.5 m=0.2 [16 c.262 табл.2].
Коефіцієнт Kv складний і обчислюється за виразом
Kv = Kvм*Кvп*Kvі*Kvl*Кvз
де Kvм= (750 в)nv nv=0.9; Kvп=1 при поверхні заготівлі без корки; Kvі=1 - інструмент із швидкоріжучої сталі Р6М5; Кvl=1 при глибині свердління 3D Кvз=0.75 при одинарному заточенні свердла . Стійкість свердла Т=90 хв при: діаметрі свердління D=41-50 мм стальної деталі свердлом із швидкоріжучої сталі.
V = (9.8*500.4)·(750729)0.9·1·1·1·0.75 = 23.18 мхв
Частота обертання шпинделя
n=1000VpD = 1000 * 23.18 3.14*50 = 147.5 обхв.
Приймаємо n=125 обхв.
Зусилля подачі Ро Н:
Момент що крутить Мкр Нм:
Значення коефіцієнтів у формулах: Ср=68 См=0.0345 q p=1.0 qМ=2.0 Yp=0.7 Yм=0.8 Kp=(sв750)np np=0.75. Тоді
Po=10*68*501*0.40.7*(729750)0.75 = 17525.5 Н
Мкр=10*0.0345*502*0.40.8*(729750)0.75 = 405.7 Нм.
Ефективна потужність різання Nэф
Ne=Мкр*n9750 = 405.7*1259750 = 5.201 кВт
Необхідна потужність приводного двигуна з урахуванням потужності затрачуваної на подачу Nп і потужності холостих ходів Nх [14]
де К=1.25 – коефіцієнт короткочасного перевантаження двигуна h=0.75-0.85 – КПД привода (приймаємо 0.85).
Потужність затрачувана на подачу
Nп = Q*S*n6120000 Q = Ро + 2000Мкр*f dшп (1.7)
де f=0.15 – коефіцієнт тертя в шлицевому з'єднанні шпинделя з гільзою коробки швидкостей dшп=42 мм (рекомендується приймати приблизно рівним максимальному діаметру свердління).
Q = 17525.5 + 2000*405.7*0.15 42 = 19958.5 Н
Nп = 19958.5*0.4*125 6120000 = 0.167 кВт.
Обчислюємо потрібну потужність електродвигуна за виразом (1.6)
Nэд = 5.21(1.25*0.85) + 0.163 = 5.067 квт.
Таким чином номінальна потужність електродвигуна 5.5 кВт цілком достатня для проектованого верстата.
Основні розміри обраного електродвигуна необхідні для його вбудовування в проектований верстат наступні:
-діаметр вала d=32 мм довжина вала
- фланець – діаметр Dф=300 мм товщина t=16 мм;
- посадковий виступ на фланці – діаметр D=230 висота h=4.0 мм;
- кріпильні отвори у фланці: кількість – 4 діаметр – 15 мм на діаметрі 265 мм;
- загальні габарити: довжина L=452 максимальний діаметр Dmax=300 мм.

rsv50_5-8.doc

5. КОНСТРУКЦЯ РОЗРАХУНОК ШПИНДЕЛЬНОГО ВУЗЛА ВЕРСТАТА
1. Обрунтування конструкції шпиндельного вузла
Конструкція шпиндельного вузла показана на кресленні приводу подач МШ55.08.2.00.02СК. Основними деталями шпиндельного вузла є шпиндель поз.4 і пиноль поз.3. Шпиндель змонтований у пинолі на опорах. Відповідно до розрахованому і прийнятому раніше діаметру шлицевого кінця шпинделя 8х36х42 посадковий розмір під підшипники в опорах шпинделя приймаємо 45 мм. Встановлюємо в нижній опорі радіальний кульковий підшипник № 209 і упорний кульковий № 8309. У верхній опорі встановлюємо радіально-упорний кульковий підшипник № 36209. Основні параметри обраних підшипників приведені в таблиці 5.1.
Таблиця 5.1. Параметри підшипників в опорах шпинделя
У таблиці 5.1: b – ширина підшипника; d – внутрішній посадковий (на вал) діаметр; D – зовнішній діаметр; Dт – діаметр кульок; C – динамічна вантажопідйомність; Co – статична вантажопідйомність; Z – число кульок; nmax- масимальная припустима частота обертання при консистентному змащенні.
Регулювання зазорів і створення натягу в опорах шпинделя виконується гайкою М45х2 (поз.65).
Для запобігання влучення пилу в опори шпинделя і витікання олії у верхній опорі шпинделя встановлюємо ущільнення у виді гумової кільцевої манжети в розточенні опорного стакана а в нижній опорі диск із зовнішніми маслозатримуючими канавками (поз.13).
Пиноль є робочим органом подачі. Як тяговий механізм при цьому використовується рейкова передача. Зуби рейки нарізані прямо на пиноли з якими входить у зачеплення рейкова шестірня. Розміри рейкової шестірні прийняті по верстаті-аналогу – модуль m=3.0 мм Zрш=14. Для забезпечення нормальної роботи рейкової передачі (паралельності ліній контакту зубів на рейці і рейковій шестірні) у корпусі шпиндельної бабки встановлена палець-шпонка (поз.11) що входить у шпонковий паз пинолі.
2. Визначення розрахункових навантажень на шпиндель
Вихідним навантаженням для шпиндельного вузла є найбільше стискальне зусилля на пиноли Qmax (Н) і найбільший момент що крутить Мшп. Попередньо граничні режими і навантаження були розраховані при виборі приводного двигуна в параграфі 1.4 першого розділу. Приймаємо значення максимального зусилля подачі Рх=Ро=17525.5 Н розраховане в цьому розділі а значення максимального моменту що крутить приймаємо за результатами проектного розрахунку привода Мшп=384.07 Нм (див. розділ 2 табл.2.10 2.11).
Максимальне стискальне зусилля визначається за значенням Рх з урахуванням сил тертя в шлицевом з'єднанні шпинделя з гільзою коробки швидкостей через яке передається момент що крутить до шпинделя. Значення Qmax визначається по формулі
Qmax = Px + 2000*Mшп*f dср(5.1)
де f=0.15 – коефіцієнт тертя (сталь по сталі) у шлицевому з'єднанні шпинделя з гільзою; dср=(42+36)2 = 39 мм – середній діаметр шлицевого кінця шпинделя.
Тоді максимальне стискальне зусилля на шпинделі (за виразом 5.1)
Qmax = 17525.5 + 2000*384.07*0.15 39 = 19958.5 Н.
При подальшому розрахунку приймаємо Qmax = 20000 Н.
3. Розрахунок шпинделя на жорсткість
Шпиндель радіально-свердлильного верстата має в основному крутильні напруги і розраховується на крутильну жорсткість. Сумарний кут закручування шпинделю під дією моменту що крутить дорівнює сумі кутів закручування окремих його ділянок з різними розмірами поперечного переріза.
де Мкр= 384.07 Нм максимальний момент що крутить на шпинделі при потужності різання рівної потужності двигуна з обліком К.П.Д. коробки швидкостей (див.п.3.1); G=7.9×104 мПа - модуль пружності стали при крутінні; Ku – кількість ділянок шпинделю з різними діаметрами і довжиною між крапками прикладення моменту що крутить по кресленню при його повному висуванні на довжину ходу 400 мм(Ku=3). х довжини дорівнюють Li = 450 624 48 мм. Шпиндель має два види форми перетину: шлицеве з зовнішнім діаметром 42 і внутрішнім - 36 мм довжиною L1=450 мм і круглі: діаметром d2=45 мм і довжиною L2=624 мм і d3 = 64 мм довжиною L3 =48 мм. Полярні моменти інерції перетину ділянок шпинделя - Jpi для круглого перетину дорівнюють:
Для шлицевых ділянок допускається розраховувати момент інерції по їхньому середньому діаметрі (дорівнює d1=39 мм).
Підставляючі у формулу (5.2) вираження (5.3) для полярного моменту інерції получимо
Підставляючі дані у формулу (5.4) одержуємо:
j = (32*384070p*79000)*(450394+624454+48644) = 0.01731 радіан
Переводимо значення кута закручування в градуси
j = 0.01731*1803.14159 = 0.99178 о
Кут закручування що допускається для шпинделів свердлильних верстатів [f] = 1 градусм. При довжині шпинделя 1 м приведений кут закручування буде дорівнювати jін=0.99178*1000(450+624+48) = 0.884о що менше припустимого.
4. Розрахунок підшипників шпинделя
Тому що радіальні навантаження на шпиндель і його опори у свердлильних верстатах незначні то виконуємо розрахунок тільки упорного підшипника № 8309. Його характеристики(таблиця 5.1): внутрішній діаметр 45 мм зовнішній діаметр 85 мм висота 28 мм діаметр кульок 12.7 мм динамічна вантажо-під’емність С=71500 Н статична вантажопідьємність Со=130000 Н максимальна частота обертання при консистентному змащенні 2800 обхв.
Вихідні дані для розрахунку: осьова сила на підшипник дорівнює максимальному зусиллю подачі Px=17525.5 Н розрахункова частота обертання n=125 обхв.
Розраховуємо еквівалентне динамічне навантаження
P = Fa * Kб* Kт Н(5.3)
де Fa=Px=17525.5 Н осьове навантаження на підшипник Kб=1.1 - коефіцієнт безпеки при роботі з легкими поштовхами і можливим перевантаженням до 125% Kт=1.05 - температурний коефіцієнт при максимальній температурі до 125о.
P=17525.5*1.1*1.05 = 20242.0 Н.
Довговічність підшипника
Lh = (106 60 · n) · (C P) 3 годин.(5.4)
Підставляючи дані одержуємо:
Lh = (10660·125) · (7150020242)3 = 5876.2 годин.
Фактична довговічність у реальних умовах експлуатації буде значно вище (у 2.5-3 рази) тому що верстат працює з граничним стискальним зусиллям не більш 30% часу. Для досить точного розрахунку довговічності необхідно мати статистичні дані про імовірність роботи верстата на всіх можливих у ньому режимах з різними навантаженнями.
5. Розрахунок шлицевого з'єднання шпинделя
Перевіряємо шлицевое з'єднання шпинделя по напругах зминання бічних поверхонь шліц [1т.2с.533-552]. Діючі напруги зминання визначаються по вираженню
sсм = Мкр y × F × l × rср МПа(5.5)
де y=0.7-0.8 (приймаємо 0.75) - коефіцієнт що враховує нерівномірність розподілу зусиль по робочих поверхнях шліц; F- площа всіх бічних зубів з однієї сторони на 1 мм довжини з'єднання
F = z × [(D - d) – 2 × (f + r)] 2 (5.6)
z=8 - число шліц D=42 d=36 мм - зовнішній і внутрішній діаметри шліц f=0.3 мм - висота фаски на зовнішньому діаметрі вала r=0.2 мм - радіус сполучення на внутрішньому діаметрі.
F = 8 × [(42 - 36) – 2 × (0.3 + 0.2)] 2 = 20.0 мм2;
rср = (D+d)4 = 39.0 мм - середній радіус з'єднання.
Підставляючи дані в основну формулу одержуємо значення напруги зминання
sсм = 384.07 × 1000 (0.75 × 20.0 × 100 × 39.0) =6.565 МПа
Напруга зминання що допускається [sсм]=15 МПа при середніх умовах експлуатації для рухливого з'єднання під навантаженням. Умова міцності по нап-ругах зминання виконується.
СИСТЕМА КЕРУВАННЯ ВЕРСТАТОМ
1. Переключення передач у приводах верстата
Настроювання швидкостей у приводі головного руху здійснюються переключенням трьох ковзних зубчатих блоків (поз.12223 складального креслення) відповідно до прийнятого варіанта порядку переключення передач відбитим на графіку частот обертання (мал.2.4) і у таблиці 2.8 результатів проектувальному розрахунку привода у системі PRIVOD.
Для переключення передач (переміщення ковзних блоків) в обох приводах верстата використовується важельно-рейкові механизми. Механизм переключення у коробці швидкостей складається з двох рукояток (поз.40 і поз.48) розташованих на лівій стінці шпиндельної бабки (див. креслення розгортки – лист 1 і згортки – лист 2 коробки швидкостей МШ-55.6.090203.08.01СК). На кресленні загального вигляду верстата (МШ-55.6.090203.08-03) це рукоятки 1213). Ліва рукоятка 40 переключає 1-й (поз.22) і 2-й (поз.1) потрійні ковзні блоки. При цьому переключення першого блоку виконується обертанням її паралельно площині корпусу (вліво і вправо) а другого - обертанням перпендикулярно (на себе і від себе). Права рукоятка переключає третій подвійний (поз.23) який розташований на гільзі шпинделю (останньому валу приводу).
Як виконавчі механізми переміщення ковзних блоків використовуються вилки виконані за одне ціле з рейками-втулками для 1-го і 2-го блоків а для третього блоку встановлена на штанзі з рейкою. Вилки входять у кільцеві пази блоків шестірень з охопленням їх близько 100о-120о. Вилки з рейками (поз.49 50) переміщаються по циліндричних скалках. Скалка (поз.52) для переміщення 1-го потрійного блоку встановлена в розточеннях приливу кришки (поз.6) з рукоятками переключення скалка (поз.53) для переміщення 2-го потрійного блоку встановлена в розточеннях корпусу (у низу) і верхньої базової плити (поз.4). Штанга з рейкою 3-го подвійного блоку (поз.54) переміщується у отворі направляючої втулки (поз.24) яка встановлена у розточенні приливу корпусу коробки швидкостей. Фіксування положення блоків зубчастих коліс виконується фіксуванням рейок з вілками. Для цього на штангах виконані трикутні канавки у які входять кульки (поз. 84) підгортаємі до них пружинами(поз. 83). Натяг пружин регулюється гвинтами (поз. 82).
Рейки з вилками приводяться в рух зубчастими секторами: поз.35 для першого блоку поз.36 для другого і поз.37 для третього.
Для забезпечення нормального зачеплення рейкових передач кутове положення реек з вілкми навколо їхніх осей фіксується гвинтами що входять у направляючий паз скалок (на кресленні вони не показані).
Виконуємо розрахунок параметрів механизмів переключення виходячі з довжини їх переміщення і обмежень на кути обертання рукояток(важелєй) переключення.
Приймаємо кути обертання рукояток: для першого блоку і третього – j=60о (±30о) а для другого – j=40о (±20о). Далі розраховуємо радіуси важелей переключення (зубчастих секторів). Схема розрахунку наведена на мал.6.1.
Довжина ходу блоків по кресленню коробки швидкостей дорівнює: 1-го блоку L1=92 мм; 2-го блоку L2=116 мм; 3-го блоку L3=68 мм. За цією схемою формула для розрахунку радіусу важелей (зубчастих секторів) має вигляд:
Тоді для 1-го і 3-го блоків:
R1 = 92(2·s R3 = 68(2·sin(602)) = 68 мм.
Для 2-го блоку розрахунок складніше тому що він переключається двома рейковими передачами (мал.6.2): кругова рейка-рейкова шестірня і зубчастий сектор – рейка з вилкою. Радіус обертання рукоятки Ro=475 мм а рейкова шестірня має m=2 мм Z=20 (прийняті при конструюванні). Тоді з виразу (6.1) осьове переміщення кругової рейки Lo=2*Ro*sin(jo2) де jo=40о.
Lo=2*475*sin(402) = 32.5 мм
Кут обертання рейкової шестірні с зубчастим сектором буде
jрш=2*arcsin(Lom*Z) = 2*arcsin(32.52*20) = 1087o.
Тоді по необхідній довжині ходу 2-го блоку L2=116 мм визначаємо радіус зубчастого сектора (за виразом (6.1)) його модуль m2 і число зубів Z2.
R2 = L2(2*sin(jрш2) = 116(2*sin(10872) = 714 мм.
Приймаємо модуль m2 = 25 мм тоді Z2 = 2* R2 m2 = 5712. Приймаємо Z2 = 57. Довжина ходу блоку буде незначно відрізнятись від потрібної тому що радіус буде трохи менший 57*252 = 7125 мм замість 714.
Таблиця 6.1. Таблиця переключення швидкостей шпинделя
передатні відно-шення
Відповідно до таблиці 2.7 (рівняння кінематичного балансу що показують номери включених передач кожного механізму на кожній з 18-ти швидкостей) і кінематичною схемою привода (мал.2.2 і креслення загального вигляду) що показує положення блоків що переключаються при включенні передач складаємо таблицю переключення швидкостей (таблиця 6.1). У таблиці 6.1 прийняті наступні позначення: С – середнє В – верхнє Н – нижнє положення блоків а також графічні зображення положення рукояток переключення що показують їхнє положення з боку робочої зони верстата.
На основі цієї таблиці при виготовленні верстата буде виконана і закріплена на корпусі шпиндельної бабки для оператора що працює за верстатом таблиця настроювання швидкостей у котру будуть включені тільки 1-й 2-й 5-й 8-й и 11-й стовпці таблиці 6.1. Ця таблиця приведена на кресленні загального вигляду верстата (МШ-55.6.090203.08.03ВЗ)
Переключення передач у приводі подач виконується таким же механізмом як у приводі головного руху. У коробці подач при настроюванні подачі переключуються два потрійні блокі зубчастих коліс Z=273647(поз.29) і Z=365368 (поз.30).
Конструкція його така-ж як у механизмі переключення перших двох блоків (теж потрійних) коробки швидкостей. Рукоятка переключення подач приведена на кресленні загального виду верстата (МШ-55.6.090203.08.03ВЗ поз.11) а на кресленні приводу подач цей механизм не показаний.
2. Реверсування і гальмування шпинделя
Реверсування (зміна напрямку обертання шпинделя) і його швидкий останов (гальмування) у спроектованому приводі здійснюються електричною системою керування. Реверсування виконується зміною включення фаз ланцюга електричного струму (міняються дві сусідні фази за допомогою реле). Зупинка (гальмування) може виконуватись противключенням тобто включенням зворотного обертання чи електродинамічним методом (подачею постійного струму в обмотки статора електродвигуна. Перший спосіб простіше але вимагає установки в приводі додаткового реле швидкості (тахогенератора) для того щоб при досягненні нульової швидкості обертання привода відключити двигун від електричної мережі (щоб не почалося обертання в зворотну сторону). При другому способі потрібно окреме джерело постійного струму. Конкретний спосіб електричного гальмування може бути обраний при проектуванні електричної частини системи керування верстатом. Для оператора що працює на верстаті на шпиндельній бабці встановлена рукоятка(поз 17 на кресленні загального вигляду) яка має три положення: вліво – пряме обертання шпинделю середнє - виключення двигуна (стіп) вправо – звороттне обертання шпинделю.
3 Механізми включення-виключення подачі шпинделю і ручного його
Включення і виключення механичної подачі шпинделю виконується кулачковою муфтою М2 яка керується рукоятками 14 (на кресленні загального вигляду верстата МШ-55.08.3.00.03ВЗ). На кінематичній схемі це рукоятки Р а на кресленні коробки подач із шпиндельним вузлом вони мають позицію у спеціфікації 41. При перемещении рукояток на себя муфта М2 сцепляет червячное колесо 40 с полым валом XI (поз.33) включаючі механичну подачу.
При перемещении рукояток Р від себе муфта М2 відключуєтся. При цьому обертанням рукояток Р відносно осі полого валу XII можна виконувати ручне швидке переміщення шпинделю.
Ручне точне переміщення (подача) шпинделю виконується маховичком Мх закрепленим на полому валу XIII через запобіжну муфту Мп (поз.80) при нейтральному положенні 2-го потрійного ковзного блоку шестірен (поз.30 на кресленні коробки подач).
4. Механізм переміщення шпиндельної голівки по травесі
На кресленні загального вигляду верстата для переміщення шпиндельної голівки показаний маховик (поз.16) обертанням якого це виконується. На кінематичній схемі верстата це маховик Мх1.
Конструкція цього механізма показана на складальному кресленні коробки подач із шпиндельним вузлом МШ-55.08.1.00.02СК. В нього входять: маховик 39 з рукояткою 40 який встановлений на валу 33. Цей вал встановлений у наскрізний отвір валу-колеса рейкового 32 а на другому кінці цього валу встановлено зубчасте колесо 28 (Z=14 m=3 мм) яке входить в зачеплення з колесом Z=22 (дивись кінематичну схему верстата на кресленні МШ-55.3.00.03ВЗ його загального вигляду). На одному валу з колесом Z=22 встановлена рейкова шестірня с Z=14 і m=3 мм яке знаходиться в зачепленні з рейкою встановленою на траверсі (рукаві) верстат паралельно направляючим для шпиндельної голівки.
Таким чином обертанням маховика 39 виконується переміщення шпиндельної голівки по траверсі. При цьому за один оберт маховика голівка переміститься на відстань L = 1*p*3*14*1422 = 84 мм.
5. Механізми переміщення траверси по колоні і затиску колони
Ці механізми прийняті такі-ж як у верстаті-аналогу 2В56 [8 c.114-119]. Загальний вигляд їх приведений на кресленні загального вигляду верстата МШ-55.3.00.03ВЗ (поз.6 - механізм підйому і опущення траверси поз.7 – механізм затиску колони після її повертання з траверсою). Конструкція цих механизмів показана на кінематичній схемі верстата.
Вертикальне переміщення и затиск траверсы на обертальній колоні виконуєтьсятся електродвигуном потужністю 132 кВт. Від двигуна через шестірні 2366 вал XV и зубчасті .колеса 1654 обертається вертикальний ходовій гвинт XVI. На гвинту знаходяться дві гайки розташовані унутрі траверси. З них верхня — гайка підйому Г1 може свободно обертатися з ходовим гвинтом але вздовж гвинта вона рухається тільки разом з траверсою. На нижньому кінці гайки підйому Г1 є зубці котрими вона може з’єднуватися з внутрішніми зубцями гайки Г2 (гайки затиску). Ця гайка обертатись із ходовим гвинтом не може тому що вона зв’язана з траверсою направляючою шпонкою. При обертанні ходового гвинта гайка Г2 переміщується вздовж його осі.
На нижньому кінці гайки затиску Г2 є кільцева проточка в яку входить вилка важельно-затискного пристрию траверси.
При обертанні ходового гвинта спочатку гайка Г2 подйому буде вільно обертатися а гайка затиску Г2 буде переміщуватися вздовж ходового гвинта звільняя затискний пристрій траверси. Після деякого переміщеня гайки затиску Г2 її зубці увійдуть у зачеплення з зубцями гайки підйому Г1. Гайка Г1 не зможе більше обертатися разом з ходовим гвинтом тому вона почне переміщуватися вздовж гвинта разом з траверсою переміщуючі її уверх або униз в залежності від напрамку обертання валу електродвигуна.
Після потрібного переміщения траверси кнопку пуска електродвигуна звільняють. При цьому по електричній схемі електродвигун получить обертання у зворотному напрямку. За рахунок цього гайка затиску Г2 буде рухатися у протилежному напрямку вийде із зачеплення з гайкою підйому Г1 дійде до нейтрального положення і заклинить затискний пристрій траверси.
Затиск полої обертальної колони виконується електродвигуном потужністю 055 кВт при оберанні якого через черв’ячну передачу 260 обертається гвинт який стягує хомут котрий зв’язує обертальну і нерухому колони.
Цей гвинт має діференціальну різь з крокіми 55 и 6 мм. При кожному обороті гвинта хомут стискується або розходиться на різність кроків (на 05 мм). Червячне колесо зв’язано p хвостовиком uвинта шлицевим з’єднанням.
По закінченні затиску хомута електродвигун автоматично зупиняється.
СИСТЕМА ЗМАЗУВАННЯ ВЕРСТАТА
1. Вибір типу системи змазування
Для змазування направляючих переміщення шпиндельної бабки по траверсі і траверси по колонні а також обертання колонни з траверсою використовується консистентне змащення тому що рідинне змащення тут практично неможливе й у ній немає необхідності. Переміщення по цих напрямних виконується лише періодично. Для змазування циліндричних направляючих пиноли що переміщається в розточенні корпуса також застосовуємо консистентне змащення.
На нижньому кінці шпиндельної гільзи коробки швидкостей установлюємо мастилозахісний диск-парасольку (поз.25 на кресленні розгортки коробки швидкостей) що обмежує влучення рідкого мастила зверху в циліндричні направляючі пиноли. Це необхідно для запобігання витоку олії тому що посадка пиноли в розточенні виконане з зазором а ущільнення в цьому з'єднанні виконати надзвичайно складно.
2. Вибір насоса і місця його установки
Для системи змазування верстата вибираємо плунжерний масляний насос 11-12 МН 3031-71 [1т.3] - тип 1 (фланцеве кріплення) виконання 1 (плунжер без ролика) з діаметром плунжера 18 мм.
Насос установлюємо на спеціальній опорі на нижній площині корпусу коробки швидкостей (поз.45). Ексцентрик привода насоса (поз.44) з радіальним шариковим підшипником №1000905 установлюємо на третьому валу коробки швидкостей.
3. Розрахунок продуктивності насоса
Робоча продуктивність плунжерного насоса визначається діаметром плунжера dп=18 мм величиною його ходу h=10 мм і частотою обертання ексцентрика (числом подвійних ходів у хвилину) nе=400 обхв (приймаємо орієнтовно найменшу частоту обертання третього вала коробки швидкостей на якому буде встановлений ексцентрик).
Qнас = p×dп2×h× nе ×h4000000 лхв.
Qнас = p×182×10×400×0.94000000 = 0.92 лхв.
Необхідний обьем мастильної рідини визначається числом крапок змазування і робочою температурою що допускається в опорах валів і шпинделя. У спроектованому верстаті загальне число опор на підшипниках качения приблизно 20: 8 у коробці швидкостей 2 на шпинделі і близько 10 у приводі подач а також 10 пар зубчастих коліс які одночасно знаходяться в зачепленні (4 у коробці швидкостей і 6 у приводі подач включаючі черв'ячну і рейкову передачі). При цьому вали привода подач обертаються з відносно низькими швидкостями і не вимагають рясного змащення. Тому що олія від насоса буде подаватися на верхні опори валів коробки швидкостей і послідовно стікати по валах і розприскуватися зубчастими колісьми по всьому обьему приводів головного руху і подач то розрахункової продуктивності насоса буде цілком достатньо. В існуючому верстаті-аналогу 2В56 установлений такий же насос.
ТЕХНЧН УМОВИ СПИТВ ПРИЙМАННЯ ВЕРСТАТА
Приймально-здавальні іспити верстата на відповідність його встановленим стандартами технічних умов і з метою перевірки його працездатності проводяться після його виготовлення.
Перед проведенням іспитів верстат установлюють на спеціальному фунда-менті. Клиновими башмаками розташовуваними також як і при експлуатації верстат перевіряють за рівнем у подовжньому і поперечному напрямках відповідно до вимог ДСТ 8-82Е “Верстати металорізальні. Загальні вимоги до іспитів на точність”. спит верстата містить у собі три групи перевірок: у статичному стані на холостому ходу і при роботі. Методи і засоби вимірів параметрів точності і жорсткості металорізальних верстатів регламентуються ДСТ22267-76 “Верстати металорізальні. Схеми і способи виміру геометричних параметрів” а види перевірок і граничні відхилення параметрів радіально-свердлильних верстатів що перевіряються установлені ДСТ 98-83 “Станки радиально-сверлильные. Нормы точности и жесткости”.
Для радіально-свердлильних верстатів розглядаємого типу компонування за ДСТ 98-83 виконуються наступні перевірки точності:
) Площинність робочої поверхні фундаментної плити.
Ця перевірка виконується: не менше ніж у 2-х поздовжніх 3-х поперечних і 2-х діагональних січеннях плити. Припустиме відхилення для проектованого верстата дорвнює 60 мкм.
) Паралельність траєкторії переміщення свердлильної голівки по траверсі (рукаву) відносно робочої поверхні фундаментної плити.
Припустиме відхилення дорвнює 300 мкм для верстатів нормального класу точністі з довжиною переміщення по рукаву у границях 1000-1600 мм
) Паралельність площі обертання траверси робочої поверхні фундаментної плити. Вимірювання виконується у 3-х положеннях свердлильної голівки на рукаві: з найменшою відстанню від колони середньою і найбільшою. Припустиме відхилення дорівнює 50 мкм при вимірюванні на довжині 300 мм.
Для виконання цих трьох перевірок використовуються вимірювальний прибор (індикатор) і повірочна лінійка.
) Радіальне биття d внутрішнього конуса шпинделя. Виконується перевіркою радіального биття еталонної циліндричної оправки встановлюваної в отвір шпинделя. Вимір виконується індикатором з ціною розподілу не більш 2 мкм у двох крапках – у торця шпинделя і на відстані L від торця. Для проектованого верстата (верстат нормальної точності з dсв=50 мм ) L=300 мм а биття що допускається у торця d1=15 мкм на відстані 300 мм - d2=25 мкм.
) Перпендикулярність осі обертання шпинделя до робочої поверхні плити (столу). Ця перевірка виконується установкою в конічному отворі шпинделя оправи з індикатором і обертанням шпинделя з порівнянням положення штифта індикатора на площині столу в 4-х крапках через 90о. ндикатор встановлюється на відстані 300 мм від осі шпинделя. Припустиме відхилення – 50 мкм.
) Перпендикулярність траєкторії переміщення шпинделя до робочої поверхні плити. Виконується за допомогою еталонного косинця переміщенням шпинделю з встановленим індикатором. Припустиме значення становить 100 мкм при довжині хода шпинделю 400 мм.
На статичну жорсткість по цьому ж стандарті виконується одна перевірка. Це перевірка перпендикулярністі осі шпинделя навантаженого осьовою силою Р до робочої поверхні столу.
Для вимірювання на шпинделі встановлюється поперечна планка а на фундаментній плиті – базова плита з двома індикаторами які підведені до поперечної планки. Відстань між індикаторами становить 1000 мм ( по 500 мм від осі шпинделю). На базовій плиті встановлються навантажувальний пристрій який при вимірюванні прикладає осьову силу до шпинделю. Ця сила для проектованого верстата становить 15000 Н. Вимірювання виконується у двох площинах - поздовжній і поперечній. Припустима різниця між показниками двох індикаторів становить 30 мкм
При іспиті на неробочому ходу верстат включається і виконується перевірка правильності функціонування основних його механізмів і систем; електроустаткування (роботу шляхових вимикачів захисних блокувань і інших) роботу систем змазування й охолодження системи переключення швидкостей і подач. Приводи верстата (головний і привод подач) перевіряють на всіх частотах обертання і подачах а також у режимах частих пусків остановов і реверсування. Перевіряється також рівень шуму що виникає при роботі верстата на найбільшій частоті обертання шпинделя потужність споживана головним приводом на неробочому ходу.
Третю групу перевірок складають перевірки верстата в процесі роботи. При цьому насамперед перевіряється працездатність верстата на граничних режимах різання при максимальних навантаженнях що допускаються і потужності. Оцінка працездатності при цьому виконується по якості поверхонь оброблених зразків деталей на яких не повинно бути видно слідів вібрацій. Виконується також перевірка рівня шуму при роботі верстата під навантаженням.

rsv50_5-8-доп.doc

Система керування верстату складається з наступних механізмів і систем:
- механізми переключення передач у приводах для настроювання потрібних режимів різання (швидкості обертання шпинделю і його подачі);
- пристрію реверсування і гальмування обертання шпинделю;
- механізмів включення-виключення подачі шпинделю і ручного виконання його переміщення;
- механізму переміщення шпиндельної голівки по траверсі;
- механізму переміщення траверси по колоні і затиску колони.
Розглядаємо ці механізми.

3-3val-epury.doc

Мал. 3.2. Епюри згинальних моментів і моментів що крутять

rsv50_ref-.doc

Випускний проект містить у собі графічну і текстову частину. Пояснювальна записка складається з: сторінок тексту ( сторінок - основний текст і сторінок додатків) таблиць - малюнків - список літератури з 32 джерел.
У проекті розроблена конструкція приводів головного руху і подач радіально-свердлильного верстата з максимальним діаметром свердління 50 мм.
Спроектовано привод головного руху привод подач із шпиндельним вузлом і розроблене загальне компонування верстата.
Виконано кінематичні силові міцностні і геометричні розрахунки цих вузлів. Проектний розрахунок приводів (кінематичний міцностний і геометричний) виконані на ЕОМ у навчальній САПР PRIVOD розробленої на кафедрі технології машинобудування і металорізальних верстатів. Перевірочний розрахунок зубчастих передач черв'ячної передачі вала також виконані на ЕОМ за допомогою математичної програмної системи MathCAD.
Розроблено й описані допоміжні системи верстата (змазування охолоджен-ня зони різання відводу стружки) і система керування приводом.
У техніко-економічній частині проекту виконаний розрахунок технологіч-ної собівартості операції свердління на спроектованому верстаті і верстаті-аналогу у якості якого прийнятий верстат моделі 2В56. Розраховано ціну верстата й ефективність його застосування в порівнянні з базовим варіантом. Річний економічний ефект від застосування верстата тільки на одній операції склав 1513.42 грн.
Розроблено заходи щодо охорони праці і навколишнього середовища при експлуатації верстата.

rsv50_4-rez-rasch.doc

Студент: Тимченко Группа: МШ-55 Дата: 03-20-2009
Станок радиально-сверлильный привод подачи
Задано: NFI=2 WN= 0.1600 WK= 1.6000
число ступеней скорости при заданном FI и пределах: 11
WRO( 1)=0.1600 WRO( 2)=0.2000 WRO( 3)=0.2500 WRO( 4)=0.3150
WRO( 5)=0.4000 WRO( 6)=0.5000 WRO( 7)=0.6300 WRO( 8)=0.8000
WRO( 9)=1.0000 WRO(10)=1.2500 WRO(11)=1.6000
ПАРАМЕТРЫ СТРУКТУРЫ ПРИВОДА:
Структурная формула: 1*3*3*1*1 ступеней скорости: по формуле 9 по заданому ряду 11 наложений 0 разрежений(с одной стороны) 1.
Число 2-х валовых передач в к.ц: всего 5 валов 6
Таблица 4.3 Число передач P номера ведущих - VSV и ведомых - VMV валов
номера групп в порядке переключения передач - Nкпв
число скоростей на валах KSK.
P VSV VMV NC Nкпв KSK
Параметры кинематических механизмов привода
!---!-----!-----!-----!-------!-----------!-----------------!
! !код !номер!номер!признак!зуб.передач! передача относи-!
!но-!меха-!связа!соос-!вида по!-----------! тельно опор: !
!мер!низма!нной !ной !садки !угол ! код ! !
!пе-! !груп-!груп-!передач!накло!распо! 1-симметрично !
!ре-! !пы !пы !на валы!на зу!ложе-! 2-смещенноLD6!
!да-! !(0-не!(0-не!1-веду-!бьев!ния ! 3-смещенноLD>6!
!чи ! !связа!соос-! щее на!град.!опор ! 4-консольно !
! ! !на) !на) ! подш-х! ! ! !
!---!-----!-----!-----!-------!-----!-----!-----------------!
Таблиця 4.4. Характеристикидиапазоны рег-я групп и скоростей на
ведомых валах (в масштабе LG(1.12))
X(1)= 0 EGR(1)= 0 ESK(1)= 0
X(2)= 2 EGR(2)= 8 ESK(2)= 8
X(3)= 6 EGR(3)= 12 ESK(3)= 20
X(4)= 0 EGR(4)= 0 ESK(4)= 20
X(5)= 0 EGR(5)= 0 ESK(5)= 20
Таблиця 4.5. Структурная сетка (координаты точек на ведом. валах LG(1.12))
Ведущ.вал Ведом.вал 1 2 3
Тяговый механизм: Реечная передача модуль передачи=3.00 число зубьев=14
длина делит. окружности= 131.95 Скорость приводного вала принята WD= 1
Таблиця 4.6-а. График скоростей (число интервалов LG(1.12) пересекаемое
лучами на графике. Со знаком -> в замедление +> в ускорение)
ном. ведущ. ведом. код номера передач в группах
груп. вал вал мех-ма 1 2 3
Таблиця 4.6-б. График скоростей (Свой вариант)
Таблиця 4.7 Уравнения кинематического баланса привода (номера
включенных передач в группах для каждой из 9 скоростей)
Таблиця 4.8 Теоретические скорости на валахOб1об.шп подачи
Максимальное тяговое усилие= 20000.0 Н
на частоте вращения ведущего вала (шпинделя) 125 обмин
Таблиця 4.9 Крутящие моменты на валах (Н*м) на всех скоростях
Таблиця 4.10 Расчетные частоты вращения и моменты на валах и передачах
MRV (н*м)= 8.13 13.11 12.85 7.95 15.54 432.99
ном.передач= 1 1 1 1 1
перед.число= 1.646 2.512 2.512 1.995 39.811
WRP(обмин)= 125.00 75.93 75.93 120.34 60.31
MRP (н*м)= 8.13 5.22 3.23 7.95 15.54
Таблиця 4.11 Параметры валов
NV тип вала D_наруж. D_внутр.
Режим работы станка: Срок эксплуатации(min)= 7 лет коэфф. технич. использования=0.60 число смен работы = 2
Таблиця 4.12 Число циклов перемены напряжений передач (млнчас)
Таблиця 4.13 Расчетные параметры цилиндрических зубчатых передач
(AW – межосевое расстояние; BW – ширина колес; MDF – модуль по изгибным напряжениям; MDH – модуль по контактным напряжениям; MDP – принятый модуль; SZM – минимальная сумма зубьев; NHE NFE – число циклов перемены напряжений по контактной и изгибной выносливости).
N AWмм BWмм MDFмм MDHмм МDPмм SZM сталь термообраб. NHE NFE
42.37 6.4 1.65 1.41 2.50 60 45 закалка твч 14.0 6.8
42.19 6.3 1.36 1.22 2.00 69 45 закалка твч 16.3 14.2
38.60 5.8 1.16 1.12 2.00 69 45 закалка твч 30.9 30.9
53.39 8.0 1.81 1.69 2.00 63 45 закалка твч 56.2 56.2
Таблиця 4.14 Числа зубьев цилиндрических зубчатых колес расчетные и
фактические передаточные отношения
-----------------:-----------------:-----------------:-----------------:
UR( 1 1)=0.60744 :UR( 2 1)=0.39811 :UR( 2 2)=0.63096 :UR( 2 3)=1.00000 :
Z1( 1 1):Z2( 1 1):Z1( 2 1):Z2( 2 1):Z1( 2 2):Z2( 2 2):Z1( 2 3):Z2( 2 3):
: 56 : 26 : 65 : 36 : 57 : 47 : 47 :
модуль(мм)= 2.500:модуль(мм)= 2.000:модуль(мм)= 2.000:модуль(мм)= 2.000:
UF( 1 1)=0.60714 :UF( 2 1)=0.40000 :UF( 2 2)=0.63158 :UF( 2 3)=1.00000 :
UR( 3 1)=0.39811 :UR( 3 2)=0.79433 :UR( 3 3)=1.58489 :UR( 4 1)=0.50119 :
Z1( 3 1):Z2( 3 1):Z1( 3 2):Z2( 3 2):Z1( 3 3):Z2( 3 3):Z1( 4 1):Z2( 4 1):
: 68 : 42 : 53 : 57 : 36 : 32 : 64 :
модуль(мм)= 2.000:модуль(мм)= 2.000:модуль(мм)= 2.000:модуль(мм)= 2.000:
UF( 3 1)=0.39706 :UF( 3 2)=0.79245 :UF( 3 3)=1.58333 :UF( 4 1)=0.50000 :
Таблиця 4.15 Ряд подач рабочего органа ммоб
Таблиця 4.16 Геометрические параметры цилинрических зубчатых передач
---*---*------*------*----*-----------------------------*-----------*------*----
N : N :Число :модуль:Угол:Корригирование(коэф.смещения): Углыград.:Окруж-:Сте-
гру:пе-:зубьев:норма-:нак-:-----*-----*-----*-----*-----:-----:-----:ная :пень
ппы:ре-:--:---:льный:лона:Сумма:Веду-:Ведо-:Восп-:Урав-:профи:зацеп:ско- :точ-
:да-: : : :зуб.:смеще:щего :мого :рини-:ните-:ля зу:ления:рость :нос-
:чи :Z1: Z2: мм :град:ний : X1 : X2 :маем.:льног:ба : : мс :ти
---:---:--:---:------:----:-----:-----:-----:-----:-----:-----:-----:------:----
Таблиця 4.16 (продолжение)
-------------*-------------------------------------------------------*-----------
межосевые рас: Д и а м е т р ы мм :Ширина ко-
стояниямм :---------------------------*---------------------------:лес мм
------:------: в е д у щ е г о : в е д о м о г о :-----*-----
делите:конст-:------*------*------*------:------*------*------*------:веду-:ведо-
льное :рукции: D1 : Dw1 : Da1 : Df1 : D2 : Dw2 : Da2 : Df2 :щего :мого
------:------:------:------:------:------:------:------:------:------:-----:-----
Результаты проверки привода на возможность посадки зубчатых колес на валы
и врезания их в валы
Таблиця 4.17 Толщина слоя металла между валом и диаметром впадин
зуб.колес(определяет возможность посадки колес на валы)
N_механизма N_передачи Ведущ.колесо С_валом Ведом.колесо С_валом
Таблиця 4.18 Величина зазора между валами и наружным диаметром колес(при
расположении опор всех валов в одной плоскости). Миним. зазор > 2 мм.)

rsv50_9-tabl.DOC

Таблиця 9.1. Карта безпеки умов праці на рабочому місці верстатника
Найменування шкідливих та небезпечних факторів
Нормуємі показники вимоги
Основні заходи по забезпеченню нормативних показників вимог
Нормативно-технічні документи
Рухомі частини верстатів (передачі зубчаті пасові та ін.) відкрита рухома частина верстата рухомі заготівки відлітаюча стружка виступаючі при роботі за межі станини зовнішні торці зборочних одиниць та ін)
Огорожі щитки екрани фарбування відповідних елементів верстата в сигнальні кольори захистні окуляри та ін.
ГОСТ 12.2.009-80 [22]
Перевантаження що здатні визвати руйнування деталей верстата самовільне опускання шпинделів головок бабок та інших збіркових одиниць перебіги збіркових одиниць за допустимі межі включення режиму обробки до остаточно-
го затиску деталі самовільне послаблення при роботі пристроїв для закріплення патронів інструмента та ін.
Застережні та блокуючі пристрої
припинення подачі електроенергії зниження тиску масла в гідравлічних і пневматичних лініях
Недосконалість конструкцій органів управління і нераціональне їх розміщення що приводить до випадків затиснення та доторкання рук на частини верстата до перевищення динамічних та статистичних навантажень на людину перенапруження зорових аналізаторів та ін.
Виконання технічних та ергономічних вимог до органів управління на
стадіях проектування виготовлення та експлуатації ремонту.
золяція токоведучих
частин та забезпечення їх недоступності подвійна ізоляція захисне заземлен-ня занулення відімкнення використання електро-захистних засобів та пристосувань
Відлітаючий пил та мілка стружка:
Місцеві отсоси (пилестружкоприймачі) очистка повітря (пилестружкоосадні камери циклони фільтри)
Продукти термічного розкладення мінеральних масел що входять до складу СОТС:
Місцеві отсоси загальнообмінна вентиляция фільтри для очистки повітря (ячеїсті матерчаті та ін.) розсіювання шкідливих речовин в атмосфері
Бактерії та мікроорганізми при експлуатації СОТС
Введення в СОТС бактерицидних добавок відновлення технологічних властивостей СОТС
Невідповідність параметрів мікроклімата нормативним значенням при умові виконання робіт середньої складності IIа
Средня складність IIа холодний та перехідний період року
Загальнообмінна вентиляція
Недостатнє освітлення зони обробки
Комбіноване освітлення
Фіксація світильника в потрібному положенні відповідність освітлення нормативним контроль освітлення
Вибір оптимальних режимів різання конструктивних елементів обладнання
передач підшипників
Рівень вібро-швидості
Рівень віброприс-корення La дБ
шестерень зі спеціальними видами закріплення та ін.. сист. змазки балансування примінення полімерних матеріалів при виготовленні техоснащення встановленню верстатів на фундаменти віброізолююча основа
Шкідливі та небезпечні фактори пожежі:
-втрата міцності строй конструкцій та ін.
Клас примі-щення механіч-ного цеха по пожежо-небезпеці
Виконання вимог системи предостереження пожежі та пожежного захисту
Тверді відходи (стружка)
Переробка металевої стружки

rsv50_2.doc

2. ПРОЕКТНИЙ РОЗРАХУНОК ПРИВОДУ ГОЛОВНОГО РУХУ
Проектний розрахунок приводу проектованого вертикально-свердлиль-ного верстата виконуємо за допомогою комплексу програм PRIVOD розробленого на кафедрі "Технологія машинобудування і металорізальні верстати".
1. Задачі розв'язувані в автоматизованій системі PRIVOD
Система PRIVOD дозволяє виконати повний проектний розрахунок приводів на стадіях технічної пропозиції і технічного проекту з застосуванням персональних ЕОМ. У системі передбачений розрахунок приводів головного руху і подач з дискретним регулюванням швидкостей з геометричним рядом. Можливе використання і розрахунок у приводах різних механізмів (передач). Приводи можуть мати різні структурні формули: множні складені з механізмами перебору і ступінями повернення. Мається можливість будувати ряди швидкостей з накладеннями і розрідженнями.
У системі PRIVOD вирішуються наступні проектні і розрахункові задачі:
) вибірка ряду частот обертання (подач) привода по заданому знаменнику ряду і межам;
) аналіз і розбирання заданої структурної формули привода і витяг з неї всієї необхідний для розрахунку інформації;
) розрахунок характеристик діапазонів регулювання груп передач і побудова структурної сітки.
) розрахунок передатних відносин передач (побудова графіка частот обертання) і розрахунок швидкостей на усіх валах привода;
) визначення розрахункових частот обертання і розрахункових моментів що крутять для усіх валів і передач привода (по заданій потужності двигуна чи тяговому зусиллю на виконавчому механізмі ланцюга подач);
) проектувальний розрахунок діаметрів валів по моментах що крутять;
) проектувальний розрахунок параметрів передач: чисел зубів і діаметрів шківів вибір матеріалів розрахунок міжосьових відстаней модулів зубчастих передач перетину ременів і всіх розмірів необхідних для виконання креслення приводу;
) перевірка привода на неврізання зубчастих коліс у вали і можливість їхньої посадки на вал;
) розрахунок фактичного ряду швидкостей на робочому органі привода і його погрішностей стосовно нормального ряду.
2. Підготовка до автоматизованого проектування
2.1. Вибір кінематичної структури і побудова кінематичної схеми привода
У проектованому приводі свердлильного верстата необхідно забезпечити східчастий ряд швидкостей у діапазоні 50 2000 обхв зі знаменником ряду j=1.26. В п.1.3 визначено число ступіней швидкості шпинделя Z=17.
При виборі структурної формули привода необхідно враховувати обмеження на максимальне число передач в одному груповому механізмі Р4 і порядок розташування груп передач у кінематичному ланцюзі Р1³Р2³ (у порядку зменшення числа передач). З урахуванням цих обмежень число ступеней швидкости Z=17 із знаменником ряду j=1.26 можна одержати декілька варіантами структурних формул:
) складена структура Z=3
) з механизмом перебору 3x3х(1+1).
Приймаємо для проектованого приводу 1-й варіант тому що він найбільш простий і забезпечує менші осьові розміри коробки швидкостей. Крім того 3-й варіант(з механизмом перебору) у радіально-свердлильних верстатах реалізувати дуже трудно тому що в них рух до шпинделю передається через полий вал–гільзу і шпиндель переміщується в ній при виконанні руху подачі.
Таким чином приймаємо варіант структурної формули Z=3х3x2.
Будуємо кінематичну схему привода. При цьому додаємо одну постійну зубчасту передачу від вала двигуна до коробки швидкостей. Поки будуємо спрощену кінематичну схему(мал.2.1) без відображення конкретних механізмів що реалізують передачу руху.
Мал.2.1. Спрощена кінематична схема привода
2.2. Попереднє пророблення конструкції і компонування
Для подальшого розрахунку привода на ЕОМ (у системі PRIVOD) необхідно уточнити конструкцію і компонування привода (типи передач і механізмів характер їхнього з'єднання і взаємодії).
Як кінематичні механізми застосовуємо механізми на основі циліндричних зубчастих передач із прямим зубом (b=0). Це одиночна передача від двигуна і механізми ковзних блоків у 1-й 2-й і 3-й групових передачах.
Для зменшення осьових габаритів привода а також для скорочення числа зубчастих коліс у приводі перші дві групові передачі виконуємо зв'язаними.
На мал.2.2 приведена повна кінематична схема приводу.
Мал. 2.2. Кінематична схема приводу
Осьові розміри коробки швидкостей в умовних одиницях ширини В вінця зубчастих коліс при обраному компонуванні будуть Н=14В. При компонуванні без зв'язування і послідовному розташуванні групових механизмів цей розмір складатиме 19В.
2.3. Попередній кінематичний розрахунок привода
Хоча в системі PRIVOD виконується повний проектний розрахунок привода включаючи і кінематичний розрахунок виконаємо попередній (прикидочный) кінематичний розрахунок приводу для орієнтування при автоматизованому проектуванні.
Будуємо структурні сітки і вибираємо найкращий варіант переключення передач. Для структурної формули Z=3х3x2 із трьома групами передач (k=3) число варіантів переключення (структурних сіток) дорівнює
Розписуємо їх визначаючі характеристики груп передач і будуємо структурні сітки. Характеристика основний першої в порядку перключения групи дорівнює 1 першої множний – числу передач основної а другої множний – добутку числа передач основної на число передач другої множної.
Варіанти переключення:
) Z = 30 [1] 2) Z = 30 [1]
) Z = 31 [3] 4) Z = 32 [6] .
) Z = 31 [2] 6) Z = 32 [6] .
На мал.2.3 приведені 1-й і 3-й варіанти структурних сіток.
Мал. 2.3 Варіанти структурних сіток
Варианти переключення 2 4 – 6 не проходять по диапазону регулювання останньої множної групи який в них більше ніж той що допущується і дорівнює
Rгр = 1.266×(3-1)-1 = 12.7 > 8
Вибираємо 1-й варіант переключення передач (варіант «а» структурної сітки) тому що в ньому діапазон швидкостей на проміжніх валах буде найменшим (10 інтервалів lgj проти 14-ти по 3-му варіанті) а це дозволить трохи зменшити і габарити привода (вище мінімальна частота обертання 3-го вала менше розрахунковий момент що крутить на цьому валу).
По обраному варіанті структурної сітки будуємо графік частот обертання привода (мал.2.4). При побудові графіка необхідно витримувати обмеження на передатні відносини:
а) межі передатних відносин imin³ 14 (1.26- 6) ima
Мал. 2.4 Графік частот обертання приводу
б) співвідношення мінімальних передатних відносин у групах передач:
imin1 ³ imin2 ³ . . . ³ iminк
Значення передатних відносин за графіком:
Далі розраховуємо числа зубів зубчастих коліс з урахуванням зв'язування механізмів. Добуток зв'язаних передатних передач у першому(А) і другому(В) механізмах визначається співвідношенням [2]:
iА * iВ = j Ra – Rb = j 3 - 4 = j -1.
Такий результат виходить при iА = i21 та iВ = i33.
Розраховуємо числа зубів. При цьому підбираємо такі суми зубів передач щоб результат її ділення на (u+1) де u – передатне число передачи був як можна ближче до цілого числа. Це забезпечить найменьшу похибку передатних відносин передач і частот обертання шпинделю.
) Постійна передача i11 = Z1Z2 = 11.8. Приймаємо Z1 = 20.
Тоді Z2 = 20*1.8 = 36.
) 2-га і 3-я зв'язані групи (зв'язане колесо Z4) . Система рівнянь:
Z3Z4 = 12; Z5Z6 = 11.58; Z7Z8 = 11.26;
Z9Z10 = 12.52; Z11Z12 = 11.26; Z4Z13 = 1.58;
Z9+Z10 =Z11+Z12 = Z4+Z13.
) 4-та група передач:
Z14Z15 = 13.16.; Z16Z17 = 2; Z14+Z15 = Z16+Z17.
Таблиця 2.1. Числа зубів і фактичні передатні відносини
Таким чином числа зубів розраховані з мінімальною похибкою і отримане однократне зв'язування двох механизмів. Зв'язане (загальне) колесо Z4=38.
Розраховуємо значення фактичних швидкостей обертання шпинделю і їх похибки у відношенні до стандартних значень. Як приклад приводимо розрахунок перших трьох швидкостей і їх похибок а всі результати наводимо у таблиці.
Таблиця 2.2. Значення стандартних фактичних швидкостей і їх похибок
Максимальна похибка швидкостей що допущується дорівнює
[e]=±10·(j-1) = ±10·(1.26-1) = ±2.6%
У розрахованому ряді швидкостей найбільша похибка становить 2.4% що в межах допустимого.
2.4 Підготовка вихідних даних для автоматизованого розрахунку
Визначаємо значення вихідних даних у послідовності розрахунку і введення даних у системі PRIVOD.
код верстата 25 (радіально-свердлильний верстат) код привода: головного руху - 1;
) знаменник ряду FI і межі швидкостей (подач). У нашому випадку j=1.26 граничні частоти обертання шпинделя nmin =50 nma
) повна структурна формула привода що відображає склад і характер з'єднання групових і одиночних передач від джерела руху (двигуна) до шпинделя. У проектованому приводі структурна формула має вид 1х3х3х2;
) Параметри кінематичних механізмів задаються (вводяться) у вигляді таблиці. У ній задається для кожного механізму: код механізму номера механізмів з якими зв'язаний ічи соосен даний механізм (у порядку їхнього проходження в структурній формулі) код виду посадки зубчастих коліс передач на вали (0 – обоє колеса прямо на вал 1 – ведуче на підшипниках 2 – відоме на підшипниках 3 – обоє колеса на підшипниках на валу); кут нахилу зубів у зубчастих передачах (b=0) і код розташування передачі щодо опор вала (1 – симетрично 2 – несиметрично з LD6 3 – несиметрично з LD>6 4 – консольно). Для проектованого привода параметри механізмів приведені в таблиці 2.3.
Таблиця 2.3. Параметри механізмів привода
Номер зв'язаного механізму
Номер співвісного механізму
Код розташування опор
Коди механізмів: 21 – постійна( що не переключається) одиночна передача; 22 – механізми ковзних блоків (охоплювані). Усі передачі – прямозубі (b=0). Ведучі і ведені колеса посаджені прямо на вал (без проміжних елементів). 2-й і 3-й механізми зв'язані між собою.
) Частота обертання і потужність приводного двигуна. У нашому випадку Nэд=5.5 квт а асинхронна частота обертання вала двигуна nэд=1440 обхв.
) Графік частот обертання будувати по 1-му варіанті переключення передач з дискретністю передатних відносин (величини інтервалу) рівної lg(1.26) а не lg(1.12).
) Типи з'єднань коліс з валами: 1-й (вал двигуна) і 3-й вал - гладкі а інші – шліцеві.
) Режим роботи верстата: кількість змін за робочу добу Кзм=2 коефіцієнт технічного використання Ктв=0.6 мінімальний термін експлуатації до капітального ремонту Те=7 років.
) Для зубчастих передач бажані межі (minmax) модулів приймаємо по верстаті-аналогу. Для постійної передачі 2.0-2.5 для ковзних блоків 2.5-3.0 мм. Можливо також задати марки матеріалів зубчастих коліс і термообробку (для цього виводиться меню матеріалів). Однак система може вибрати це й автоматично.
) При розрахунку чисел зубів зубчастих передач можливо їхнє виконання з рівними сумами зубів в одному механізмі чи з нерівними(система запитує). В останньому випадку зубчасті колеса будуть виконуватися з корекцією що вирівнює на прийняту міжосьову відстань.
3 Результати автоматизованого розрахунку привода
Нижче приведений листинг результатів проектного розрахунку приводу у якому містяться усі дані необхідні для подальшого розрахунку і виконання його креслень: структурна сітка графік частот обертання шпинделю розрахункові швидкості і моменти що крутять на кожному валу діаметри валів кількість ціклів зміни напруг для зубчастих передач усі розміри зубчастих передач і результати їх перевірки на неврізання у вали.
4 Аналіз і корегування результатів автоматизованого розрахунку у системі PRIVOD
У вихідних даних ми задаємо що 2-й і 3-й механізми зв'язані між собою і система підбирає набір чисел зубів з одним загальним (зв'язаним) колесом. На мал. 2.5. приведений варіант графіка частот обертання приводу побудований системою PRIVOD. Але ми задаємо свій варіант графіку який побудований попередньо (мал.2.4). Це пов’язано з тим що за результатами попереднього розрахунку у системі PRIVOD з побудованим в ній графіком частот обертання мало місце врізання зубчастих коліс у вали.
У таблиці 2.6 графіку частот обертання приведене число інтервалів Lg1.12 пересічне променями що зображують на графіку передатні відносини (Lg1.26 = 2*Lg1.12). Виконуємо аналіз розрахованих варіантів проектованого привода за даними приведеними у результатах розрахунку на ЕОМ (п.2.3).
У побудованому нами і заданому при розрахунку у системі PRIVOD графіку на мал.2.4 (розрахункові таблиці 2.4-2.19) врізання коліс у вали відсутнє. Мінімальний зазор (табл.2.19) рівний 3.0 мм має ведене колесо 1-і передачі 3-го механізму (Z=68) із п’ятим валом діаметром 60 мм (табл.2.12). Мінімальна товщина шару металу від 4-го вала до діаметра западин зубчастого колеса Z=22 розташованого на ньому (табл.2.18) дорівнює 5.25 мм (ведуче колесо першої передачі четвертого механизму). Ці зазори недостатні тому при подальшому проектуванні збільшуємо відстань між осями 4-го і 5-го валів збільшенням суми чисел зубців у передачах 4-го механизму. Перерахунок їх розмірів виконуємо у програмі MathCAD.
Попередньо розрахований діаметр шпинделю верстата 28 мм скоріш за все буде недостатнім і його необхідно буде збільшити. Для свердлильних верстатів рекомендується [47] приймати діаметр шпинделю приблизно рівним найбільшому діаметру свердління. Приймаємо зовнішний діаметр dшп=42 мм (шлицеве з'єднання 8х36х42 [11табл.16.4]). При цьому необхідно буде збільшити також діаметр гільзи який за попереднім розрахунком (табл.2.12 вал №5) дорівнює 60 мм. Зробимо це при виконанні попереднього креслення коробки швидкостей.
Для подальшого проектування приймаємо варіант проектного розрахунку приводу виконаний у системі PRIVOD але із своїм графіком частот обертання шпинделю (мал..2.4). Таблиці машинного розрахунку 2.4–2.19 містять дані необхідні для подальшого проектування привода (при попередньому кресленні і виконанні його перевірочних розрахунків). Це рівняння кінематичного балансу швидкостей (таблиця 2.8) частоти обертання валів (таблиця 2.9) моменти що крутять на усіх валах на усіх швидкостях (табл.2.10) і розрахункові моменти (табл.2.11) розрахункові діаметри валів (табл.2.12) обраний матеріал і термообробка зубчастих коліс а також їхнє число циклів зміни напруг Nhe і Nfe (табл.2.13 2.14) усі геометричні параметри і розміри зубчастих коліс необхідні для попереднього креслення приводу (табл.2.17).

rsv50_10.doc

10. ТЕХНКО-ЕКОНОМЧНЕ ОБРУНТУВАННЯ ПРОЕКТУ.
1. Вихідні дані для розрахунку ефективності
Розглядаємо економічний ефект від застосування проектованого верстата. Як базовий варіант для визначення економічної ефективності проектованого верстата приймаємо виконання операції розгортання отвору на радіально-свердлильному верстаті що випускається серійно моделі 2В56 і на проектованому верстаті. Проектований верстат відрізняється від верстата 2В56: діапазоном частот обертання шпинделя (50-2000 обхв замість 55-1650 обхв) і числом ступіней швидкості(17 замість 10) діапазоном подач шпинделю (016 – 16 ммоб замість 015 – 12 ммоб) а також конструкцією коробки швидкостей.
Вихідні дані по базовому і проектованому варіантах приведені в табл. 10.1
Таблиця 10.1. Вихідні дані
Річна програма випуску деталей шт
Трудомісткість операції: штучний час хвилин
основний (машинний) час хвилин
-встановлена потужність кВт
-термін службы до першого кап.ремонту років
-ремонтоскладність: механічної частини
- електричної частини
-продуктивність детгод
-коеффіцієнт завантаження
-кількість верстатів на операції
Робітники: розряд – оператора (верстатника)
кількість обслуговуемих верстатів у зміну – . - оператор
годинна тарифна ставка грн - оператора
Кофіціент урахування додаткової зарплати
Кофіціент урахування начислень на зарплату
Дійсний річний фонд часу роботи годин
Норматив витрат на один.рем.складності грн:
Вартість 1 м2 виробничої площи грн
Норматив витрат на утримання 1 м2 виробничої площи за рік грн
Норматив витрат на допоміжні матеріали на 1 верстат на рік грн
Вартість 1 кВт-годни електроенергії грн
Коеф-т багатоверстатного обслуговування
Коефіцієнт урахування витрат на транспортування и монтаж обладнання
Ціна технологічного оснащення
На верстаті буде виконуватися операція розгортання 2-х отворів 40 мм на глибину 50 мм у деталі із сталі з sв=610 мПа і твердістю НВ250. Обробка отворів буде вестися послідовно (позиціонуванням деталі в спеціальному пристосуванні) тому час обробки буде дорівнювати 2*tосн де tосн - час обробки одного отвору.
Ефект буде досягатися за рахунок більш високих режимів різання з використанням максимальних подач шпинделю – 1.6 ммоб у проектованому варіанті при 1.2 ммоб у базовому (при розрахунковій подачі 1.5 ммоб). Маса проектованого верстата буде дещо меньшою ніж у базовому варіанті тому що у його коробці швидкостей на 1 зубчасте колесо і на 1 вал менше. Крім того забезпечуеться більш точне настроювання режимів різання тому що в ньому 17 швидкостей при знаменнику j=1.26 а у базовому 10 швидкостей із знаменником 1.41..
2. Обрунтування типу виробництва.
Вихідними даними для визначення типу виробництва є: річна програма випуску деталей Nр кількість найменувань оброблюваних на верстаті деталей трудомісткість виконуваної операції Тшт.
Розрізняють масовий серійний (крупносерійний середньосерійний дрібносерійний) і індивідуальний тип виробництва. Тип виробництва визначається за коефіцієнтом закріплення операцій за робочим місцем Кзо.
Де nд - кількість детале-операций що підлягають виконанню на ділянці в плині місяця; nр.м – кількість робочих місць. Розглядаємо тільки одне робоче місце (nр.м=1) – виконання описаної в п.10.1 операції розгортання на проектованому і базовому верстатах і можливо ще якихось операцій (обробка інших деталей). Для того щоб верстат був завантажений у плині всього річного фонду часу визначаємо необхідну кількість детале-операцій на ньому
nд = Фд* В Кз*Nр = 4000*39 0.6*14000 = 18.6.
У такий спосіб маємо середньосерійний тип виробництва Кзо = 11 - 20.
3. Розрахунок технологічної собівартості.
Розрахунок представляємо у виді таблиці по варіантах (таблиця 10.2). Усі вихідні дані приведені в таблиці 10.1.
У розрахунку собівартості не враховуємо витрати на матеріал оброблюваної деталі тому що заготівля не міняється. Не враховуємо також витрати на різальний інструмент тому що й у базовому й у новому варіантах інструмент однаковий і працює з однаковою стійкістю.
Таблиця 10.2. Результати розрахунку технологічної собівартості
Основна і допоміжна зарабітна плата виробничих рабочих з нарахуваннями
Зплр=Сч*Tшт.к*Kд*Км*(1+Kнач)60
Основна і допоміжна заробітна плата наладчиків з нарахуваннями
Зн = Счн*Тн*Кд*(1+Kнач) P
Витрати на амортизацію обладнання грн
За = Цоб*А*Тшт.к грн
1500*22*3.08 4000*0.70*6000
1127*22*2.53 4000*0.60*6000
Витрати на ремонт обладнання грн
Зр = m×(Rм×Нм + Rе×Не) Nр×Те
×(9×28+7×33) (14000×7) = 0.004929
Витрати на електроенергію грн
Зэ = [0.25×Ру×(Тшт-Тм)+0.6×Тм×Ру] × ×Сэ 60
[0.25×5.5×(3.08-1.88)+
+0.6×1.88×5.5]× 0.35660 = 0.0466
[0.25×5.5×(2.53-1.42)+0.6×1.42×
5]×0.356 60= 0.036859
Витрати на допоміжні матеріали грн
Зв = Нвсп × no×Тшт.к Фд×Кз×60
×1×3.08 (4000×0.7×60) = 0.00165
×1×2.53 (4000× 0.6×60) = 0.001581
Витрати на утримання виробничої площі грн
Зпл=Нпл×S×Тшт.к Фд×60
×2.72×3.08 4000×60 = 0.027925
×2.65×2.53 4000×60 = 0.022348
того технологічна собівартість грн
4. Розрахунок капітальних витрат.
Розрахунок капітальних витрат за методикою приведеної в [20] виконуємо й оформляємо також у табличній формі (таблиця 9.3).
Таблиця 10.3. Формули і розрахунок капітальних витрат.
Витрати на обладнання з урахуванням транспортування і монтажа грн
Витрати на виробничу площу грн
Витрати на технологічне оснащення грн
Зосн = Цосн*nосн грн
Цосн – ціна оснащення nосн–кількість оснащення на операції
того: капітальні витрати по варіантам грн
5. Розрахунок показників економічної ефективності
Річний економічний ефект у загальному випадку визначається по формулі
Эг=(З1*Nр+Ен*К1) - (З2*Nр+Ен*К2);
де Ен = 01 – коефіцієнт дисконтування; З1 З2 – технологічна собівартість базового і нового (проектованого) варіантів; К1 К2- капітальні витрати по варіантах. Підставляючи розраховані значення собівартості і капітальних витрат (таблиці 10.2 і 10.3) одержуємо
Эг= (0960397*14000+01*130851) - (0855362*14000+01*13042161) =
= 2653066 – 2501723 = 1513.42 грн
6. Розрахунок собівартості і ціни верстата
Розрахунок виконуємо по методу питомих показників [20 с.13] відповід-но до якого собівартість (чи ціна) у базовому й у новому варіантах пропорційна значенню якого-небудь їхнього головного параметра. Як головний параметр приймаємо масу верстата М кг. Нам відома оптова ціна базового верстата моделі 2В56 що складає з урахуванням ПДВ – Ца = 121500 грн. Маса базового верстата Ма=4100 кг.
Маса знову проектованого верстата буде на 12 кг меньше за рахунок удосконалення коробки швидкостей. Мн = 4100 - 12 = 4088 кг. Тоді питома ціна
Цуд = Ца Ма = 121500 4100 = 29.6342 грнкг
а ціна проектованого верстата
Цпр = Мпр * Цуд = 4088*29.63 = 121144 грн.
На підставі виконаних техніко-економічних розрахунків можна зробити висновок що спроектований радіально-свердлильнй верстат дозволяє:
підвищити продуктивність розгортання отворів діаметром 40 мм при обробці сталі на 39.3% за рахунок підвищення найбільшої подачі шпинделя з 1.2 ммоб до 1.6 ммоб;
собівартість і ціна проектованого верстата на 355.61 грн (на 0.3%) нижче ніж базового за рахунок зменшення кількості зубчастих коліс і валів у приводах верстата. Крім того підвищена точність настроювання швидкостей за рахунок зменшення знаменника ряду (f=1.26 замість 1.41 у верстаті 2В56) теж дозволить підвищити продуктивність верстата.
Знизити технологічну собівартість виконання операції розгортання на верстаті приблизно на 10.94%
Річний економічний ефект що може бути отриманий у споживача при експлуатації проектованого верстата замість верстата моделі 2В56 складе 1513.42 грн (тільки по одній розглянутій операції).

rsv50_2-rez.doc

Студент: Тимченко Я.В. Группа: МШ-55 Дата: 17-03-2009
станок радиально-сверлильный привод главного движения
Задано: NFI=2 WN= 50.0 WK=2000.0
число ступеней скорости при заданном FI и пределах: 17
WRO( 1)= 50.0 WRO( 2)= 63.0 WRO( 3)= 80.0 WRO( 4)= 100.0
WRO( 5)= 125.0 WRO( 6)= 160.0 WRO( 7)= 200.0 WRO( 8)= 250.0
WRO( 9)= 315.0 WRO(10)= 400.0 WRO(11)= 500.0 WRO(12)= 630.0
WRO(13)= 800.0 WRO(14)=1000.0 WRO(15)=1250.0 WRO(16)=1600.0
ПАРАМЕТРЫ СТРУКТУРЫ ПРИВОДА:
структурная формула: 1*3*3*2 ступеней скорости: по формуле 18 по задан.ряду 17 число наложений -1 разрежений (с одной стороны) - 0
число 2-х валовых передач в к.ц: всего: 4 валов 5
Таблица 2.4 Число передач P номера ведущих - VSV и ведомых
- VMV валов номера групп в порядке переключения
передач - Nкпв число скоростей на валах KSK.
P VSV VMV NC Nкпв KSK
Параметры кинематических механизмов привода
!---!-----!-----!-----!-------!-----------!-----------------!
! !код !номер!номер!признак!зуб.передач! передача относи-!
!но-!меха-!связа!соос-!вида по!-----------! тельно опор: !
!мер!низма!нной !ной !садки !угол ! код ! !
!пе-! !груп-!груп-!передач!накло!распо! 1-симметрично !
!ре-! !пы !пы !на валы!на зу!ложе-! 2-смещенноLD6!
!да-! !(0-не!(0-не!1-веду-!бьев!ния ! 3-смещенноLD>6!
!чи ! !связа!соос-! щее на!град.!опор ! 4-консольно !
! ! !на) !на) ! подш-х! ! ! !
!---!-----!-----!-----!-------!-----!-----!-----------------!
Таблица 2.5. Характеристики диапазоны регулирования групп и
диапазоны скоростей на ведомых валах (в масштабе Lg(1.12))
X( 1)= 0 EGR( 1)= 0 ESK( 1)= 0
X( 2)= 2 EGR( 2)= 4 ESK( 2)= 4
X( 3)= 6 EGR( 3)= 12 ESK( 3)= 16
X( 4)= 18 EGR( 4)= 16 ESK( 4)= 32
Таблица 2.6. Структурная сетка (координаты точек
на ведомых валах Lg(1.12)
Ведущ.вал Ведом.вал 1 2 3
Скорость двигателя(обмин)=1440 мощность двигателя(кВт)= 5.5
Таблица 2.7-а. график скоростей
(число интервалов LG(1.12) пересекаемое лучами на гра-
фике. со знаком -> в замедление +> в ускорение)
ном. ведущ. ведом. код номера передач в группах
груп. вал вал мех-ма 1 2 3
Таблица 2.7-б. График скоростей (Свой вариант)
Таблица 2.8. Уравнения кинематического баланса привода (номера включенных
передач в группах для каждой из 18 скоростей)
Таблица 2.9. Теоретические скорости (частоты вращения) на валах обмин
Таблица 2.10. Крутящие моменты на валах (Н*м) на всех скоростях
Таблица 2.11. Расчетные частоты вращения
и моменты на валах и передачах
MRV (Н*м) = 36.48 64.67 126.46 311.30 384.07
ном.передач = 1 1 1 1
перед.число = 1.809 1.995 2.512 3.162
WRP(обмин) = 1440.00 795.91 398.90 398.90
MRP (Н*м) = 36.48 64.67 126.46 123.93
Таблица 2.12. Параметры валов
NV тип вала D_наруж. D_внутр.
Режим работы станка: Срок эксплуатации(min) = 7 лет
Коэфф технич использования = 0.60 Число смен работы = 2
Таблица 2.13. Число циклов перемены напряжений передач (млнчас)
Таблица 2.14. Параметры цилиндрических зубчатых передач
N AWмм BWмм MDFмм MDHмм МDPмм SZM сталь термообраб. NHE NFE
86.60 13.0 2.56 2.31 2.50 75 45 закалка твч 1339.8 1310.1
103.93 15.6 3.01 3.06 3.00 68 45 закалка твч 241.3 231.8
132.79 23.9 3.07 2.95 3.00 90 45 закалка твч 77.5 54.8
133.85 24.1 3.08 2.97 3.00 90 40х закалка твч 96.0 64.4
Таблица 2.15. Числа зубьев цилиндрических зубчатых колес расчетные и
фактические передаточные отношения
-----------------:-----------------:-----------------:-----------------:
UR( 1 1)=0.55271 :UR( 2 1)=0.50119 :UR( 2 2)=0.63096 :UR( 2 3)=0.79433 :
Z1( 1 1):Z2( 1 1):Z1( 2 1):Z2( 2 1):Z1( 2 2):Z2( 2 2):Z1( 2 3):Z2( 2 3):
: 54 : 29 : 58 : 33 : 53 : 38 : 48 :
модуль(мм)= 2.500:модуль(мм)= 3.000:модуль(мм)= 3.000:модуль(мм)= 3.000:
UF( 1 1)=0.55555 :UF( 2 1)=0.50000 :UF( 2 2)=0.62358 :UF( 2 3)=0.79167 :
UR( 3 1)=0.39811 :UR( 3 2)=0.79433 :UR( 3 3)=1.58489 :UR( 4 1)=0.31623 :
Z1( 3 1):Z2( 3 1):Z1( 3 2):Z2( 3 2):Z1( 3 3):Z2( 3 3):Z1( 4 1):Z2( 4 1):
: 68 : 42 : 53 : 58 : 37 : 22 : 70 :
модуль(мм)= 3.000:модуль(мм)= 3.000:модуль(мм)= 3.000:модуль(мм)= 3.000:
UF( 3 1)=0.39706 :UF( 3 2)=0.79245 :UF( 3 3)=1.56757 :UF( 4 1)=0.31429 :
Таблица 2.16. Ряд частот вращения шпинделя обмин
Таблица 2.17. Геометрические параметры цилиндрических зубчатых передач
---*---*-------*------*----*-----------------------------*-----------*-----*----
N : N :Число :модуль:Угол:Корригирование(коэф.смещения): Углыград.:Окруж:Сте-
гру:пе-:зубьев :норма-:нак-:-----*-----*-----*-----*-----:-----:-----:ная :пень
ппы:ре-:---:---:льный:лона:Сумма:Веду-:Ведо-:Восп-:Урав-:профи:зацеп:ско- :точ-
:да-: : : :зуб.:смеще:щего :мого :рини-:ните-:ля зу:ления:рость:нос-
:чи : Z1: Z2: мм :град:ний : X1 : X2 :маем.:льн. :ба : :мс :ти
---:---:---:---:------:----:-----:-----:-----:-----:-----:-----:-----:-----:----
Таблица 2.17. (продолжение)
-------------*------------------------------------------------------*-----------
межосевые рас: Д и а м е т р ы мм :Ширина ко-
стояниямм :---------------------------*---------------------------:лес мм
------:------: в е д у щ е г о : в е д о м о г о :----*-----
делите:конст-:------*------*------*------:------*------*------*------:веду:ведо-
льное :рукции: D1 : Dw1 : Da1 : Df1 : D2 : Dw2 : Da2 : Df2 :щего:мого
------:------:------:------:------:------:------:------:------:------:----:-----
Результаты проверки привода на возможность посадки зубчатых колес
на валы и врезания их в валы
Таблица 2.18. Толщина слоя металла между валом и диаметром впадин
зуб.колес(определяет возможность посадки колес на валы)
N_механизма N_передачи Ведущ.колесо С_валом Ведом.колесо С_валом
Таблица 2.19. Величина зазора между валами и наружным диаметром колес
(при расположении опор всех валов в одной плоскости). Миним. зазор > 2 мм.)

rsv50_9.doc

ОХОРОНА ПРАЦ НАВКОЛИШНЬОГО СЕРЕДОВИЩА
При обробці матеріалів на металорізальних верстатах умови праці на робочих місцях залежать від впливу великої кількості небезпечних і шкідливих факторів різних по своїй природі формам прояву характеру дії на організм людини.
Питання забезпечення охорони праці і навколишнього середовища у випускній роботі розглядаються як на стадії проектування верстата так і в процесі його експлуатації.
Для успішного рішення цих задач необхідним є найбільш повне виявлення небезпечних виробничих факторів що відбивають специфіку процесів обробки матеріалів різанням.
Відповідно до ДСТ 12.0.003-74 небезпечні і шкідливі виробничі фактори підрозділяються на:
Для процесів різання такими факторами є:
) фізичні - рухливі частини устаткування заготівлі що пересуваються і вироби стружка і пил оброблюваного матеріалу підвищена напруга в електромережі високі рівні шуму і вібрацій та інші.;
) хімічні і біологічні – аерозолі хвороботворні бактерії і мікроорганізми що виявляються при роботі із СОТС;
) психофізіологічні – фізичні перевантаження перенапруга зору монотонність праці.
Приміщення цеху у якому будуть експлуатуватися верстати: свердлильні токарські фрезерні шліфувальні – є пожежонебезпечним. Основними причинами пожеж є:
-порушення технологічного режиму;
-несправність електроустаткування (коротке замикання перевантаження);
- самозаймання промасленого дрантя;
- недотримання планового ремонту устаткування й ін.
Несприятливо на природу можуть впливати аерозолі твердих і рідких речовин (пилу аерозолі СОТС) що містяться у вентиляційних викидах стічні води тверді відходи (пил стружка й ін.) шум вібрація.
Аналіз умов безпеки на робочому місці верстатника (ідентифікація небезпечних і шкідливих факторів нормативні значення параметрів і вимог міри захисту) наведений у табл. 9.1.

rsv50_4.doc

4. ПРОЕКТУВАННЯ ПРИВОДА ПОДАЧ
1. Підготовка до автоматизованого розрахунку приводу подач
1.1. Обрунтування конструкції приводу подач
У проектованому верстаті за завданням необхідно забезпечити ряд подач у діапазоні 0.16 – 1.6 ммоб зі знаменником ряду f=1.26. Необхідне число ступіней подач Zs =11 і їхні значення були визначені в п.1.3.
Вибираємо структурну формулу привода подач і будуємо його кінематичну (принципову конструктивну) схему. У верстаті-аналогу 2А55 привод подач забезпечує 9 ступіней а структурна формула коробки подач Z=3x3. Для одержання 11 ступіней подач у проектованому верстаті можливі декілька варіантів структурних формул. Розглядаємо два варіанта:
) Z=3x3 з двократним розрядженням по краях діапазону.
В першому варіанті 7 передач і 4 вали а у другому варіанті 6 передач і 3 вали. Таким чином другий варіант забезпечує більш просту конструкцію коробки подач тому приймаємо 2-й варіант структурної формули Z=3х3 з однократним розрядженням по краях діапазону і будуємо кінематичну схему привода подач що приведена на мал.4.1. При цьому конструкція привода подач така-ж як у верстаті-аналогу 2А55 за винятком структурної формули коробки подач.
Рух на коробку подач знімається зі шпинделя постійною зубчастою передачею Z18Z19. Ведуче колесо цієї передачі встановлюємо консольно на гільзі коробки швидкостей. У якості виконавчого (тягового) механізму ланцюга подач приймаємо рейкову передачу за допомогою якої буде виконуватися поступальний рух пінолі з вмонтованим у неї шпинделем. Від коробки подач до рейкової передачі рух буде передаватися через одну постійну зубчасту передачу (Z31Z32) і черв'ячну передачу (KчZрш). Як механізми настроювання значень подач у
коробці подач приймаємо механізми ковзних блоків з 3-х передач. Для скорочення числа зубчастих коліс і осьових розмірів коробки подач ці механізми виконуємо однозв'язаними з одним загальним зубчастим колесом. У приводах подач обов'язково вбудовується запобіжне від перевантаження пристрій у якості якого приймаємо запобіжну кулачкову муфту і зв'язуємо її з ведучим колесом постійної передачі Z31Z32.
* примітка: у коробці подач зубчасті колеса пронумеровані починаючи з останнього номера коліс привода головного руху.
1.2. Попередній кінематичний розрахунок привода подач
Для структурної формули Z=3*3 вибираємо оптимальний варіант переключення передач. Тут усього два варіанти переключення: Z=30*31 і Z=31*30.
Приймаємо перший варіант тому що в ньому діапазони регулювання групових передач будуть найменшими і меншими будуть радіальні габарити приводу. Розраховуємо характеристики груп передач і будуємо структурну сітку. При цьому граничні проміні першої групи зміщуємо на 1 інтервал вліво і вправо для розрядження ряду подач. Тоді розгорнута структурна формула коробки подач буде мати вид: Z=3[2]*3[3] де в квадратних дужках записані характеристики
груп передач. Структурна сітка приве
дена на малюнку 4.2.
Рис.4.2. Структурна сітка обраного
варіанта переключення передач
Для побудови графіка частот обертання привода подач задаємося параметрами рейкової передачі орієнтуючись на верстат-аналог. Приймаємо модуль m=3.0 мм число зубів шестірні Zрш=14. Розраховуємо загальне уповільнення привода iзам та число інтервалів Lg(f) в уповільнення Eзам.
iзам = (S1T)nид(4.1)
Eзам = Lg(iзам)Lg(f)(4.2)
У формулі (4.1) T=p*m*Zрш довжина дуги ділильної окружності рейкової шестірні. Ця величина називається кроком тягового механізму тому що вона визначає величину переміщення робочого органа ланцюга подач (пінолі) за один оборот рейкової шестірні.
nид - частота обертання джерела руху для привода подач. Джерелом руху у свердлильних верстатах є шпиндель. Подача виміряється в міліметрах на 1 оборот шпинделя тому nид=1.
T = 3.14159 * 3.0 * 14 = 131.95 мм
iзам = (0.16 131.95) 1 = 1824.69
Езам = Lg(1824.69) Lg(1.26) = -29.055
Будуємо графік частот обертання привода подач (мал.4.3).
Передатне відношення черв'ячної передачі приймаємо рівним 140. При цьому промінь що зображує це передатне відношення на графіку повинний перетинати Lg(140)Lg(j) = -160 інтервалів.
За графіком частот обертання визначаємо значення передатних відносин передач (табл. 4.1).
Таблиця 4.1. Передатні відносини передач привода подач
Значення передатних відносин передач записуємо у виді звичайних дробів так щоб видні були їхні передаточні числа. Це значно полегшує розрахунок чисел зубів зубчастих коліс.
Для розрахунку чисел зубів зубчастих коліс складаємо системи рівнянь для кожного механізму(групи передач) у які входять три види рівнянь:
) значення передатних відносин передач через відношення чисел зубів їхніх зубчастих коліс;
) рівняння з умов паралельності валів тобто рівності міжосьових відстаней для всіх передач між двома валами. Тому що модуль усіх передач в одній групі звичайно приймається однаковим те ця умова означає рівність сум чисел зубів усіх передач в одній групі (для некоригованих передач);
) у кожній групі передач задаємося числом зубів найменшого колеса виходячи з обмежень для приводів подач по нормалі верстатобудування Zmin>15 і SZ120.
i1 = Z18Z19 = 11.31 приймаємо Z16 = 26 тоді Z17 = 26 * 1.31 = 34.
Групи передач 2 і 3:
Для цих передач складаємо загальну систему рівнянь тому що вони зв'язані між собою (мають загальне зубчасте колесо). Попередньо вибираємо варіант зв'язування (див. п.2.2.3).
iА · iВ = j Ra – Rb = j 4 - 4 = j 0.
Такий добуток за графіком (мал.4.3) виходить з передачами iА = i22 = j -2 і
iВ = i33 = j 2. Зв'язаним (загальним) буде колесо Z23. Записуємо систему рівнянь для розрахунку чисел зубів цих механізмів.
i21 = Z20Z21 = 12.52 i22 = Z22Z23 = 11.58 i23 = Z24Z25 = 1.0
Z20+Z21 = Z22+Z23 Z20+Z21 = Z24+Z25
i31 = Z26Z27 = 12.52 i32 = Z28Z29= 11.26 i33 = Z23Z30= 1.58
Z26+Z27 = Z28+Z29 Z26+Z27 = Z23+Z30
Задаємося числом зубів найменшого колеса (Z20 і Z26) у цих двох механізмах Z20 = Z26 = 25 і вирішуючи спільно систему рівнянь одержуємо:
Z21=63 Z22=34 Z23=54 Z24=44 Z25=44
Z26=25 Z27=63 Z28=34 Z29=49 Z30=34.
i4 = Z31Z32 = 12.52 приймаємо Z31=25 тоді Z32=27*2.52=63.
iчп = KчZш = 140 приймаємо Kч=1 тоді Zчш=40.
Виконуємо перевірку точності кінематичного розрахунку. Для цього розраховуємо фактичні значення подач шпинделя складаючи рівняння кінематичного балансу для кожної подачі за графіком частот обертання (мал.4.3) записуючи в них фактичні значення передатних відносин передач через відносини чисел зубів. Рівняння кінематичного балансу в загальному виді записується:
Sфj = 1 об.шп.*i1*i3k*i4m*i5*iчп*T ммоб(4.4)
де k=123 (номера передач у 2-му механізмі); m=123 (номера передач у 3-му механізмі); T=131.95 мм. У рівнянні (4.4) обчислюємо попередньо постійну частину(позначивши її через C):
C=i1* i4* iчп* T = 2634 * 2563 * 140 * 131.95 = 1.001
Тоді формула (4.4) приймає вид: Sфj = 1.001*i3k*i4m. Розрахункові погрішності подач визначаються по формулі:
ej = 100 * (Sфj - Sстj) Sстj(4.5)
Погрішність що допускається [e] залежить від знаменника ряду подач f і визначається по залежності
[e] = 10*(f - 1)%(4.6)
при f = 1.26 [e] = 2.6%. Повинне виконуватися умова ej [e].
Таблиця 4.2. Результати оцінки точності кінематичного розрахунку
Включені передаточні відношення множних механизмів
У такий спосіб найбільша погрішність рівна 0.64% значно меньша тій що допускається і задовольняє умові точності настроювання значень подач при експлуатації верстата.
1.3. Підготовка вихідних даних для розрахунку в системі PRIVOD
Визначаємо значення вихідних даних у послідовності розрахунку і введення їхній у системі PRIVOD.
код верстата 25 (радіально-свердлильний верстат) код привода: привод подачі - 2;
) знаменник ряду FI і границі швидкостей (подач). У нашому випадку j=1.26 граничні значення подач Smin =0.16 Sma
) повна структурна формула привода з обліком усіх групових і одиночних передач від джерела руху шпинделя до рейкової передачі має вид 1х3х3
) Параметри кінематичних механізмів задаємо також як при розрахунку привода головного руху (дивися пункт 2.2.4 табл..2.2):
- код механізму: 21 22 - циліндричні зубчасті одиночні ( що не переключаються) і ковзні блоки 81 – черв'ячна передача;
-номера зв'язаних механізмів. Приймаємо зв'язаними 3-й і 4-й механізми (ковзних блоків);
-співвісні механізми в прийнятій конструкції привода відсутні;
- код виду посадки зубчастих коліс передач на вали - колеса всіх передач установлюємо безпосередньо на вал (код 0);
-кут нахилу зубів у зубчастих передачах – усі передачі прямозубі;
- код розташування передач щодо опор вала – 1 і 4-й механізми консольно а інші несиметрично з LD6.
) Параметри тягового механізму: рейкова передача з Zрш=14 m=3.0 мм;
) Джерело руху - шпиндель. При цьому частота обертання джерела буде прийнята рівної 1 оборот тому що подача виміряється в мм на 1 оборот шпинделя;
) Типи з'єднань коліс з валами: 1-й (гільза коробки швидкостей) 3-й і 6-й вали - гладкі а інші – шліцеві;
) Режим роботи верстата: число змін роботи в добу Ксм=2 коефіцієнт технічного використання Кти=0.6 мінімальний термін експлуатації до капітального ремонту Те=7 років;
) Максимальне стискальне зусилля Qma
) Для зубчастих передач бажані границі (min max) модулів приймаємо по верстаті-аналогу - для всіх передач задаємо модуль 2.0 мм.
) При розрахунку чисел зубів зубчастих передач можливо їхнє виконання з рівними сумами зубів в одному чи механізмі з нерівними(система запитує). Будемо розраховувати привод подач з рівними сумами зубів передач у кожнім механізмі.
2 Результати автоматизованого розрахунку привода подач
Нижче приведений лістінг результатів проектного розрахунку привода у якому містяться всі дані необхідні для подальшого розрахунку і виконання його креслень: структурна сітка графік частот обертання (подач) розрахункові швидкості і моменти що крутять на кожнім валу діаметри валів кількість циклів зміни напруг для зубчастих передач усі розміри зубчастих передач і результати їхньої перевірки на можливість посадження на вали і не врізання їх у вали.
3 Аналіз результатів попереднього розрахунку в системі PRIVOD
При розрахунку у системі PRIVOD задаємо свій рафік частот обертання (подач) який приведений на мал. 4.3. у п.4.1.2. Система PRIVOD виводить його у вигляді таблиці (табл. 4.6) у який приведене число інтервалів Lg1.12 пересічне променями що зображують на графіку передатні відносини. При цьому Lg1.26 = 2*Lg1.12. Виконуємо аналіз варіанту проектованого привода за даними приведеними у результатах розрахунку на ЕОМ (п.4.2).
У побудованому нами графіку на мал.4.3 і прийнятому системою PRIVOD (розрахункові таблиці 4.3-4.18) врізання коліс у вали відсутнє. У табл.4.18 наведено результати перевірки приводу на врізання коліс у вали. За результатами перевірки врізання відсутнє. Мінімальний зазор біля 17 мм має місце у ведомих коліс 1-ї передачі 2-го механізму с 4-м валом та 1-ї передачі 3-го механізму з 5-м валом. Це цілком достатньо і дозволяє збільшити діаметри валів при необхідності.
Мінімальна товщина шару металу від вала до діаметра западин зубчастих коліс (табл.4.17) дорівнює 14.22 мм (ведуче колесо 1-й передачі 2-го механізму) що цілком достатньо.
Перший вал приводу подач це гільза шпинделю у якої за попереднім кресленням коробки швидкостей діаметр під ведуче колесо 1-ї передачі дорівнює 60 мм. Це значно більше розрахованого системою PRIVOD при розрахунку приводу подач (14 мм) тому необхідно буде збільшити діаметри коліс 1-ї передачі. Приймаємо для неї модуль m=2.5 мм і перераховуємо розміри коліс цієї передачі у системі MathCAD.
Попередньо розраховані діаметри валів приводу 14-16 мм скоріш за все будуть недостатні (за умов компонування приводу) і їх необхідно буде збільшити. Приймаємо зовнішній діаметр 2-го 3-го і 4-го валів d=30 мм (шліцеве з'єднання 6х26х32 [11табл.16.4]). Зробимо це при виконанні попереднього креслення коробки швидкостей.
Для подальшого проектування приймаємо варіант проектного розрахунку приводу виконаний у системі PRIVOD. Таблиці машинного розрахунку 4.3–4.18 містять дані необхідні для подальшого проектування привода (при попередньому кресленні і виконанні його перевірочних розрахунків). Це рівняння кінематичного балансу швидкостей (таблиця 4.7) частоти обертання валів (таблиця 4.8) моменти що крутять на усіх валах на усіх швидкостях (табл.4.9) і розрахункові моменти (табл.4.10) розрахункові діаметри валів (табл.4.11) обраний матеріал і термообробка зубчастих коліс а також їхнє число циклів зміни напруг Nhe і Nfe (табл.4.12 4.13) усі геометричні параметри і розміри зубчастих коліс необхідні для попереднього креслення приводу (табл.4.16). Частоти обертання валів у таблиці 4.8 наведені у об1об.шп а у таблиці 4.10 – у обхв. при розрахунковій частоті обертання шпинделю яка була задана 125 обхв.
4. Розрахунок приводу подач на міцність
4.1. Визначення розрахункових навантажень у приводі подач
У приводах подач верстатів розрахункові навантаження (моменти що крутять) для силових розрахунків і розрахунків на міцність валів і механізмів визначаються по найбільш припустимому стискальному зусиллю Qmax на виконавчому механізмі (рейковій шестірні) яке було розраховано у пункті 1.4 і дорівнює (прийняте) 20000 Н при свердлінні з найбільшим діаметром 50 мм і частоті обертання шпинделю 125 обхв.
Розрахункові моменти Mj для інших механізмів які передають рух від шпинделю верстата до рейкової шестірні визначаються за виразами:
Mрш = 2*Qmax (m*Zрш)
Mj = Mрш * ioj hoj (3.1)
У виразах (3.1): Мрш – момент що крутить на рейковій шестірні; m Zрш – модуль і число зубів рейкової шестірні; hoj – коефіцієнт утрат потужності від вала рейкової шестірні до механізму що розраховується (сумарний КПД як добуток часток КПД механізмів); ioj – сумарне передатне відношення від механізму що розраховується до рейкової шестірні .
За цією методикою визначаються розрахункові частоти і моменти у системі PRIVOD у якій були виконані проектні розрахунки привода (пункт 4.2 цього розділу пояснювальної записки). хні значення приведені в таблиці 4.10. Крім того в таблицях 4.8 і 4.9 приведені частоти обертання і граничні моменти що крутять на усіх валах привода подач для кожного з 9-ти значень подач шпинделя. Ці значення і приймаємо для перевірочних розрахунків елементів привода.
4.4. Розрахунок запобіжної муфти
По довіднику конструктора [1 т.2 с.229 табл.23] вибираємо стандартну кулачкову запобіжну муфту за ДСТ15620-77 відповідно до необхідного моменту спрацьовування і розмірами вала на яку вона буде встановлена.
Момент спрацьовування муфти повинний бути не менше граничного моменту на 4-м валу Mпр = M4 = 7.95 Нм. Діаметр цього вала під установку зубчастих коліс був прийнятий dв4=30 мм а діаметр під посадку підшипника дорівнює 25 мм. Муфта буде встановлена на кінці вала з зубчастим колесом Z29 (див. кінематичну схему привода на мал.4.1). Діаметр отвору в муфті для установки на вал повинний бути не більше 20 мм.
Для цих умов вибираємо муфту з циліндричним посадковим отвором і шпонковим пазом (виконання за ГОСТ 15620-93). Номінальний момент спрацьовування муфти з таким отвором дорівнює Мном = 20 Нм що більше граничного моменту на 4-м валу. Однак у конструкції муфти передбачена можливість регулювання моменту спрацьовування убік зменшення.
Конструкція цієї муфти приведена на мал.4.4. Вона складається з вільно обертової на базовій втулці 1 напівмуфти 2 з циліндричною посадковою поверхнею і шпонковим пазом для установки зубчастого колеса що переміщається по шліцах напівмуфти 3 кулачки якої підгортаються до кулачків напівмуфти 2 пружиною. Регулювання осьової сили пружини і відповідно моменту спрацьовування муфти виконується гайкою 5 через втулку 4.
У перевірочному розрахунку муфти необхідності нема тому що вона ста-
ндартна і вибрана з великим запасом за моментом спрацьовування. Розраховуємо тільки потрібне зусилля натягу пружини Q.
Q = 2 * Mпp * [tg(a-r) – Dср * f d] Dср
де a- кут загострення (a=45о) r=6о - кут тертя у кулачках f = 0.1 – коефіцієнт тертя у шліцевому з'єднанні Dср – середній діаметр кулачків (в обраній муфті дорівнює 54 мм) d=36 мм – внутрішній діаметр шліців на яких встановлена рухлива втулка.
Q = 2000 * 7.95 * [tg(45 - 6) – 54 * 0.1 36] 54 = 194.3 Н
За цим зусиллям обираються параметри пружини але в нашому випадку в цьому нема необхідності тому що муфта стандартна. Значення розрахованого зусілля буде використовуватись при регулюванні муфти на потрібний момент спрацьовування.

ks-svrt-A1.cdw

ks-rzvrt-A1.cdw

obsc-vid1.cdw

rsv-obs-vid.spw

Kor_podac.spw

kor-skorost.spw

kp-rzvrt-A1.cdw