• RU
  • icon На проверке: 19
Меню

Радиально-сверлильный станок модели 2Л53

  • Добавлен: 21.05.2022
  • Размер: 10 MB
  • Закачек: 2
Узнать, как скачать этот материал

Описание

Радиально-сверлильный станок модели 2Л53 предназначен для широкого применения в машиностроении.
Универсальность и принятые параметры станка обеспечивают производство широкого круга распространённых операций по обработке отверстий.
Условный наибольший диаметр сверла в стали с временным сопротивлением разрыву σВ=55-65 кгс/мм2 равен 35 мм усилии подачи 800кгс.
На станке можно производить сверление, рассверливание, зенкерование, развёртывание, подрезку торцев в обоих направлениях, нарезание резьбы и другие операции.
Применяя приспособления и специальный инструмент, можно расширить область применения станка и обеспечить высокую производительность труда.

1 Определение технических характеристик привода
2 Выбор структуры привода
3 Кинематический расчёт привода
4 Расчёт элементов коробки
5 Обоснование конструкции и расчёт ШУ
6 Описание спроектированной конструкции коробки скоростей и подач
7 Назначение системы смазки
8 Вопросы ОТ и ТБ
Литература

Состав: лист 1 Кинематическая схема, лист 2 Коробка скоростей развертка, лист 3 Коробка скоростей свертка, лист 4 Салазки, Спецификации, Записка

Состав проекта

icon Кинематическая схема.cdw
icon 8 Вопросы ОТ и ТБ.doc
icon 4 Расчёт элементов коробки.doc
icon Коробка скоростей.cdw
icon Содержание.DOC
icon Коробка скоростей и подач.spw
icon 3 Кинематический расчёт привода.doc
icon 6 Сверлильная головка.doc
icon Назначение станка и область приминения.doc
icon 7 Назначение системы смазки.doc
icon 1 Определение технических характеристик привода.doc
icon Литература.doc
icon 2 Выбор структуры привода.doc
icon 5 Обоснование конструкции и расчёт ШУ.doc
icon Салазки.cdw
icon Введение.doc
icon Коробка скоростей .cdw
icon Салазки.spw

Дополнительная информация

Контент чертежей

icon Кинематическая схема.cdw

Кинематическая схема.cdw
Техническая характеристика
Наибольший диаметр сверления в стали средней
Вылет шпинделя (расстояние от оси до
Наибольшее расстояние от нижнего торца
Расстояние от нижнего торца шпинделя до стола
Наибольший ход шпинделя
Конус шпинделя Морзе 4
Количество скоростей вращения шпинделя . 9
Пределы чисел оборотов шпинделя
Наибольший допустимый крутящий момент
Наибольшее допустимое усилие подачи
Электродвигатель вращения шпинделя:
число оборотов в минуту 1420
Электродвигатель подъёма и опускания стола:
число оборотов в минуту 1400
Диаметр круга при вращении рукава
КП 36.01.01.2513.01.00.000
Схема кинематическая
График частот вращения шпинделя

icon 8 Вопросы ОТ и ТБ.doc

1 Общие требования и средства безопасности труда при работе на металлорежущих станках
Безопасность при работе на металлорежущих станках достигается комплексом мероприятий основными из которых являются:
)оснащение станков средствами безопасности в процессе их проектирования и изготовления;
)осуществление необходимых при организации рабочего места станочника;
)строгое соблюдение требований техники безопасности и гигиены труда при работе на станках.
Основным руководством по обеспечению безопасности при проектировании станков и их модернизации является ГОСТ 12.2.009-80 "ССБТ – станки металлообрабатывающие. Общие требования безопасности". ГОСТ требует чтобы передачи расположенные вне корпуса станка были ограждены сплошными или сетчатыми укрытиями в зависимости от необходимости наблюдения за ограждаемым механизмом.
В целях удобства и безопасности труда предъявляется ряд требований к органам управления станка. Например снабжение органов управления падежными фиксаторами исключающее самопроизвольное их перемещение и случайное включение; оснащение их соответствующими блокировками обеспечение усилий на рукоятки и рычаги. Органов управления не превышающих 40 Н (4 кгс) при постоянном ручном управлении а для включаемых не более 25 раз в смену – не более 80 Н (8 кгс); снабжение органов управления поясняющими надписями и символами и другие важные требования.
ГОСТ 12.2009-80 предусматривает требования к устройствам для установки закрепления деталей и инструмента на станках а также устройствами для отсоса из зоны обработки загрязнённого воздуха (пыль вредные для здоровья аэрозоли) включая пылестружкоприёмники и отсасывающие агрегаты.
При проектировании новых станков и модернизации действующих необходимо учитывать требования ГОСТ 12.2049-80 "CCБТ. Оборудование производственное. Общие эргономические требования" в целях обеспечения соответствия станков антрометрическим и психофизическим свойствам человека.
2 Противопожарные мероприятия
Пожарная безопасность в механическом цехе регламентируется строительными нормами и правилами межотраслевыми правилами пожарной безопасности ГОСТами и ССБТ а также инструкциями по обеспечению пожарной безопасности на отдельных объектах.
Применительно к механическим цехам предотвращение образования горючей смеси должно обеспечиваться регламентацией допустимых горючих газов паров и пылевых взвесей в воздухе особенно при обработке на станках деталей из легко воспламеняющихся материалов например из магниевых сплавов.
Предотвращение образования в горючей среде источников зажигания достигается регламентацией исполнения применения и режима эксплуатации машин механизмов и другого оборудования материалов и изделий которые могут явиться источником зажигания; применение электрооборудования соответствующего классу пожаровзрывоопасности помещения группе и категорий взрывоопасных смесей; устройствам защиты зданий сооружений и оборудования; применение неискрящего инструмента при работе с легковоспламеняющимися веществами; регламентацией максимально допустимой температуры нагрева горючих веществ материалов и конструкций.

icon 4 Расчёт элементов коробки.doc

4 Расчёт элементов коробки
1 Расчёт крутящих моментов на валах коробки скоростей
Для этого используем расчётную частоту вращения шпинделя которую принимаем
Принимаем в качестве расчётной частоту np = 630 мин-1
Крутящий момент на шпинделе соответствующий этой частоте равен:
Крутящий момент на первом валу рассчитывается по формуле:
где hп - КПД подшипников качения: hп=0998;
Крутящий момент на каждом последующем валу рассчитывается по формуле:
где hз – КПД зубчатой передачи: hз=099;
2 Расчёт зубчатых передач
2.1 Проектный расчёт цилиндрической зубчатой передачи на выносливость зубьев при изгибе
Расчёт зубчатых передач производим для одной пары зубчатых колёс являющихся наиболее нагруженными. В данном случае такой является передача z9z10=3240. Модуль передачи выбираем из условия:
где km – вспомогательный коэффициент (km = 13 для прямозубой передачи);
M1F – исходный расчётный крутящий момент на шестерне (M1F = TVI = 1563 Н·м);
kF – коэффициент нагрузки для шестерни (kF = 14);
YF1 – коэффициент учитывающий форму зуба (YF1 = 38) (см. рис. 3.10а [2]);
bm – отношение ширины колеса к модулю принимаем bm=8 (z1 = 32 – число зубьев шестерни);
ΣFp1 – допустимое напряжение для материала шестерни МПа.
Допустимое напряжение определяем по формуле:
где - предел выносливости материала зуба МПа (таб. 3.13 [2]);
kFL=1 – коэффициент режима нагружения и долговечности учитывающий влияние режима нагружения на длительный предел выносливости при изгибе:
Принимаем термообработку – закалка ТВЧ твёрдость HRCэ 48 52 материал зубчатых колёс – Сталь 40Х.
Принимаем стандартный m = 25 мм
Определим основные геометрические параметры передачи:
Делительные диаметры найдём по формуле:
Межосевое расстояние передачи а:
Найдём диаметры вершин и диаметры впадин зубьев:
Подставив значения в формулы 4.6 и 4.7 получим:
Диаметры вершин зубьев:
da2=100+2×25=105 мм;
Диаметры впадин зубьев:
df1=80-25×25=7375 мм;
df2=100-25×25=9375 мм;
b1= m bm =256=15 мм;
b2= b1-25=20-25=125 мм.
2.2 Проектный расчёт передач на контактную выносливость зубьев
Исходя из передаточного числа и отношения bd к начальному диаметру определяем соблюдается ли соотношение:
где kd – вспомогательный коэффициент (kd = 770);
kн – коэффициент нагрузки (kн = 15);
нр – допускаемое контактное напряжение. Определяем по формуле:
где SH – коэффициент безопасности (SH = 12) (см. табл. 3.13 [2]).
Начальный диаметр равен:
условие выполняется.
Сравнивая проектный расчёт на выносливость при изгибе и контактную выносливость окончательно принимаем модуль передачи m = 25 мм.
d1 = 80мм; d2 = 100 мм; b1 = 15 мм; b2 = 125 мм.
2.3 Проверочный расчёт цилиндрической зубчатой передачи на выносливость при изгибе
Удельная расчётная окружная сила:
где b – ширина венца по основанию зубьев мм (b = 15 мм);
- коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении. Приняв 7-ую степень точности передачи (табл. 3.14 [2] стр. 51) = 105;
kF – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (kF = 112) (табл. 3.15 [2]);
kFα – коэффициент учитывающий при расчёте нагрузок косозубых передач распределение нагрузки между зубьями; для прямозубой передачи kFα принимают равным УЕ (kFα = 10).
Расчётное напряжение изгиба зубьев:
где YF – коэффициент формы зуба (YF = 38);
YE – коэффициент учитывающий перекрытие зубьев (YE = 1);
Y=1 – коэффициент учитывающий наклон зуба при расчёте косозубых передач.
Последовательно определяем расчётное напряжение изгиба для зубьев шестерни:
Допускаемое напряжение при расчёте зубьев на выносливость при изгибе:
где - длительный предел выносливости зубьев при изгибе соответствующий базовому числу от нулевых циклов перемены напряжений (= 500 МПа) (см. табл. 3.16 [2] стр. 53);
kFg – коэффициент учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зубьев (kFg = 1);
kFα – коэффициент учитывающий влияние упрочнения переходной поверхности зубьев в результате механической обработки (kFα = 1);
kFc – коэффициент учитывающий особенности работы зубьев при передаче реверсивной нагрузки (kFc = 075);
kFL – коэффициент режима и долговечности (kFL = 1);
YS – коэффициент отражающий чувствительность материала зубьев к концентрации напряжений:
YS = 11 · m-009 = 11 · 15-009 =106;
YR – коэффициент учитывающий параметры шероховатости переходной поверхности зуба (YR = 1);
SF – коэффициент безопасности (SF = 175).
Т. к. то условие выполняется для шестерни и колеса.
2.4 Проверочный расчёт передачи на контактную выносливость зубьев
Расчётная удельная окружная сила:
где Fut – исходная расчётная окружная сила:
- коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении ( = 105) (по табл. 3.14 [2] стр. 51);
kH – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (kH = 112) (по табл. 3.15 [2] стр. 51);
kHα – коэффициент учитывающий при расчёте косозубых колёс распределение нагрузки между зубьями (kHα =1);
Тогда окружная сила равна:
Расчётное контактное напряжение:
где zH – коэффициент учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев в полюсе зацепления (zH =176) (см. рис. 3.11 а [2]);
zM – коэффициент учитывающий механические свойства материалов сопряжённых (zM =274);
zt – коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий и определяемый по рис. 3.11 [2] (zt = 087);
u – передаточное число;
- начальный диаметр шестерни мм
Допускаемые контактные напряжения:
где zR – коэффициент учитывающий параметр шероховатости поверхностей зубьев (zR = 095);
zV – коэффициент учитывающий окружную скорость V (zV =1);
kL – коэффициент учитывающий влияние смазочного материала (kL =1);
kXH – коэффициент учитывающий размеры зубчатого колеса (kXH =1);
kHL – коэффициент режима нагружения и долговечности
где – базовое число перемены циклов напряжений ( = 60·106) (см. рис. 3.12 [2]);
NHE – эквивалентное число циклов перемены напряжений;
NHE = NΣ · kuE = 60 · n · с · b · kuE
NHE1 = 60 · 4000 · 1 · 30·103 · 025 = 1800·106
NHE2 = 60 · 1600 · 1 · 30·103 · 025 = 720·106
Т. к. NHE > то принимаем kHL = 1
Тогда для шестерни и колеса:
В качестве расчётно-допускаемого напряжения принимаем условное допускаемое контактное напряжение:
Т. к. расчётное контактное напряжение допускаемого контактного напряжения Н Нр то проверочный расчёт выполняется.
3 Расчёт валов привода станка
Опишем расчёт наиболее нагруженного вала коробки скоростей т.е. вала V. Исходными данными для расчёта является лишь крутящий момент TV = 1563 Н·м
где [] – допускаемое контактное напряжение.
Принимаем диаметр вала d = 25 мм.
Аналогичным способом определяем диаметры оставшихся валов. Результаты расчётов сводим в таблицу 4.1.
Таблица 4.1 – Результаты расчётов.
Делительный диаметр колёс d = m · z мм
Диаметр вершины зубьев da = d + 2 · m мм
da2 = 725;da3 = 975;
da4 = 1225; da5 = 70;
d7 = 90; d8 = 76; d9 =100
da7 = 95; da7 = 81; da9 = 105
d10=90; d11=60; d12=120; d13=80
d10=95; d11=65; d12=125; d13=85
d14=90; d15=100; d16=80; d17=90; d18=120; d19=60; d20=100
d14=95; d15=105; d16=85; d17=95; d18=125; d19=65; d20=105
d21 = 100; d22 = 775
d21 = 105; d22 = 825
Исходя из размера d разрабатываем конструкцию вала.
Найденный диаметр d = 25 мм соответствует диаметру вала под подшипники зубчатого колеса которое представляет собой полую гильзу которое передаёт вращение от вал 4 к валу 6
Длина валов определяются исходя из конструкции коробки скоростей.
Строим расчётную схему.
Рисунок 4.1 – Эскиз вала.
Составляем формулы для расчёта реакций в опорах А и В. Для этого составляем сумму моментов и сумму сил для вертикальной плоскости:
Из уравнения определяем реакции:
Рисунок 4.2 – Расчётная схема и эпюра изгибающего момента в вертикальной плоскости
Аналогично рассчитываем реакции и для горизонтальной оси.
Рисунок 4.3 - Расчётная схема и эпюра изгибающего момента в горизонтальной плоскости
Для расчёта вала изгибающие моменты геометрически складываются:
Результирующие реакции опор:
4 Проверка валов на статическую прочность при перегрузке.
Данная проверка выполняется только для данного сечения вала с целью предупреждения больших пластических деформаций или возможного разрушения при перегрузке.
Условие обеспечения статической мощности вала:
где kT – коэффициент нагрузки;
- напряжения изгиба и кручения полученные при расчёте;
5 Проверка нагрузки подшипников
Предварительно принимаем шарикоподшипники.
Рассчитываем эквивалентные динамические нагрузки для каждой из опор:
X = 1; Y = 0; kБ = 14; kT = 1; V = 1 (см. табл. 9.18 [6]);
Поскольку опора В является наиболее нагруженной то для неё рассчитываем требуемую динамическую грузоподъёмность подшипника:
где a2 = 065 – для конических шарикоподшипников;
Поскольку СГΣТреб = 608 кН > СГТреб = 12 кН то подшипник подходит.
Окончательно принимаем шарикоподшипники.
Параметр быстроходности:
kб = dm · nma dm = 06 · d + D;
где d – внутренний диаметр подшипника;
D – наружный диаметр подшипника.
dm = 06 · 25 + 62 = 77 мм
nma kб = 1075 · 200 = 022·105 мм·мин-1

icon Коробка скоростей.cdw

Коробка скоростей.cdw
Шестерни должны иметь полное сцепление по ширине
Работа шестерни должна быть спокойной
Осевой люфт валов не более 0
Обкатку коробки скоростей производть в течении 20 минут
с последовательным переключением скоростей
минут на максимальной скорости
КП 36.01.01.2513.02.01.000-

icon Содержание.DOC

Определение технических характеристик привода
Выбор структуры привода
Кинематический расчёт привода
Расчёт элементов коробки
Обоснование конструкции и расчёт ШУ
Описание спроектированной конструкции коробки скоростей и подач .
Назначение системы смазки ..
Вопросы ОТ и ТБ .. .. ..
КП 36.01.01.2513.01.00.000 ПЗ
№ докум. оцонооокуруеркоомрсггааангагндаподокумента
Датаааааааааааааааааааа
Радиально-сверлильный станок

icon Коробка скоростей и подач.spw

Коробка скоростей и подач.spw
КП 36.01.01.2513.02.00.000-
КП 36.01.01.2513.02.00.001
КП 36.01.01.2513.02.00.002
КП 36.01.01.2513.02.00.072
КП 36.01.01.2513.02.00.003
КП 36.01.01.2513.02.00.004
КП 36.01.01.2513.02.00.005
КП 36.01.01.2513.02.00.006
КП 36.01.01.2513.02.00.007
КП 36.01.01.2513.02.00.008
КП 36.01.01.2513.02.00.009
КП 36.01.01.2513.02.00.010
КП 36.01.01.2513.02.00.011
КП 36.01.01.2513.02.00.012
КП 36.01.01.2513.02.00.013
КП 36.01.01.2513.02.00.014
Колесо зубчатое двухвенцовое
КП 36.01.01.2513.02.00.015
КП 36.01.01.2513.02.00.016
КП 36.01.01.2513.02.00.017
КП 36.01.01.2513.02.00.018
КП 36.01.01.2513.02.00.019
КП 36.01.01.2513.02.00.020
КП 36.01.01.2513.02.00.021
КП 36.01.01.2513.02.00.022
КП 36.01.01.2513.02.00.023
КП 36.01.01.2513.02.00.024
КП 36.01.01.2513.02.00.025
КП 36.01.01.2513.02.00.026
КП 36.01.01.2513.02.00.027
КП 36.01.01.2513.02.00.028
КП 36.01.01.2513.02.00.029
КП 36.01.01.2513.02.00.030
КП 36.01.01.2513.02.00.031
КП 36.01.01.2513.02.00.032
КП 36.01.01.2513.02.00.033
КП 36.01.01.2513.02.00.034
КП 36.01.01.2513.02.00.035
КП 36.01.01.2513.02.00.036
КП 36.01.01.2513.02.00.037
КП 36.01.01.2513.02.00.038
КП 36.01.01.2513.02.00.039
КП 36.01.01.2513.02.00.040
КП 36.01.01.2513.02.00.041
КП 36.01.01.2513.02.00.042
КП 36.01.01.2513.02.00.043
КП 36.01.01.2513.02.00.044
КП 36.01.01.2513.02.00.045
КП 36.01.01.2513.02.00.046
КП 36.01.01.2513.02.00.047
КП 36.01.01.2513.02.00.048
КП 36.01.01.2513.02.00.049
КП 36.01.01.2513.02.00.050
КП 36.01.01.2513.02.00.051
КП 36.01.01.2513.02.00.052
Винт М8 х 50 ГОСТ 17473-80
Шпонка ГОСТ 23360-78

icon 3 Кинематический расчёт привода.doc

3 Кинематический расчёт привода
Минимальная частота вращения nmin = 313 мин-1
Максимальная частота вращения nmax = 1489мин-1
Число ступеней частот вращения шпинделя z = 9
Диапазон регулирования определяем по формуле:
Принимаем рекомендуемое значение φ = 126
Определяем число частот вращения Z из формулы:
Диапазон регулирования:
Тогда: nm nmax = 1600мин-1
Характеристика электрической группы т.е. электродвигателя равна:
Примем что привод соответствует структурной формуле:
Структурная сетка изображена на рисунке 3.1.
Рисунок 3.1 – Структурная сетка
Строим график частот вращения из условия оптимальных передаточных отношений и их допустимых значений. Для нашего случая показатель m не должен превышать допустимого значения 6.
График частот вращения показан на рисунке 3.2.
Рисунок 3.2 – График частот вращения
По графику частот вращения для каждой передачи находим передаточное отношение:
i2 = i5 =i10= φ-1 = 126-1 = 079
i3 =i6=i9=i11= φ0 = 1260 = 1
i4 = φ1 = 1261 = 126
i7 = φ-3 = 126-3 = 05
Определяем числа зубьев колёс по таблицам ([6] прил. 2 стр.50); исходя из принятой суммы чисел зубьев Σz ведущего и ведомого колёс и в зависимости от передаточного отношения i каждой передачи (i' = i при i ≥ 1 или i' = 1i при i 1)
Определяем фактические передаточные отношения каждой передачи через отношения чисел зубьев zi ведущего колеса и числу зубьев zк ведомого колеса. Результаты сводим в таблицу 3.1.
Таблица 3.1 – Передаточные числа и числа зубьев колёс
Передаточное отношение i
Числа зубьев зубчатых колёс
Определяем фактические частоты вращения шпинделя соответствующие фактическим передаточным отношениям iz всей цепи для каждой ступени привода определяемые через произведение передаточных отношений передач по формуле:
Кинематическая схема привода главного движения приведена на рисунке 3.3.
Рисунок 3.3 – Кинематическая схема привода главного движения
Определим отклонения от стандартных значений по формуле:
Допускаемое отклонение:
Отклонения от стандартных значений частот вращения не превышают допустимого что говорит о правильности расчётов.

icon 6 Сверлильная головка.doc

6.Описание спроектированной конструкции коробки скоростей и подач.
Корпус сверлильной головки представляет собой жесткую чугунную отливку внутри которой размещены коробка скоростей и коробка подач
Рисунок 6.1- Сверлильная головка
Коробка скоростей обеспечивает получение девять ступеней чисел оборотов в минуту шпинделя. Вал II получает вращение от горизонтально расположенного вала I черев пару конических шестерен 1 и 2. Зубчатые колеса 3 4 и 5 передают вращение валу III. В зависимости от того какая из пар колес 3 и Б15 4 и Б1 или 5 и Б2 будет находиться в зацеплении вал III получит разные числа оборотов в минуту. На валу III по шлицам перемещается тройной зубчатый блок Б2 обеспечивающий включение колес 8 9 и 10 что позволяет получить на шпинделе IV через колёса 11 12 и 13 девять различных частот вращения шпинделя.
Переключение скоростей производится при помощи двух рукояток расположенных с левой стороны сверлильной головки.
Коробка подач получаем вращение от шпинделя. Через шестерни 14 и 15 вращение передаётся валу V. При включении зубчатых колёс 24 и 19 через зубчатые колеса 21 28 и 29 вращение передаётся валу валу VII по шлицам которого перемещается тройной зубчатый блок. В зависимости от того какая из пар колес 20 и 21 26 и 28 или 27 и 28 будет находиться в зацеплении вал VII получит три разные числа оборотов в минуту.
При включении зубчатых колее 19 и 25 вал VII получит вращение через зубчатые колеса 16 17 30 18 25 и 19. Далее вращение передаётся валу VII как это было описано выше.
Таким образом вал VII получает шесть различных чисел оборотов в минуту а через червячную передачу 23 и реечную передачу 31 шпиндель получает шесть различных величин подач.
Переключение зубчатых колёс коробки подач производиться при помощи двух рукояток расположенных в правой стороне сверлильной головки.
Зубчатые колеса коробки скоростей и коробкн подач изготовлены из легированной стали и подвергнуты термической обработке.
Смазка всех механизмов коробки скоростей и коробки подач осуществляется от специального насоса на крынке сверлильной головки.

icon Назначение станка и область приминения.doc

Назначение и область применения станка
Радиально-сверлильный станок модели 2Л53 (рис.1) предназначен для широкого применения в машиностроении.
Универсальность и принятые параметры станка обеспечивают производство широкого круга распространённых операций по обработке отверстий.
Условный наибольший диаметр сверла в стали с временным сопротивлением разрыву В=55-65 кгсмм2 равен 35 мм усилии подачи 800кгс.
На станке можно производить сверление рассверливание зенкерование развёртывание подрезку торцев в обоих направлениях нарезание резьбы и другие операции.
Применяя приспособления и специальный инструмент можно расширить область применения станка и обеспечить высокую производительность труда.

icon 7 Назначение системы смазки.doc

7 Назначение системы смазки
Смазочной системой называют совокупность устройств для подачи смазочного материала к трущимся поверхностям и возврата его в резервуар. Централизованная система смазки обеспечивает подачу смазочного материала к нескольким точкам. В циркуляционной системе жидкий материал подаётся повторно.
Рисунок 7.1 – Схема смазки
Указания по обслуживанию смазочной системы станка.
До первоначальной заливки масла необходимо промыть масляные емкости бензином или осветительным керосином.
Заполнение масляных емкостей производится через масленки и пробки. Контроль уровня масла в сверлильной головке осуществляется по маслоуказателю. Первую смену масла рекомендуется производить после 10 дней работы вторую — после 20 дней а затем через каждые три месяца. Слив масла из сверлильной головки осуществляется через пробку.
После слива масла при замене необходимо тщательно промыть масляные емкости бензином либо осветительным керосином.
Перед заливкой масло должно быть предварительно профильтровано через сетку. Каждые три месяца необходимо производить ревизию смазочной системы.
Перед началом работы на станке сразу же после включения вращения шпинделя вправо нужно проверить работу маслонасо-са. Контроль производится по указателю на передней стенке сверлильной головки.
При нормальной работе насоса масло должно непрерывно вытекать из отверстия и попадать на указательное стекло. Только убедившись в нормальной работе насоса и смазав все остальные точки можно приступить к работе на станке.
В случае отсутствия подачи масла на указатетьное стекло или в друп.е точки смазки след>ет немедленно остановить станок обнаружить и устранить причину.
Запрещается приступать к работе на станке при неисправной системе смазки.
Во время работы следует периодически наблюдать за нормальной работой системы смазки.
Все вращающиеся поверхности смазка которых специально не оговорена должны быть смазаны солидолом при сборке.
Для смазки необходимо применять масло индустриатьное 20 ГОСТ 1707—51 и солидол УС-2 ГОСТ 1033—51.

icon 1 Определение технических характеристик привода.doc

1 Определение технических характеристик привода
Обрабатываемый материал: Сталь 30ГСЛ ГОСТ 977 – 88
Диаметр сверла: Dmax = 40 мм
Материал сверла: быстрорежущая сталь
2 Определение подачи.
Подача при сверлении: ;
где SO.T=02 –табличное значение подачи ммоб;
=085 – коэффициент учитывающий глубину сверления 5D;
=075 – коэффициент учитывающий жесткость технологической системы средняя;
=10 – коэффициент учитывающий материал инструмента быстрорежущая сталь;
=05 – коэффициент учитывающий тип обрабатываемого отверстия глухое;
=10 – коэффициент учитывающий марку обрабатываемого материала;
3 Определение скорости резания
Скорость резания: ;
где VT=28 –табличное значение скорости резания ммин;
=09 – коэффициент учитывающий глубину сверления 5D;
=075 – коэффициент учитывающий стойкость инструмента;
=091 – коэффициент учитывающий материал инструмента быстрорежущая сталь;
=10 – коэффициент учитывающий тип обрабатываемого отверстия глухое;
=10 – коэффициент учитывающий условия обработки с СОЖ;
=07– коэффициент учитывающий марку обрабатываемого материала;
4 Определение крутящего момента на шпинделе
Крутящий момент Н·м:
для : CМ = 00345; D = 8 мм; q = 20; y = 08; КР = 09;
5 Определение мощности резания
Мощность резания (эффективная) при сверлении определяется по формуле:
Все остальные режимы резания сведём в таблицу 1.1.
6 Выбор электродвигателя
Электродвигатель выбираем по номинальной мощности:
где ' – коэффициент полезного действия (' =085));
- максимальная мощность резания в цикле работы станка.
Поэтому выбираем асинхронный двигатели 4А80А4У3:
мощность – 11кВт nвр = 1420 мин-1; синхронная частота вращения 1500 мин-1.
Технические характеристики станка:
Наибольший диаметр сверления в стали средней твёрдости мм 40
Вылет шпинделя (расстояние от оси до образующей колонны) мм:
Наибольшее расстояние от нижнего торца шпинделя до плиты мм: 1160
Расстояние от нижнего торца шпинделя до стола мм:
Наибольший ход шпинделя мм .325
Конус шпинделя ..Морзе 4
Количество скоростей вращения шпинделя 9
Предел подач ммоб ..01-11
Наибольший допустимый крутящий момент на шпинделе кгс·см ..1800
Наибольшее допустимое усилие подачи шпинделя кгс .800
Привод габариты вес:
Электродвигатель вращения шпинделя:
число оборотов в минуту 1420
Электродвигатель подъёма и опускания стола:
число оборотов в минуту 1400
Диаметр круга при вращении рукава на 360º мм ..3100

icon Литература.doc

Иванов М. Н. Иванов В. Н. Детали машин. Курсовое проектирование М: Высшая школа 1975.
А. И. Кочергин Конструирование и расчёт металлорежущих станков и станочных комплексов Минск Выш. шк.1991.
Справочник технолога машиностроителя в 2-ёх томах под редакцией Косилова А. Г. Мещеряков Р. К. М.: Машиностроение 1986.
В. Э. Пуш Металлорежущие станки М.: Машиностроение 1986.
Тепинкичев В. К. Красниченко Л. В. Тихонов А. А. Колев Н. С. Металлорежущие станки М.: Машиностроение 1970.

icon 2 Выбор структуры привода.doc

2 Выбор структуры привода
Исходя из уменьшения затрат на модернизацию станка принимаем базовую компоновку привода
Рисунок 3.1 - Компоновка привода
В приводе используются АСД типа 4А80А4У3 номинальная частота вращения nдвном=1420 мин-1.

icon 5 Обоснование конструкции и расчёт ШУ.doc

5Обоснование конструкции и расчёт шпиндельного узла
1 Обоснование конструкции шпиндельного узла
Требования к шпиндельному узлу:
Обеспечить точность траектории движения;
Шпиндельный узел должен обладать достаточно высокой жёсткостью;
ШУ должен обладать виброустойчивостью. Собственные колебания должны быть не менее 20 Гц;
ШУ должен обеспечивать расчётные параметры;
По условию обеспечения долговечности Lh ≥ 5000 часов принимаем ШУ на опорах качения;
Поскольку условия работы станка не предъявляют особых требований то материал из которого изготавливается шпиндель принимаем Сталь 40Х с закалкой посадочных мест HRCЭ = 48 52 едениц.
Рисунок 6.1 – Компоновка шпиндельного узла
В опорах используем:
Радиальный шарикоподшипник 7000105 ГОСТ 338-57;
Упорный шарикоподшипник 8205 ГОСТ 6874-54;
Радиальный шарикоподшипник 7000105 ГОСТ 338-57
Параметр быстроходности kб = dm · nmax = (39 – 42)·105 мм·мин-1.
2 Расчёт шпиндельного узла
2.1 Расчёт шпиндельного узла на точность
При расчёте шпиндельного узла на точность предполагаем наиболее неблагоприятный случай когда биение подшипников А в передней опоре и В в задней опоре направлены в противоположные стороны (см. рис. 6.2).
Рисунок 6.2 – Расчётная схема
При этом радиальное биение конца шпинделя равно:
где – допускаемое радиальное биение конца шпинделя ( = 15 мкм);
а – вылет конца шпинделя мм (а = 53 мм);
l – расстояние между опорами мм (l = 475 мм).
По А и В выбираем подшипники: для передней опоры подшипники 4 класса; для задней опоры – 5 класса.
2.2 Расчёт шпиндельного узла на жёсткость
Рисунок 6.3 – Схема к расчёту шпиндельного узла на жёсткость
где P – сила резания Н (Р = 1234 Н);
а – вылет переднего конца шпинделя (а = 53 мм);
J1 J2 – среднее значение осевого момента инерции сечения шпинделя в пролёте между опорами мм4;
Е – модуль упругости материала шпинделя (Е = 21·105);
K – коэффициент защемления (k = 04) (по табл. 6.22 [2]).
Для расчёта перемещения переднего конца шпинделя принимаем что силы Р и Q направлены в противоположные стороны. Для определения перемещения конца шпинделя предварительно определим J1 и J2 а также жёсткость опор JА и JВ
Момент инерции сечения колесом равен:
где d – наружный диаметр консоли мм;
d1 – внутренний средний диаметр мм.
По сборочному чертежу определяем d = 150 мм d1ср = 85 мм.
Жёсткость передней опоры принимаем по графику (см. рис. 6.15 [2]):
Жёсткость задней опоры определяем по формуле:
где Ja – осевая жёсткость комплексной опоры
где FH – сила натяга Н (FH = 100 Н);
где z – число тел качения в подшипнике (z = 16);
α – фактический угол контакта в подшипнике. Принимаем α = 12°.
dp – диаметр ролика мм (dp = 15 мм).
Тогда перемещение конца шпинделя равно:
2.3 Расчёт шпинделя на виброустойчивость
Приближённый расчёт собственной частоты шпинделя не имеющего больших сосредоточенных масс производим по формуле:
где m – масса шпинделя кг;
J1 – момент инерции сечения шпинделя для среднего диаметра шпинделя равного:

icon Салазки.cdw

Салазки.cdw

icon Введение.doc

Курсовое проектирование – важная составная часть учебного процесса. В ходе курсового проектирования приобретается опыт самостоятельного решения практических задач изучаются современные конструкции технических устройств и тенденции их развития приобретаются навыки использования вычислительной техники при решении задач. Работа над курсовым проектом является тем процессом который дает возможность проявить свои творческие способности интуицию и фантазию поскольку принятие решений в проектах мало связано с применяемостью материалов и комплектующих изделий.
В данном курсовом проекте производится разработка (модернизация) привода главного движения радиально-сверлильного станка 2Л53. В ходе курсового проекта определяется назначение станка будут рассчитаны технические характеристики спроектирован привод главного движения произведен кинематический расчет расчёт зубчатых передач валов подшипников.

icon Коробка скоростей .cdw

Коробка скоростей .cdw

icon Салазки.spw

Салазки.spw
КП 36.01.01.2513.03.00.000
КП 36.01.01.2513.03.00.001
КП 36.01.01.2513.03.00.002
Корпус коробки скоростей
КП 36.01.01.2513.03.00.003
КП 36.01.01.2513.03.00.025
КП 36.01.01.2513.03.00.004
КП 36.01.01.2513.03.00.005
КП 36.01.01.2513.03.00.006
КП 36.01.01.2513.03.00.007
КП 36.01.01.2513.03.00.008
КП 36.01.01.2513.03.00.009
КП 36.01.01.2513.03.00.010
КП 36.01.01.2513.03.00.011
КП 36.01.01.2513.03.00.012
КП 36.01.01.2513.03.00.013
КП 36.01.01.2513.03.00.014
КП 36.01.01.2513.03.00.015
КП 36.01.01.2513.03.00.016
КП 36.01.01.2513.03.00.017
КП 36.01.01.2513.03.00.018
КП 36.01.01.2513.03.00.019
КП 36.01.01.2513.03.00.020
КП 36.01.01.2513.03.00.021
КП 36.01.01.2513.03.00.022
КП 36.01.01.2513.03.00.023
КП 36.01.01.2513.03.00.024
Болт М12-6gх25.66.05
up Наверх