Здесь можно найти учебные материалы, которые помогут вам в написании курсовых работ, дипломов, контрольных работ и рефератов. Так же вы мажете самостоятельно повысить уникальность своей работы для прохождения проверки на плагиат всего за несколько минут.

ЛИЧНЫЙ КАБИНЕТ 

 

Здравствуйте гость!

 

Логин:

Пароль:

 

Запомнить

 

 

Забыли пароль? Регистрация

Повышение оригинальности

Предлагаем нашим посетителям воспользоваться бесплатным программным обеспечением «StudentHelp», которое позволит вам всего за несколько минут, выполнить повышение оригинальности любого файла в формате MS Word. После такого повышения оригинальности, ваша работа легко пройдете проверку в системах антиплагиат вуз, antiplagiat.ru, РУКОНТЕКСТ, etxt.ru. Программа «StudentHelp» работает по уникальной технологии так, что на внешний вид, файл с повышенной оригинальностью не отличается от исходного.

Результат поиска


Наименование:


дипломная работа Агрегатный станок по нарезанию гаек с мелкими шагами

Информация:

Тип работы: дипломная работа. Добавлен: 19.05.13. Год: 2012. Страниц: 59. Уникальность по antiplagiat.ru: < 30%

Описание (план):


МИНИСТЕРСТВО  ОБРАЗОВАНИЯ КЫРГЫЗСКОЙ РЕСПУБЛИКИ 

Кыргызский  Государственный Технический университет  им. И. Раззакова 
 

Кафедра “ Автоматизация  и робототехника “ 
 
 

Дипломная работа

на тему:

“ АГРЕГАТНЫЙ СТАНОК ПО НАРЕЗАНИЮ ГАЕК С МЕЛКИМИ ШАГАМИ ” 
 
 
 
 

Выполнил: ________________________студент  группы АТПз-1-06

                                           Варава К. 

Руководитель: _____________________преподаватель

                                           Маситов А.М. 
 
 
 
 

Бишкек 2012

 

   ОГЛАВЛЕНИЕ

  ВВЕДЕНИЕ……………………………………………………………………….   3
  I.ОБЗОР И АНАЛИЗ СУЩЕСТВУЮЩИХ СИСТЕМ....…................................   4
    1. Перспективы развития…………………………………………...............
  4
    1. Классификация……………………………………………………………
  8
  II.РАЗРАБОТКА СТРУКТУРНОЙ СХЕМЫ СТАНКА ………………………   12
  2.1  Общая схема………………………………………………………………..

  2.2. Разработка кинематической схемы станка………………………………..

  12

  14

2.3. Проектирование  коробки скоростей …………………………………….

2.3.1 Расчет  режимов резания………………………………………………….

2.3.2 Определение  числа ступеней коробок скоростей……………………..

2.3.3 Мощность  двигателя……………………………………………………

2.3.4 Кинематический  расчет коробок скоростей…………………………….

2.3.5 Проектировочный  расчет валов……………………………………….

2.3.6 Определение  параметров зубчатых колес…………………………….

2.3.7 Расчет  валов……………………………………………………………..

2.3.8 Расчет  шпинделя ……………………………………………………….

2.3.9 Расчет  механизма переключения скоростей  …………………………..

2.3.10 Расчет  муфт ……………………………………………………………

2.4. Система  смазки в станке ………………………………………………….

III. РАЗРАБОТКА АВТОМАТИЧЕСКОЙ СИСТЕМЫ РЕГУЛИРОВАНИЯ УСИЛИЕМ РЕЗАНИЯ АГРЕГАТНОГО СТАНКА ………………………….

3.1 Описание схемы  САУ………………………………………………………

3.2.Математические  модели отдельных элементов и  звеньев САУ ………..

3.3 Соединение  звеньев ……………………………………………………….

IV. БЕЗОПАСНОСТЬ ЖИЗНИ ДЕЯТЕЛЬНОСТИ ………………………….

V. экономическая часть ……………………………………………...

  Список  литературы ………………………………………………………

  1515

  15

  15

  16

  18

  19

  21

  24

  38

  45

  46

  49 

  50

  50

  51

  68

  69

  79

  94


 

   ВВЕДЕНИЕ

     Место страны на мировых рынках во многом зависит от качества выпускаемой  продукции, от объемов и затрачиваемых  средств. Для конкурентоспособности  необходимо улучшение качества и  снижения других показателей. Эти требования возможно достичь улучшением средств  производства – модернизация имеющихся, проектированием и конструирование  новых металлорежущих станков, отвечающим растущим требованиям. 

     Создание  современных, точных и высокопроизводительных металлорежущих станков обуславливает  повышенные требования к их основным узлам. В частности, к приводам главного движения и подач предъявляются  требования: по увеличению жёсткости, повышению точности вращения валов, шпиндельных узлов. Станки должны обеспечивать возможность высокопроизводительного  изготовления без ручной последующей  доводки деталей, удовлетворяющих  современным непрерывно возрастающим требованиям к точности

     Агрегатными называют многоинструментальные станки, скомпонованные из нормализованных и частично специальных агрегатов. Эти станки применяются в крупносерийном и массовом производстве. На агрегатных станках можно выполнять сверление, рассверливание, зенкерование, растачивание, фрезерование, нарезание внутренних и наружных резьб, некоторые виды токарной обработки. Агрегатные станки в основном используются для изготовления корпусные деталей.

     Преимущества  агрегатных станков: 1) короткие сроки  проектирования; 2) простота изготовления, благодаря унификации узлов, механизмов и деталей; 3) высокая производительность, обусловленная многоинструментальной обработкой заготовок с нескольких сторон одновременно; 4) возможность многократного использования части агрегатов при смене объекта производства; 5) возможность обслуживания станков операторами низкой квалификации.

 

I.  ОБЗОР И АНАЛИЗ СУЩЕСТВУЮЩИХ СИСТЕМ.

     Перспективы развития

     Агрегатные  автоматы и полуавтоматы получают все  большее применение в машиностроительной промышленности. Широкое распространение их на машиностроительных заводах предъявляет прежде всего повышенные требования к уровню унификации самих конструкций агрегатных станков, уменьшению их номенклатуры за счет разработки наиболее рациональных параметрических рядов нормализованных узлов, к совершенствованию конструкций узлов за счет повышения их точности, жесткости, быстродействия, надежности работы.

     Эти требования послужили основой для  разработки и внедрения станкостроительными  организациями единой гаммы унифицированных  узлов агрегатных станков и автоматических линий.

     При этом предусматривалось:

     A. Использование в качестве силовых узлов:

     1) несамодействующих гидравлических  малогабаритных пинольных головок  габаритов 01—04 с мощностью привода  главного движения от 0,12 до 1,1 кВт  конструкции ЭНИМС;

     2) самодействующих плоскокулачковых  пинольных головок габаритов  05—06 с мощностью привода главного  движения от 0,8 до 3 кВт конструкции  Харьковского специального конструкторского  бюро агрегатных станков;

     3) силовых столов с гидравлическим  и электромеханическим приводом  габаритов 1—7 для установки  на них различных бабок: расточных,  сверлильных и фрезерных (без  пиноли) мощностью от 1,5 до 330 кВт  конструкции Минского бюро автоматических  линий; подрезно-расточных, фрезерных  (с пинолью) мощностью от 1,5 до 30 кВт конструкции Московского  специального конструкторского  бюро автоматических линий и  агрегатных станков.

     Б. Использование для поворота обрабатываемых деталей:

     1) накладных поворотно-делительных  столов диаметром 200—500 мм высокой  точности с гидравлическим приводом  конструкции ЭНИМС;

     2) поворотно-делительных столов диаметром  400—800 мм с электромеханическим  приводом конструкции Харьковского  специального конструкторского  бюро агрегатных станков;

     3) накладных поворотно-делительных  столов диаметром 800—1250 мм нормальной  и повышенной точности с гидравлическим  приводом конструкции Московского  специального конструкторского  бюро автоматических линий и  агрегатных станков;

     4) поворотно-делительных столов диаметром  800—1250 мм нормальной и повышенной  точности с электромеханическим  приводом конструкции Минского  специального конструкторского  бюро автоматических линий.

     B. Использование ряда общих несущих корпусных деталей (станин, стоек, кронштейнов и др.), выпускаемых ведущими станкостроительными заводами.

     Использование в компоновках агрегатных станков  унифицированных узлов единой гаммы  позволило примерно на 30% сократить  число их типоразмеров, в том числе  по шпиндельным коробкам в 2,5 раза (с 56 до 22 типоразмеров) и снизить себестоимость  узлов за счет увеличения серийности их производства.

     Дальнейшее  развитие конструкций агрегатных станков  как оборудования, основанного на методе концентрации операций, идет по следующим основным направлениям:

     1) дальнейшее увеличение степени  концентрации операций, позволяющее  обрабатывать деталь полностью  с одной установки от единых  технологических баз;

     2) расширение технологических возможностей  станков этого типа за счет  выполнения операций, которые ранее  не выполнялись на агрегатных  станках;

     3) расширение области применения  агрегатных станков путем разработки  быстро переналаживаемых конструкций,  позволяющих использовать их  в серийном и мелкосерийном  производстве;

     4) увеличение точности и надежности  работы полуавтоматов и автоматов  и повышение коэффициента их  использования.

     Увеличение  концентрации операций на агрегатных станках до оптимального уровня осуществляется путем:

     а) увеличения числа инструментов, установленных  на каждой силовой головке, и применения комбинированного инструмента;

     б) увеличения числа силовых головок  на каждой позиции станка;

     в) увеличения числа позиций на станке;

     г) увеличения количества деталей, обрабатываемых на каждой позиции.

     Каждый  способ увеличения концентрации операций (или сочетание способов) получает преимущественное применение в зависимости от конкретных условий обработки.

     Увеличение  концентрации операций за счет увеличения количества инструментов на силовых  головках ограничивается мощностью  и осевым усилием механизма подач  головок.

     В некоторых случаях целесообразно  применять комбинированный инструмент, позволяющий за один проход обрабатывать несколько поверхностей.

     Наиболее  часто увеличение концентрации операций достигается размещением необходимого количества головок на станке. Это  позволяет обрабатывать поверхности, расположенные под различными углами, а также полностью обрабатывать деталь с одной установки.

     Чтобы увеличить концентрацию операций на агрегатных станках путем увеличения числа монтируемых на станке силовых  головок, конструкция этих головок  должна удовлетворять определенным требованиям. Главные из них:

     1) при минимально возможных габаритных  размерах головки должны обеспечить  получение необходимого осевого  усилия и мощности на шпинделе;

     2) для полного использования возможностей  инструментов конструкция головок  должна обеспечивать необходимые  скорости резания и подачи, а  также возможность их регулирования;

     3) конструкция головок должна обеспечивать  достаточную жесткость для работы  на наиболее выгодных режимах  резания.

     Увеличение  концентрации операций достигается  также увеличением числа рабочих  позиций. У агрегатных станков, предназначенных  для обработки средних по размерам деталей, число позиций не превышает 4—6. Поворотные столы станков для  мелких деталей проектируют с  числом позиций 12—15. Дальнейшее увеличение числа позиций резко увеличивает  габаритные размеры станков и  создает неудобства при обслуживании. В таких случаях обрабатывать детали более целесообразно на нескольких агрегатных станках.

     Можно увеличить число деталей, обрабатываемых на каждой позиции. Это применяется  при обработке мелких валов, рычагов, а также при обработке мелких корпусных деталей в две установки. Наиболее удобными для такого построения процесса обработки являются агрегатные станки с центральной колонной. Применение этих станков позволяет располагать  необходимым числом позиций, а вертикальные и некоторые наклонные головки  устанавливать на центральной колонне, не выходя за пределы габаритов стола.

     Особенно  большой эффект получается при использовании  для обработки сложных по форме  деталей группы агрегатных станков, из которых создаются поточные автоматизированные линии.

     Технологические возможности агрегатных станков  расширяются при включении операций, которые ранее не выполнялись  на этих станках.

 

     

     1.2 Классификация

     Агрегатные  станки (рис. 1) в зависимости от формы, размеров заготовок, требуемой точности обработки компонуют по разным схемам: односторонними и многосторонними, одношпиндельными и многошпиндельными, однопозиционными и многопозиционными, в вертикальном, наклонном, горизонтальном и комбинированном исполнениях.

     Обработка на однопозиционных агрегатах станках  выполняется при одном постоянном положении заготовки. Агрегатные станки с многопозиционными поворотными столами или барабанами предназначены для параллельно-исследовательной обработки одной или одновременно нескольких заготовок малых и средних размеров. При этом вспомогательное время сокращено до минимума за счет того, что установка заготовки и снятие заготовки на позиции загрузки-выгрузки осуществляется во время обработки на других позициях.

 

 
 

 

 

   Рис. 1.1 – Схемы компоновок агрегатных станков на прямоугольной станине: а – двусторонняя с горизонтальными головками, б – то же, с наклонно закрепленными головками, в – то же, с вертикально установленными головками, г – с горизонтальной, наклонной и вертикальной головками                                                         
 

     Типовые унифицированные компоновки разработаны  на основе использования унифицированных агрегатов; (уровень унификации 90 %). Например, в агрегатном станке вертикальной компоновки (рис. 2) унифицированы: базовые детали (станины 1 и 20, стойка 9, упорный угольник II), силовые механизмы (силовой стол 8, а в станках других типов силовые головки), шпиндельные механизмы (шпиндельная коробка 14,

Рис. 1.2. Унифицированные агрегаты агрегатных станков

  

                                                        

Рис.   1.3  – Схемы компоновок агрегатных станков с круглым поворотным столом:  1 – силовая головка, 2 – подкладная плита, 3 – станина, 4 – стойка      (кронштейн), 5 – стол   


расточная бабка 19, сверлильная бабка 10), механизмы транспортирования (поворотный делительный стол 3, двухпозиционный делительный стол 18 прямолинейного перемещения), механизмы главного движения (коробка скоростей 17), гидрооборудование (гидробак 4, насосная установка 5, гидропанель 6), электрооборудование (центральный и наладочный пульты 2, электрошкаф силовых механизмов 16, электрошкаф станка 7), вспомогательные механизмы (удлинитель 15, резьбовой копир 13, расточная пиноль 12).

     Специальные механизмы, например приспособление для  установки и закрепления заготовок, имеют отдельные нормализованные  элементы.

Силовые механизмы агрегатных станков предназначены  для сообщения режущим инструментам главного движения и движения подачи (силовые столы). Силовые головки предназначены для выполнения токарных, фрезерных, сверлильных, расточных, резьбонарезных, шлифовальных и других работ. Они обычно работают в автоматических циклах, например: 1) быстрый подвод, рабочая подача (одна или две), выдержка на жестком упоре (при необходимости), быстрый отвод, стоп; 2) быстрый подвод, рабочая подача, быстрый подвод, рабочая подача, стоп. Такой цикл используют, например, при последовательной обработке нескольких соосных отверстий одинакового диаметра.

     Для привода главного движения (вращательного) в силовых головках обычно применяют электродвигатели, а для привода подачи — кулачки, винтовые передачи, цилиндры (пневматические, гидравлические и пневмогидравлические).

     По  конструкции механизма подач  различают головки с подвижной  пинолью и с подвижным корпусом. Подачу инструмента перемещением пиноли обычно выполняют в головках малой мощности, не более 1,5 кВт, что обеспечивает подход инструмента к заготовке. Силовые головки средней и большой мощности выполняют с подвижным корпусом.

     В зависимости от расположения привода  подач силовые головки могут  быть несамодействующими и самодействующими. У первых привод подач расположен вне головки, которую обычно устанавливают  на силовом столе, подключенным к  насосной станции станка или имеющим  самостоятельный привод. У вторых как привод вращения шпинделя, так  и все элементы привода подачи (резервуар для масла, насос, гидропанель  управления) расположены в корпусе  головки.

     По  мощности двигателя силовые головки  подразделяют на микросиловые (0,1—0,4 кВт), малой мощности (0,4—3,0 кВт), средней (3,0— 15 кВт) и большой мощности (15—30 кВт).

     В зависимости от типа привода подач  различают головки механические (кулачковые и винтовые), пневматические, гидравлические и пневмогидравлические.

     Силовые головки в значительной степени  определяют производительность, надежность и точность работы агрегатных станков. Поэтому силовые головки должны автоматически и точно выполнять заданный цикл работы, иметь минимальные упругие деформации при обработке с различными режимами, обладать высокой надежностью. Конструкции головок должны обеспечивать быстрое устранение возникающих отказов и простоту обслуживания.

     Одной из последних модификаций станка  является станок АМ.М16457. Он может выполнять фрезерование, сверление, резьбонарезание. Производительность 33+33 детали в час.  
II. РАЗРАБОТКА СТРУКТУРНОЙ СХЕМЫ СТАНКА

     2.1 Общая схема 

     В данном проекте разрабатывается  агрегатный станок по нарезанию гаек с мелкими шагами. Данный станок предназначен для обработки из шестигранных заготовок серии одинаковых деталей диаметром до 25 мм и длиной до 15 мм из материала сталь 20Х.

     Данный  станок позволяет осуществить сверление, зенкерование, развертывание в диапазоне диаметров 25…10 мм, а также нарезание резьбы с мелкими шагами в зависимости от установленного метчика.

     Станок  имеет самодействующую четырехшпиндельную силовую головку, а также пятипозиционный поворотный делительный стол, имеющий следующие позиции:

     1 позиция – загрузочная;

     2 позиция – сверление;

     3 позиция – зенкерование.

     4 позиция – развертывание.

     5 позиция – нарезание резьбы.

     Технические характеристики данного станка приведены  в таблице 1.

       Таблица 1 – Технические характеристики  станка

     Характеристика      Величина
     Максимальный  диметр сверления      25 мм
     Минимальный диаметр сверления      10 мм
     Пределы оборотов шпинделя силовой головки  для сверления      250–800 об/мин
     Число ступеней коробки скоростей силовой  головки для сверления      6
     Число позиций поворотного стола      4
     Мощность  привода силовой головки для  сверления      1,3 кВт

 

     Структурная схема данного станка приведена  на рисунке 2.1. Силовая головка и поворотный делительный стол связаны электрической схемой. На данном рисунке показаны движения: П1– главное; В3 – движение подачи; В5 – вспомогательное движение.

     Рис. 2.1 – Структурная схема агрегатного станка 
 

     2.2. Разработка кинематической схемы станка

     На  все элементы данного станка наложены электрические связи, что обеспечивает синхронность работы оборудования.

     Станок  работает следующим образом.

     Вал I коробки скоростей связан с валом  электродвигателя М1 мощностью 1,3 кВт. От электродвигателя через зубчатые колеса 1 и 2 вращение сообщается валу II, на котором жестко закреплены зубчатые колеса 3, 4, 5. Вращение на вал III может  доставляться по трем путям: при зацеплении колес 3 и 6, при зацеплении колес 4–7 или через колеса 5–8. Движение подачи осуществляется перемещением корпуса  силовой головки при передачи вращения от вала III через колеса 11–13 на ходовой винт V. На шпиндель вращение передается от вала III двумя путями: при зацеплении колес 9–11 или колес 10–12 шпинделю.

     После произведенной обработки, производится отвод силовых головок и поворот  стола.

     Движение  поворотного делительного стола  осуществляется следующим образом.

     К корпусу стола прикреплены электродвигатели М3 и М4. Электродвигатель М3 через  пару зубчатых колес 30 и 31 и самотормозящую червячную передачу 29 осуществляет вращение зубчатого колеса 28, которое  находиться в зацеплении с зубчатым венцом 27, прикрепленным к планшайбе  стола. Планшайба центрируется подшипником. При прохождение фиксаторного пальца мимо упора посредством рычажной системы переключаются муфта  М1, выключающая электродвигатель М3 и включающая электродвигатель М4. Происходит реверсирование планшайбы. После устранения зазоров во всей кинематической цепи сила тока в электродвигателе выключает  его, при этом червячная пара оказывается  заклиненной. 
 

     3.3. Проектирование коробки скоростей

     2.3.1 Расчет режимов резания

     При назначении режимов резания используются таблицы и рекомендации по справочной литературе.

     Назначим  режим резания для операции сверления. Из заданных максимального и минимального диаметров сверления принимаем  максимальную глубину резания  tmax=20 мм, минимальную глубину резания tmin=5 мм.

     Скорость  резания определим по формуле:

      , м/мин.

       м/мин,

      м/мин.

     Определим предельные частоты вращения шпинделя:

      об/мин,

      об/мин. 

     2.3.2 Определение числа ступеней коробок скоростей

     Определим число ступеней коробки скоростей  силовой головки для сверления.

     Диапазон  регулирования: 

      .

     Число ступеней коробки скоростей силовой  головки для сверления по формуле:

      .

       Принимаем z=6.

     В результате получаем, что силовая  головка имеют коробку скоростей  с шестью ступенями. 

     2.3.3 Мощность двигателя 

     Рассчитаем  мощность двигателя  по формуле [2]:

      , кВт,

     где N – мощность резания, ? – КПД.

     Определим мощность резания при сверлении  по формуле [1]:

      ,

     где Мкр – крутящий момент, Н·м.

      ,

     где значения коэффициентов и показатели степени выбираются из [1].

       Н·м.

      кВт.

     Для определения необходимой мощности двигателя, необходимо найти КПД [2]:

     ?=0,973•0,994=0,85.

      Определим необходимую мощность двигателя  силовой головки для сверления:

      кВт.

     Для силовой головки для сверления  выбираем двигатель АО2–21–4 мощностью 1,3 кВт и частотой оборотов 700 об/мин. 

     2.3.4 Кинематический расчет коробок скоростей 

     Кинематический  расчет включает построение графика  частот вращения, определение передаточных чисел и чисел зубьев колес. Ряд  чисел оборотов представляет геометрическую прогрессию со знаменателем ?=1,26, что  соответствует ГОСТ 8032–56.

     Произведем  расчет для силовой головки, выполняющей  сверление.

     График  частот вращения силовой головки  для сверления изображен на рисунке  2.3.

     

     Рис. 2.3 – График частот вращения шпинделя силовой головки 

     Из  графика определяются передаточные отношения колес:

      ,

      ,

      ,

      ,

      ,

      . 

     Результаты  кинематического расчета для  силовой головки для сверления  сводим в таблицу 3.

     Таблица 3 – Результаты кинематического  расчета силовой головки для  сверления 

     Un      U1      U2      U3      U4      U5
?z=60      72      72

 

     Кинематическая  схема коробки скоростей представлена на рисунке 2.4.

     Рис. 2.4 – Кинематическая схема коробки скоростей 

     2.3.5 Проектировочный расчет валов 

     Мощности  на валах определяются по формуле [2]:

      ,

     где Nдв – мощность двигателя;

       ? – КПД участка кинематической  цепи от двигателя до рассчитываемого  вала.

       кВт,

      кВт,

      кВт,

       кВт.

     Передаваемые  крутящие моменты на валах определяются по формуле [4]:

      , Н·см,

     где Ni – передаваемая валом мощность, кВт;

       n – частота вращения вала.

      Н·м,

       Н·м,

       Н·м,

       Н·м,

      Н·м,

       Н·м,

       Н·м,

       Н·м,

       Н·м,

       Н·м,

       Н·м.

     Определяем  диаметры валов по допускаемому напряжению при кручении [?]=25…30 МПа [4]:

      .

      мм,

      мм,

      мм,

       мм,

      мм,

       мм,

       мм,

       мм,

       мм,

       мм,

       мм. 

     2.3.6 Определение параметров зубчатых колес 

     Определим модуль зубчатых колес по формуле [4]:

      ,

     где km – вспомогательный коэффициент, для прямозубых передач km = 14;

     М1 – крутящий момент на шестерне, Н·м;

     z – число зубьев меньшего колеса в передаче.

     kFB –  коэффициент,  учитывающий неравномерность  распределения  на-

     грузки  по ширине венца, можно принять равным 1,1.

     Отношение ширины венца к начальному диаметру шестерни принимается равным 0,2 ... 1,6. Принимаем   =0,35.

     Коэффициент yF1 , учитывающий форму зуба, можно определить по таблице 4.

     Таблица 4 – Значения коэффициента yF1

     zi      36      27      32      29
     yF1      3,71      3,82      3,78      3,80

 

       Допускаемое изгибное напряжение  ? FP  определяется по формуле [4]:

      ,

     где   – допускаемое напряжение зубьев по изгибу, МПа, соответствующее базовому числу циклов перемены напряжений;

     kFL – коэффициент долговечности.

     Для колес из стали 40Х с поверхностной  закалкой ТВЧ до твердости поверхностей зубьев НRC 48..52 величина =270 МПа, kFL?1,63.

       МПа.

     Рассчитанные  значения модулей колес округлим до стандартных значения в соответствии с ГОСТ 9563–60.

     Модуль  колес в первой передачи:

       мм.

     Модуль  колес во второй передаче:

       мм.

     Модуль  колес в третьей передаче:

       мм.

     Модуль  колес в четвертой передаче:

       мм.

     Произведем  расчет зубчатого колеса 1.

     Делительный диаметр зубчатых колес определяется по формуле [4]:

     

       мм.

     Определяем  делительное межосевое расстояние колес по формуле [5]:

     

      мм.

     Определяем  ширину венца зубчатых колес по формуле [5]:

      ,

       мм.

     Определяем  диаметр впадин зубьев по формуле [5]:

      ,

       мм.

     Определяем  диаметр вершин зубьев по формуле [5]:

      ,

       мм.

     Аналогично  определяем параметры для оставшихся колес. Результаты сведем в таблицу5.

     Таблица 5 – Параметры зубчатых колес

     № колеса      mi, мм      zi, мм      di, мм      ai, мм      bi, мм      dfi, мм      dai, мм
     1 4 29 116 120 36 106 124
     2 4 31 124 120 36 114 132
     3 3 45 135 121,5 30 127,5 141
     4 3 36 108 121,5 30 114 100,5
     5 3 54 162 121,5 30 154,5 168
     6 3 36 108 121,5 30 114 100,5
     7 3 45 135 121,5 30 127,5 141
     8 3 27 81 121,5 30 73,5 87
     9 3 36 108 121,5 30 114 100,5
     10 3 32 96 121,5 30 88,5 102
     11 3 36 108 108 30 114 100,5
     12 3 40 120 108 30 112,5 126

 

     2.3.7 Расчет валов

     Расчет  валов на прочность 

     Произведем  расчет валов на прочность при  включении четвертой ступени (рисунок  2.5).

     

     Рис. 2.5 – График частот вращения шпинделя

     Округляем  полученные значения в пункте 2.5 диаметры валов до ближайших стандартных значений внутреннего кольца подшипника по ГОСТ 8338–57 и принимаем эти значения за диаметры шеек валов под подшипники. Таким образом, получим следующие значения:

     dI=17 мм, dII=20 мм, dIII=17мм, dIV=17мм.

     При расчете валов на прочность необходимо составить расчетные схемы в  соответствии с нагрузками, действующими в зубчатых зацеплениях.

     Схема нагружения вала I изображения на рисунке 2.6.  

     

     Рис. 2.6 – Схема нагружения первого вала 

     В соответствии с схемой нагружения составим расчетную схему вала I (рисунок 2.7). 
 

     

     Рис. 2.7 – Расчетная схема вала I

     Рассчитаем  вал I.

     Крутящий  момент, передаваемый валом I, М1=26.173 Н·м. Определим усилия в зацеплении по формулам [4]:

     – окружные: ,

     – распорные: ,

     где di – делительный диаметр колеса в зацеплении.

       Н,

      Н.

     Определим опорные реакции:

     

     Определяем  моменты в точках, где приложены  силы и находим результирующий изгибающий момент.

     Результирующий  изгибающий момент:

     

     Эквивалентный момент:

     

     Диаметр вала:

      .

       мм.

     Принимаем d=20 мм.

     Схема нагружения вала II изображения на рисунке 2.8. 

     

     Рис. 2.8 – Схема нагружения второго вала 

     Расчетная схема вала II изображена на рисунке 2.9.

      Рис. 2.9 – Расчетная схема вала II 
 

     Рассчитываем  вал II.

       Н,

       Н,

       Н,

      Н.

     Определим опорные реакции вала II:

     

     

     

     Результирующие  изгибающие моменты:

     

     Эквивалентные моменты:

     

     Диаметр вала:

      .

       мм.

     Принимаем d=20 мм.

     Расчет  вала III. Схема нагружения вала III изображения на рисунке 2.10.

     

     Рис. 2.10 – Схема нагружения третьего вала

     Рис. 2.11 – Расчетная схема вала III

     На  рисунке 2.11 представлена расчетная схема вала III.

      Н,

      Н,

      Н,

      Н.

       Н.

      Н.

       Н.

       Н.

     Определим опорные реакции вала III:

     

     

     

     Результирующие  изгибающие моменты:

     

     Эквивалентные моменты:

     

     Диаметр вала:

      .

       мм.

     Принимаем d=25 мм. 

     Расчет  валов на жесткость 

     Вал, рассчитанный из условий динамической прочности, может не обеспечить нормальной работы зубчатых колес и подшипников, если будет чрезмерно деформироваться. Расчет на жесткость сводится к определению  прогиба у и угла наклона оси  ?.

     Допускаемый прогиб вала под зубчатыми колесами не должен превышать 0,01–0,03 модуля m. Углы наклона оси вала не должен превышать 0,001 радиан.

     Прогиб  и наклон оси вала определяются по формулам [5]:

      ,

      ,

     где l – длина вала;

     d – диаметр вала.

     Рассчитаем  вал I на жесткость по приведенным формулам. Для расчета воспользуемся расчетной схемой вала (рисунок 2.12).

     

     Рис. 2.12 – Расчетная схема первого вала 

      рад,

      рад,

      см,

      см,

     Определим результирующий прогиб:

      см.

     Определим результирующий угол наклона оси  вала:

      рад.

     Все полученные значения входят в пределы  допустимых значений.

     Рассчитаем  вал II (рисунок 2.13). 

          

     Рисунок 2. 13 – Расчетная схема второго вала 

      рад,

      рад,

      рад,

      рад,

      см,

      см,

      см,

      см.

     Определим результирующий прогиб:

      см,

      см.

     Определим результирующий угол наклона оси  вала:

      рад,

      рад.

     Полученные  значения находятся в пределах допустимых.

     Рассчитаем  вал III (рисунок 2.14). 

     

     Рис. 2.14 – Расчетная схема третьего вала 

      рад,

      рад,

      рад,

      рад,

      см,

      см,

      см,

      см.

     Определим результирующий прогиб:

      см,

      см.

     Определим результирующий угол наклона оси  вала:

      рад,

      рад.

     Полученные  значения находятся в пределах допустимых. 

     Расчет  валов на виброустойчивость 

     При вращении несбалансированного вала, имеющего конечную жесткость подшипников, ось вала под действием сил  смещается относительно оси вращения и прогибается, совершая прецессионное  движение. С увеличением угловой  частоты вращения, смещение и прогибы  возрастают и становятся особенно значительными  при критическом значении частоты  ?кр. Увеличение частоты вращения сверх критического значения приводит к уменьшению смещения  и прогибов оси вала, и он самоцентрируется. Это явление сопровождается появлением значительных знакопеременных нагрузок и вибрациями всего механизма.

     Расчет  на виброустойчивость сводится к  определению критической частоты  вращения и сравнению ее с рабочим  диапазоном частот вращения шпинделя. Считается, что опасность резонанса не возникает, если предельные скорости рабочего диапазона отличается от критической частоты более чем на 25%:

      [4],

     где ?max=2?nmax.

     Точный  расчет критической частоты вращения является довольно сложной задачей, поэтому на практике используется упрощенная расчетная схема.

     Критическая частота вращения определяется по формуле [4]:

      ,

     где  j1, j2 – жесткость соответственно первой и второй опоры;

     m – масса;

     Ix, Iy – моменты инерции относительно главных осей инерции;

     a, b – расстояния от центра масс до первой и второй опор.

     Моменты инерции цилиндра:

      ,

      .

     Жесткости опор определяются по формуле [4]:

      .

     Определим ?КР для вала II.

     Найдем  массу вала как произведение объема на плотность материала:

      .

     Зная  размеры вала и плотность стали, находим, что m=1,732 кг.

     Найдем  жесткости опор:

      Н/м2,

       Н/м2.

     Найдем  моменты инерции:

       кг·м,

       кг·м.

     Расстояния  a  и b от опор до центра масс вала равны: a=b=0,212 м.

     Подставим вычисленные значения в уравнение, получим:

      .

     Принимаем ?2КР=z, решаем квадратное уравнение. Получаем ?КР=13928.2 об/мин.

     Сравним это значение с ?max вала II. ?max=7912,8 об/мин.

      .

     Таким образом, условие виброустойчивости  вала II выполняется.

     Определим ?КР валов I и III аналогичным способом. Получим следующие значения:

     – для вала I ?КР=26017об/мин   ;

     – для вала III ?КР=20080 об/мин   .

     Для обоих валов условие виброустойчивости  так же выполняется. 

     2.3.8 Расчет шпинделя

     Расчет  шпинделя на прочность 

     Для расчета шпинделя на прочность составим схему нагружения шпинделя (рисунок  2.15). В соответствии со схемой нагружения составим расчетную схему шпинделя (рисунок 2.16).

     Произведем  расчет шпинделя на прочность.

     Определим окружные и распорные усилия в  зацеплении:

      Н,

      Н.

       Н.

     

     Рис. 2.15 – Схема нагружений шпинделя 

     Рис. 2.16 – Расчетная схема шпинделя 

      Н.

       Н.

       Н.

       Н.

       Н.

     Определим опорные реакции шпинделя:

       Н.

      Н.

      Н.

      Н.

     Сила  реакции опоры подшипника В равны 0.

     Результирующие  изгибающие моменты:

     

     Эквивалентные моменты:

     

     Диаметр вала:

      .

       мм.

     Принимаем d=35 мм. 

     Расчет  шпинделя на кинематическую точность 

     Конструкция, точность изготовления и сборки шпиндельного узла во многом определяют точность, надежность и в конечном итоге работоспособность  металлорежущих станков. В связи  с этим  к точности вращения, жесткости, виброустойчивости и износостойкости  шпиндельных узлов предъявляются  особые требования и особенно на стадии проектирования.

     Точность  вращения характеризуется обычно биением  переднего конца шпинделя и определяется точностью как самого шпинделя, так  и классом точности подшипников (рисунок 2.17) [4].

     Радиальное  биение конца двухопорного шпинделя определяется по формуле [4]:

      ,

     где ?А, ?В – радиальное биение подшипников соответственно в задней и передней опорах;

     ?Ш – радиальное биение, связанное с геометрическими погрешностями шпинделя;

     l0 – расстояние между опорами;

     l1 длина консольного конца шпинделя.

     

     Рис.2.17 –Схема для расчета шпинделя на кинематическую точность

     Радиальное  биение подшипников составляет от радиального биения конца шпинделя:

      .

     Имеем допустимое радиальное биение, связанное  с геометрическими погрешностями  шпинделя [5] ?Ш=0,025, радиальное биение подшипников A и B [4]: ?А=0,01, ?В=0,006, l1=155 мм,l0=345 мм. Найдем радиальное биение конца шпинделя по формуле:

      .

      .

     Из  расчета видно, что радиальное биение конца шпинделя находится в допустимых пределах. 

     Расчет  шпинделя на жесткость 

     Расчет  шпинделя на жесткость производится аналогично расчету валов (п. 3.7.2). Для расчета воспользуемся расчетной схемой шпинделя, изображенного на рисунке 2.18.

     

     Рис.2.18 – Расчетная схема шпинделя

     Определим углы наклона оси шпинделя:

      рад,

      рад,

      рад,

      рад.

     Определим прогибы шпинделя:

      см,

      см,

      см,

      рад.

     Определим результирующий прогиб:

      см,

      см.

     Определим результирующий угол наклона оси  вала:

      рад,

      рад.

     Допустимые  значения прогиба и угла наклона  оси шпинделя:

      , где mi – модуль зубчатого колеса;

      рад.

     mi=3 => у?0,06 см.

     Все полученные значения входят в пределы  допустимых значений. 

     Расчет  шпинделя на виброустойчивость 

     Расчет  шпинделя на виброустойчивость производится аналогично расчету валов, описанному в п. 2.7.3.

     Момент  инерции шпинделя находим как  момент инерции полого цилиндра по формулам [4]:

      ,

      .

     Массу шпинделя определим как произведение объема на плотность стали, m=4,148 кг.

     Момент  инерции шпинделя равен:

      9,146·10-4 кг·м, 0,022 кг·м.

     Рассчитаем  остальные параметры, используя  формулы, приведенные в п. 2.7.3.

     Жесткость опор равна:

     j1=3,579·108 Н/м2, j2=9,547·108 Н/м2 .

     Подставив полученные значения в уравнение, получим:

      .

     Решив данное уравнения и приняв во внимание, что z=?2КР, получим:

     ?КР=44741 об/мин.

     ?max =15826 об/мин.

     44741·0,75=33555>15826 об/мин.

     Таким образом, шпиндель станка удовлетворяет  условию виброустойчивости.

     2.3.9 Расчет механизма переключения скоростей

     Система управления станком состоит из механических, электрических, гидравлических и пневматических устройств, используемых для передачи команды исполнительному органу; управляющего органа – рукоятки, кнопки, конечного переключателя и т.п.; исполнительного органа (вилки, рейки, рычага и др.), перемещающего соответствующую  часть станка.

     Системы управления можно разделить на ручные и автоматические. При ручном управлении все переключения цикла осуществляются рабочим при помощи рукояток, рычагов, штурвалов или кнопок. Переключения цикла осуществляются при помощи рукоятки и переключателя.
и т.д.................


Перейти к полному тексту работы


Скачать работу с онлайн повышением уникальности до 90% по antiplagiat.ru, etxt.ru


Смотреть полный текст работы бесплатно


Смотреть похожие работы


* Примечание. Уникальность работы указана на дату публикации, текущее значение может отличаться от указанного.