Реферати українською » Промышленность, производство » Проектування вертикально-свердлильного верстата


Реферат Проектування вертикально-свердлильного верстата

Страница 1 из 2 | Следующая страница

Кафедра верстатів

>КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

на задану тему: «Проектуваннявертикально-сверлильного верстата»


Анотація

Цей курсової проект розробили студентом четвертого курсу машинобудівного факультету, групи. Було запропоновано спроектувати вертикально-свердлильний верстат, за такими даним:

- клас точності – нормальний;

- найбільший умовний діаметр свердління – 18 мм.;

- найбільший хід шпинделя – 100 мм.;

- матеріал оброблюваних виробів –сталь-чугун;

>Курсовой проект містить:

- пояснювальну записку, з 29 аркушів, у якій розглянуто:

а) визначення основних технічних характеристик верстата; б) проектування кінематики верстата, вибір компонування; в) динамічні іпрочностние розрахунки вузлів, розроблюваних конструктивно; р) опис структурної і кінематичних схем, настройки верстата; буд) опис конструкції спроектованих вузлів і систем верстата;

- графічний матеріал, у якому чотири аркуша формату А1: кінематична схема верстата,развертка приводу головного руху,свертка дроти головного руху, і коробка подач;

- специфікація приводу головного руху;


Зміст

Запровадження. 4

1. Літературний огляд. 5

2. Визначення основних технічних характеристик верстата. 8

3. Синтез і опискинематической структури верстата. 10

4. Вибір і опис компонування верстата. 11

5. Проектування і опискинематической схеми верстата. 14

5.1 Проектування кінематики приводу головного руху. 14

5.2 Проектування кінематики приводу подач. 17

6. Динамічні,прочностние та інші необхідні розрахунки проектованих вузлів 22

7. Опис конструкції спроектованих вузлів. 35

8. Опис системи мастила спроектованих вузлів. 36

9. Опис системи управління верстатом. 38

10. Укладання. 40

Список використаної літератури.. 41

Запровадження

Сучасні металорізальні верстати - це високорозвинені машини, які включають механічні, електричні, електронні, гідравлічні, пневматичні та інші методи здійснення рухом та управління циклом.

По конструкції та призначення важко знайти різноманітні машини, ніж металорізальні верстати. Там обробляють різноманітні деталі – від дрібних елементів годинників та приладів детально, розміри яких досягають багатьох метрів (турбіни), прокатних станів. На верстатах обробляють й прості циліндричні, і поверхні, описувані складними математичними рівняннями чи задані графічно. У цьому досягаються висока точність обробки, яка вимірюється нерідко частками мікрометра. На верстатах обробляють деталі з сталей і чавунів, з кольорових, спеціальних жароміцних, м'яких твердих та інших матеріалів. Сучасне верстатобудування розвивається все швидше. У рішеннях уряду щодо розвитку верстатобудування особливу увагу звернуто на випереджувальний розвиток випуску верстатів з числовим програмним управлінням, розвитком виробництва важкі крейсери та унікальних верстатів.

>Сверлильние верстати призначені для свердління глухих і наскрізних отворів,рассверливания,зенкерования, розгортання,растачивания і нарізування різьби.Сверлильние верстатиподразделяются навертикально-сверлильние настільні і похилі,радиально-сверлильние, для глибокого свердління,центровальние імногошпиндельние.


1. Літературний огляд

Загальний вид найбільш поширеного універсальногоодношпиндельноговертикально-сверлильного верстата показаний на рис. 1. Верстат перед призначений до роботи на основних виробничих цехах, соціальній та умовах одиничного імелкосерийного виробництва, в ремонтно-механічних і інструментальних цехах.

вертикальний свердлильний верстат кінематичний

Мал.1Вертикально-сверлильний верстат.

Нафундаментной плиті 1 змонтована колона 3коробчатой форми. У його верхню частину розміщенашпиндельная голівка 6, несучаелектродвиатель 5 і древко 7 з інструментом 8. На вертикальних направляють колони встановленошпиндельная баба 4, усередині якої розмістили механізм подачі, здійснює вертикальное переміщення шпинделя. Піднімати іопускать дерево можна механічно і вручну, з допомогою штурвала 2. Для встановлення і закріплення пристосування зобрабативаемими заготовки є стіл 9. Його встановлюють на різній висоті, залежно відразме рів оброблюваних деталей.

Синтез методів і кінематики формоутворення поверхонь різанням

 >Кп+СлКп+Cл

 ФV1) ФV1)

 ФP.S2) ФP.S2)

 >Уст(П3)Уст(П3)

 

 

 


>Кп+Кс

ФV1)

ФP.S2)

>Уст(П3)

Основні технічні характеристикивертикально-сверлильних верстатів, близьких потипоразмеру:

Параметри >2А150 >2Г175 >2Н175М
Найбільший умовний діаметр свердління в стали 50 75 75
Робоча поверхню столу >500х560 >560х630 >710х1250
Найбільше відстань від торця шпинделя до робочої поверхні столу 800 850 828
Виліт шпинделя 350 400 200-760
Найбільший хід шпинделя 300 - -
Найбільше вертикальне переміщення
 >сверлильной (револьверної) голівки 250 710 500
 столу 360 - -
Конус Морзе отвори шпинделі 5 6 1,2 чи 3
Кількість швидкостей шпинделі 12 12 12
Частота обертання шпинделя об./хв 22-1000 18-800 22-1000
Кількість подач шпинделі (револьверної голівки) 12 33 12
Подача шпинделя (револьверної голівки),мм/об 0,05-2,25 0,018-4,5 0,05-2,24
Потужність електродвигуна в кВт 7,0 11 11
>Габаритние розміри:
 довжина 1355 1420 1500
 ширина 890 1920 1800
 висота 2930 3385 3650
Маса, кг. 1870 4250 5000

Якстанка-прототипа вибираю вертикально-свердлильний верстат2А150 з аналізу його кінематики і технічних характеристик.


2. Визначення основних технічних характеристик верстата

1. Вибираємо ріжучий інструмент

>Спиральное свердло D>max=18 мм D>min=3 мм. Матеріал що краючою частинибистрорежущая стальР6М5.

2.Назначаем режим різання

2.1Назначаем подачі

P.S>min=0,1мм/об

P.S>mах=1,6мм/об

2.2 Стійкість інструмента

>Т=25 хв

2.3 Визначаємо допустиму швидкість різання

під час свердління

де

 

Загальний поправочний коефіцієнт на швидкість різання, враховує фактичні умови різання,

де


- поправочний коефіцієнт, враховує вплив фізико-механічних властивостей оброблюваного матеріалу на швидкість різання;

 -- поправочний коефіцієнт, враховує вплив інструментального матеріалу на швидкість різання

 -- коефіцієнт, враховує глибину

 


3. Синтез і опискинематической структури верстата

>Рис. 2 Структурна схемавертикально-сверлильного верстата.

Основним формотворчими рухами при свердлильних операціях є: головне – обертальне рух В1 і рух подачіП2 шпинделі верстата.Кинематические ланцюга, здійснюють цей поступ, мають самостійні органи настройки іv і і>s,з яких встановлюється необхідна швидкість обертання інструменту та його подача.

>Вращение шпинделя здійснюється за ланцюга: від електродвигуна М по коробки швидкостей іv, що забезпечує 12 частот обертання, передається на вал 2. (М- іv-2)

Подача здійснюється за ланцюга: від електродвигуна М через коробку швидкостей іv, через коробку подач і>s, що забезпечує 9 подач, обертання повідомляєтьсяреечному колесу До, яке передає обертання напиноль шпинделя з рейкоюt. (М- іv-1- і>s->К-t)


4. Вибір і опис компонування верстата

Компонування верстати на значною мірою впливає техніко-економічні показники. Від компонування залежить:жесткость конструкції; теплової баланс і температурна деформація; універсальність верстати й йогопереналаживаемость;металлоемкость;трудоемкость виготовлення, складання; ремонтопридатність.

Розглянемо три варіанта компонуваннявертикально-сверлильного верстати й виберемо один:

Структурна формула даної компонування:0ZCv

Переваги: жорстка конструкція станини.

Недолік: обмежені габарити оброблюваної деталі, труднощі в складання, при знос столу, куди встановлюється деталь, немає можливості заміна його, при малих габаритах оброблюваної деталі зменшується жорсткість шпинделя,т.к. збільшується величина вильоту.


 

Структурна формула даної компонування:Z0ZCv

Переваги: можна робити демонтаж столу, збільшуються габарити оброблюваної деталі, можливість забезпечення жорсткості шпинделя, рахунок підвода оброблюваної деталі дошпинделю.

Недолік: зменшуєтьсяжесткость через стіл, отже зменшується точність позиціонування.

Структурна формула даної компонування:Z0ZZCv

Переваги: можна робити демонтаж столу, простота складання верстата,т.к. коробку швидкостей і подач взяток окремо від станини, збільшуються габарити оброблюваної деталі.

Недолік: зменшуєтьсяжесткость як через стіл, а й через можливість переміщати шпиндельний вузол, отже зменшується точність обробки.

1 – деталь; 2 – житло верстата; 3 - коробка швидкостей і подач; 4 – держак; 5 – стіл.

З розглянутих варіантів вибираємо другий, оскільки він є оптимальний пожесткости і точності.


5. Проектування і опискинематической схеми верстата

 

5.1 Проектування кінематики приводу головного руху

Визначаємо граничний частоти обертання:

Діапазон регулювання Rn частот обертання виконавчого органу

Визначаємо число щаблів коробки швидкостей, приj=1,41:

Перевіряємо можливість здійснення простий потужності верстата:


Дляпрямозубих колісС=8

Отже структура проста. З багатьох можливих варіантів порядку розташування перемикання групових передач вибираємо варіант у якому вага і габарити проектованого приводу мінімальні.

Перевіряємо здійсненність прийнятого варіанта структури приводу за діапазоном регулювання групи з умові

 - ухвалений варіант можна здійснити.

>Рис. 3 Структурна сітка.


>Рис. 4 Графік частот обертання.

>Передаточние відносини приймаємо:

   

  

Виходячи з цього, розраховуємо числа зубів коліс:

і1=1/2 і2=5/7 і3=1/1

a1+b1=3 a2+b2=12 a3+b3=2

Найкоротший загальне кратну одно 12,т.к. Z>min=18.

Тоді Z1=20, Z2=40, Z3=25, Z4=35, Z5=30, Z6=30

і4=19/53 і5=1/1

a4+b4=72 a5+b5=2


Найкоротший загальне кратну одно 72, за умови, що Z>min=18.

Тоді Z7=19, Z8=53, Z9=38, Z10=38

і6=1/4 і7=2/1

a6+b6=5 a7+b7=3

Найкоротший загальне кратну одно 15, за умови, що Z>min=19.

Тоді Z11=20, Z12=80, Z13=80, Z14=20.

>Рис. 5Кинематическая схема приводу.

 

5.2 Проектування кінематики приводу подач


Діапазон регулювання Rn подач виконавчого органу

Визначаємо число щаблів коробки подач, приj=1,41:

Перевіряємо можливість здійснення простий потужності верстата:

Дляпрямозубих колісС=8

Отже структура проста.

З багатьох можливих варіантів порядку розташування перемикання групових передач вибираємо варіант у якому вага і габарити проектованого приводу мінімальні.


Перевіряємо здійсненність прийнятого варіанта структури приводу за діапазоном регулювання групи з умові

 - ухвалений варіант можна здійснити.

 

>Рис. 6 Структурна сітка приводу подач.

>Передаточние відносини приймаємо:

  

  

Виходячи з цього, розраховуємо числа зубів коліс:

і1=1/2 і2=5/7 і3=1/1

a1+b1=3 a2+b2=12 a3+b3=2

Найкоротший загальне кратну одно 12,т.к. Z>min=17.


Тоді Z1=20, Z2=40, Z3=25, Z4=35, Z5=30, Z6=30

і4=1/4 і5=1/2 і6=2/1

a4+b4=5 a5+b5=3 a6+b6=3

Найкоротший загальне кратну одно 15, за умови, що Z>min=17.

Тоді Z7=19, Z8=76, Z9=30, Z10=60, Z11=60, Z12=30.

Визначаємо мінімальне значення частоти обертання останнього обертового ланки у ланцюзі подачі.

де P.S>min – мінімальна подача (значення з стандартного низки);

P.S>т.в. – крок тягового валу;

Визначаємо мінімальне передатне ставленнякинематической ланцюга подач:

де n0 – один оборот шпинделі;


>Рис.7 Графік чисел подач.


6. Динамічні,прочностние та інші необхідні розрахунки проектованих вузлів

1. Частота обертання на валах

nI=n>дв=955 хв-1

nII=800 хв-1

nIII-IV=600 хв-1

nV=250 хв-1

>Угловие швидкості на валах приводу

 з-1

 з-1

 з-1

 з-1

Визначаємо потужності на валах:

РI =7000 Вт

РII = РI·hрем ·hпід= 7000 ·0,96·0,995 = 6865,6 Вт

РIII = РII·h>цил ·hпід= 6865,6·0,98·0,995 = 6794,2 Вт

РIV = РIII·h>цил ·hпід=6794,2·0,98 ·0,995 = 6724,7 Вт

РV = РIV·h>цил ·hпід=6724,7·0,98 ·0,995 = 6557,3 Вт

депід=0,99 – ККД пари підшипників

>>цил=0,98 – ККД циліндричноюпрямозубой передачі

Визначаємо переданікрутящие моменти:


ТII/>I=7000/104,2=67,18Нм

ТIIII/>II=6865,6/83,8=81,93Нм

ТIIIIII/>III=6794,2/62,8=108,19Нм

ТIVIV/>IV=6724,7/62,8=107,08Нм

ТVV/>V=6557,3/26,2=250,29Нм

2.Расчет звичайною зубчастою передачі

2.1. Матеріал шестерні: сталь 45;240285НВ;sв=>650850МПа;sТ=580МПа; вид термообробки – поліпшення.

Матеріал колеса: сталь 40;4250HRCе;sв=>630780МПа;sТ=400МПа; вид термообробки – поліпшення.

2.2. Визначаєморасчетний модуль зачеплення

де

>k>m=1,4

YFS – коефіцієнт, враховує форму зуба слова й рівний 1.

y>bd – коефіцієнт ширини шестерні щодо її ширини слова й рівний 0,8.

>kFb - коефіцієнт, враховує нерівномірність розподілу навантаження по ширині віденця слова й рівний 1,2.

>kА - коефіцієнт зовнішньої динамічної навантаження слова й рівний 1.

>m=1,87 мм.

Значенняm заокруглюється до найближчій величини відповідно до ГОСТ 9563-60:m=2 мм.

2.3. Визначення розмірів передач і коліс.

Визначаємо розміри вінців коліс:

передачі Z1-Z2


>d1=>mZ1=220=40 мм

>d2=>mZ2=>240=80 мм

>Диаметри вершин:

для Z1-Z2

>d>a1=>d1+>2m=40+22=44 мм

>d>a2=>d2+>2m=80+22=84 мм

>Диаметри западин:

для Z1-Z2

>d>f1=>d1->2,5m=40-2,52=35 мм

>d>f2=>d2->2,5m=80-2,52=75 мм

>Ширина вінців коліс:

Прийнято Доа=495, До=1,02

>Допускаемое напруга

для колесаМПа


P.Sзв=1,2

 >МПа

>Расчетноемежосевое відстань, мм

aw=>0,5(d2+>d1)=0,5(40+80)=60

Значення аw заокруглюється до найближчій величини відповідно до ГОСТ 2185-66: аw=60

 мм

Приймаємо b=15 мм.

тоді ширина шестерні:

b1=b2+(>35)=2830, приймаємо 20 мм.

2.4. Перевірка на витривалість по контактним напругам

Визначаємо окружні швидкості

для щаблі Z1-Z2

 м/с

>Удельнаярасчетная окружна сила:

для щаблі Z1-Z2


До=1 – дляпрямозубой передачі

До=1,01

 >Н/мм

 >Н/мм

Розрахункові контактні напруги

>sМ=ZHZМ

ZМ=175МПа

ZH=1,47

>sМ=1751,47МПа

Умова контактної міцності для Z1-Z2 виконується

Інші розміри коліс розраховуються аналогічно і записуються в таблицю 1.


Таблиця 1. Основні розміри і характеристики зубчастих коліс

Z >Диаметри, мм

Кількість зубів

коліс

>Шириназубчати

вінців, мм

Ставлення

>b/d

>d

>da

>d>f

1 40 44 35 20 20 0,5
2 80 84 75 40 15 0,18
3 50 54 45 25 20 0,4
4 70 74 65 35 15 0,21
5 60 64 55 30 20 0,33
6 60 64 55 30 15 0,25
7 38 42 33 19 25 0,65
8 106 110 101 53 20 0,19
9 72 76 67 38 25 0,32
10 72 76 67 38 20 0,26
11 50 55 43,75 20 25 0,5
12 200 205 193,75 80 20 0,1
13 200 205 193,75 80 25 0,125
14 50 55 43,75 20 20 0,4

3. Попередній розрахунок валів

Для валів вибираємо матеріал: Сталь40Х ГОСТ 4543-71

Т – крутний момент,Нмм

[>до] –допускаемое напруга прикручении,МПа

[>до]=20...25

Вихідний кінець валу електродвигунаdI=28 мм

 мм


ПриймаємоdII=25 мм

 мм

ПриймаємоdIII=25 мм

 мм

ПриймаємоdIV=30 мм

 мм

ПриймаємоdV=35 мм

Термічна обробка: гарт + високий відпусткуНВ230285.

4. Основний розрахунок валів

Для перевірки візьмемо вал IV, у якому розміщений блок з цих двох коліс і двоє одиночних колеса.

>Окружное зусилля в зачеплення

 М

 М

>Радиальное зусилля взацеплении


F>r1=107,080,36=38,55 М

F>r2=375,720,36=135,26 М

5. Проектний розрахунок валу:

>Вичисляем реакції в опорах Проте й У у площиніXOZ

>Вичисляем реакції в опорах Проте й У у площиніYOZ

>Вичисляем сумарніизгибающие моменти Мз в характерних ділянках валу Мі=,Н·м з побудовоюепюриизгибающих моментів Мі. див. мал.6.

На рис. 8 представленаепюракрутящих моментів Т,Н·м, переданих валом.

>Вичисляем еквівалентніизгибающие моменти М>екв,Н·м в характерних точках

деa=s->1и/>4·s>ои=280/4·480=0,146

Перевіряємо вал наусталостную міцність

Аналізуючи лінію перетинів валу, де приведені напруги рівнідопускаемим, можна дійти невтішного висновку, що потенційно слабким перерізом валу є перетин з Мі=16,65Н·м іТ=107,8Нм.

Вибираємо тип концентратора напруг і вибираємо значення коефіцієнтів концентрації напруг по вигину і зкручению

>k>s=2,5;k>t=1,8

Коефіцієнт запасу міцності валу по нормальним напругам

P.S>s=>s-1/(>sa·>k>sбуд)

>s-1=280МПа

>sa=>su=Mu·103/w

>w=p·d3/32=3,14·253/32=1533

>sa=>su=16,65·103/1533=10,86

>k>sбуд=(>k>s/>k>d+>1/k>f->1)1/kv

>k>d=0,98

>k>f=0,89

>kv=1,6

>k>sбуд=(2,5/0,98+1/0,89-1)1/1,6 =1,09

P.S>s=280/(10,86·1,09)=23,65

Коефіцієнт запасу по дотичним напругам

P.S>t=>t-1/(>ta·>k>tбуд+y>t·>t>m)

>t-1=170МПа

>ta=>t>m=>Т·103/>2w>p

w>p=>pd3/16=3,14·253/16=3068МПа

>tа=>t>m=107,8·103/2·3068=17,57

>k>tбуд=(>k>t/>k>d+>1/kF->1)1/kv

>k>d=0,98

>kF=0,89

>kv=1,6

>k>tбуд=(1,25/0,98+1/0,89-1)1/1,6=0,87

yT=0

P.S>t=170/(17,57·0,87+0)=11,12

Загальний запас опору втоми

>S=S>s·P.S>t/>P.S>min=1,5

умова виконується


>Рис. 8Эпюриизгибающих моментів.


Підбір підшипниківкачения:

>Диаметри шийок валу IV під підшипники були у попередньому розрахунку валів і прийнятоd=25 мм.

1.Осевие складові від радіальних навантажень в опорах Б і У, М для підшипників:

F>ocб(в)=>е·F>rб(в)

F>rб= М

F>rв= М

F>oc б=0,19·116,58=22,15 М

F>oc в=0,19·168,93=32,09 М

2. Визначаємо величину і напрям результуючої осьової сили,

2.1 Для схеми «в розпір»подшипником У, М осьова навантаження якого

І тут осьова навантаження для підшипника Б, М.

F>аб=22,15 М; Fав=22,15+32,09=54,24 М

>3.Для кожної опори визначають співвідношення


F>аб/(>V·F>rб)=>22,15/(1·116,58)=0,19<e

Fав/(>V·F>rв)=>54,24/(1·168,93)=0,32>е, тоХ=0,41 іY=0,87

4.Эквивалентная динамічна радіальна навантаження, М

Р>rб=[>X·V·F>rб+>Y·F>aб]·>k>t·>kб=[1·1·116,58+1·22,15]·1·1=138,73 М

Р>rв=[>X·V·F>rв+>Y·F>aв]>k>t·>kб=[0,41·168,93+0,87·54,24]·1·1=116,45 М

5.Эквивалентная динамічна радіальна навантаження з урахуванням зміни зовнішньої навантаження приводу, М

Р>rср>r·>k

>k=[S(T>k/T1)>3(t>k/Lh)](>1/p);p=3,33

>k=90001/3,33=15,39;

Р>rср=2135 H

6.Расчетная довговічність роботи підшипника, годину

L>hрасч=106·(>С/Р>rcp)>p/(>60·n)=106·(21000/2135)3,33/(60·630)=53530

За

Страница 1 из 2 | Следующая страница

Схожі реферати:

Навігація