Кафедра станков
КУРСОВОЙ ПРОЕКТ
на тему: «Проектирование вертикально-сверлильногостанка»
Аннотация
Данный курсовой проект был разработан студентом четвертого курсамашиностроительного факультета, группы. Было предложено спроектироватьвертикально-сверлильный станок, по следующим данным:
- класс точности – нормальный;
- наибольший условный диаметр сверления– 18 мм.;
- наибольший ход шпинделя – 100 мм.;
- материал обрабатываемых изделий –сталь-чугун;
Курсовой проект содержит:
- пояснительную записку, из 29 листов,в которой было рассмотрено:
а) определение основных технических характеристик станка; б)проектирование кинематики станка, выбор компоновки; в) динамические ипрочностные расчёты узлов, разрабатываемых конструктивно; г) описаниеструктурной и кинематических схем, настройки станка; д) описание конструкцииспроектированных узлов и систем станка;
- графический материал, содержащийчетыре листа формата А1: кинематическая схема станка, развёртка привода главногодвижения, свёртка провода главного движения и коробка подач;
- спецификация привода главногодвижения;
Содержание
Введение. 4
1. Литературный обзор. 5
2.Определение основных технических характеристик станка. 8
3. Синтез и описаниекинематической структуры станка. 10
4.Выбор и описание компоновки станка. 11
5. Проектирование и описаниекинематической схемы станка. 14
5.1 Проектирование кинематики привода главного движения. 14
5.2Проектирование кинематики привода подач. 17
6.Динамические, прочностные и другие необходимые расчёты проектируемых узлов 22
7. Описание конструкцииспроектированных узлов. 35
8.Описание системы смазки спроектированных узлов. 36
9. Описание системы управлениястанком. 38
10.Заключение. 40
Список использованной литературы… 41Введение
Современные металлорежущие станки — это высокоразвитые машины, включающиемеханические, электрические, электронные, гидравлические, пневматические идругие методы осуществления движением и управления циклом.
По конструкции и назначению трудно найти более разнообразные машины, чемметаллорежущие станки. На них обрабатывают всевозможные детали – от мельчайшихэлементов часов и приборов до деталей, размеры которых достигают многих метров(турбины), прокатных станов. На станках обрабатывают и простые цилиндрические,и поверхности, описываемые сложными математическими уравнениями или заданныеграфически. При этом достигаются высокая точность обработки, измеряемая нередкодолями микрометра. На станках обрабатывают детали из сталей и чугунов, изцветных, специальных жаропрочных, мягких твердых и других материалов. Современноестанкостроение развивается быстрыми темпами. В решениях правительства поразвитию станкостроения особое внимание обращено на опережающее развитиевыпуска станков с числовым программным управлением, развитием производстватяжелых и уникальных станков.
Сверлильные станки предназначены для сверления глухих и сквозныхотверстий, рассверливания, зенкерования, развертывания, растачивания инарезания резьбы. Сверлильные станки подразделяются на вертикально-сверлильныенастольные и наклонные, радиально-сверлильные, для глубокого сверления,центровальные и многошпиндельные.
1. Литературный обзор
Общий вид наиболее распространенного универсального одношпиндельноговертикально-сверлильного станка показан на рис. 1. Станок предназначен дляработы в основных производственных цехах, а также в условиях единичного и мелкосерийногопроизводства, в ремонтно-механических и инструментальных цехах.
вертикальный сверлильный станок кинематический
/>
Рис.1 Вертикально-сверлильный станок.
На фундаментной плите 1 смонтирована колонна 3 коробчатой формы. В ееверхней части размещена шпиндельная головка 6, несущая электродвиатель 5 ишпиндель 7 с инструментом 8. На вертикальных направляющих колонны установлена шпиндельнаябабка 4, внутри которой размещён механизм подачи, осуществляющий вертикальноеперемещение шпинделя. Поднимать и опускать шпиндель можно механически ивручную, с помощью штурвала 2. Для установки и закрепления приспособления собрабатываемыми заготовками имеется стол 9. Его устанавливают на различной высоте,в зависимости от размеров обрабатываемых деталей.
Синтез методов и кинематики формообразования поверхностей резанием/>/>/>
/>
Кп+Сл Кп+Cл
ФV(В1) ФV(В1)
ФS(П2) ФS(П2)
Уст(П3) Уст(П3)
/>
Кп+Кс
ФV(В1)
ФS(П2)
Уст(П3)
Основные технические характеристики вертикально-сверлильных станков,близких по типоразмеру:Параметры 2А150 2Г175 2Н175М Наибольший условный диаметр сверления в стали 50 75 75 Рабочая поверхность стола 500х560 560х630 710х1250 Наибольшее расстояние от торца шпинделя до рабочей поверхности стола 800 850 828 Вылет шпинделя 350 400 200-760 Наибольший ход шпинделя 300 - - Наибольшее вертикальное перемещение сверлильной (револьверной) головки 250 710 500 стола 360 - - Конус Морзе отверстия шпинделя 5 6 1,2 или 3 Число скоростей шпинделя 12 12 12 Частота вращения шпинделя об/мин 22-1000 18-800 22-1000 Число подач шпинделя (револьверной головки) 12 33 12 Подача шпинделя (револьверной головки), мм/об 0,05-2,25 0,018-4,5 0,05-2,24 Мощность электродвигателя в кВт 7,0 11 11 Габаритные размеры: длина 1355 1420 1500 ширина 890 1920 1800 высота 2930 3385 3650 Масса, кг. 1870 4250 5000
В качестве станка-прототипа выбираю вертикально-сверлильный станок 2А150исходя из анализа его кинематики и технических характеристик.
2. Определение основных технических характеристикстанка
1. Выбираем режущийинструмент
Спиральное сверло Dmax=18 мм и Dmin=3 мм. Материалрежущей части быстрорежущая сталь Р6М5.
2. Назначаем режимрезания
2.1 Назначаем подачи
Smin=0,1 мм/об
Smах=1,6 мм/об
2.2 Стойкость инструмента
Т=25 мин
2.3 Определяем допустимую скорость резания
при сверлении
/>
где />
/>
/>
/>
Общий поправочный коэффициент на скорость резания,учитывающий фактические условия резания,
/>
где/>
— поправочный коэффициент, учитывающий влияние физико-механическихсвойств обрабатываемого материала на скорость резания;
/> -- поправочныйкоэффициент, учитывающий влияние инструментального материала на скоростьрезания
/> -- коэффициент,учитывающий глубину
/>
3.Синтез и описание кинематической структуры станка/>/>Рис. 2 Структурная схема вертикально-сверлильного станка.
Основным формообразующими движениями при сверлильных операциях являются:главное – вращательное движение В1 и движение подачи П2 шпинделя станка.Кинематические цепи, осуществляющие эти движения, имеют самостоятельные органынастройки iv и is, посредством которых устанавливаетсянеобходимая скорость вращения инструмента и его подача.
Вращение шпинделя осуществляется по цепи: от электродвигателя М покоробки скоростей iv, которая обеспечивает 12 частот вращения,передаётся на шпиндель 2. (М- iv-2)
Подача осуществляется по цепи: от электродвигателя М через коробкускоростей iv, через коробку подач is, котораяобеспечивает 9 подач, вращение сообщается реечному колесу К, которое передаётвращение на пиноль шпинделя с рейкой t. (М- iv-1- is-К-t)
4. Выбор и описание компоновки станкаКомпоновка станка в значительной степени влияет на технико-экономическиепоказатели. От компоновки зависит: жёсткость конструкции; тепловой баланс итемпературная деформация; универсальность станка и его переналаживаемость;металлоёмкость; трудоёмкость изготовления, сборки; ремонтопригодность.Рассмотрим три варианта компоновки вертикально-сверлильногостанка и выберем один:/>Структурная формула данной компоновки: 0ZCvДостоинства: жесткая конструкция станины.Недостаток: ограниченные габариты обрабатываемой детали, трудностьв сборки, при износе стола, куда устанавливается деталь, нету возможностизамены его, при малых габаритах обрабатываемой детали уменьшается жесткостьшпинделя, т.к. увеличивается величина вылета.
/>
Структурная формула данной компоновки: Z0ZCvДостоинства: можно производить демонтаж стола,увеличиваются габариты обрабатываемой детали, возможность обеспечение жесткостишпинделя, за счёт подвода обрабатываемой детали к шпинделю.Недостаток: уменьшается жёсткость из-за стола, аследовательно уменьшается точность позиционирования.
/>Структурная формула данной компоновки: Z0ZZCvДостоинства: можно производить демонтаж стола, простотасборки станка, т.к. коробку скоростей и подач можно собрать отдельно отстанины, увеличиваются габариты обрабатываемой детали.Недостаток: уменьшается жёсткость не только из-за стола, нои из-за возможности перемещать шпиндельный узел, а следовательно уменьшаетсяточность обработки.1 – деталь; 2 – станина станка; 3 — коробка скоростей иподач; 4 – шпиндель; 5 – стол.Из рассмотренных вариантов выбираем второй, так как онсамый оптимальный по жёсткости и точности.
5. Проектирование и описание кинематической схемыстанка 5.1 Проектированиекинематики привода главного движения
Определяем предельный частоты вращения:
/>
Диапазон регулирования Rn частот вращения исполнительногооргана
/>
/>
Определяем число ступеней коробки скоростей, при j=1,41:
/>
/>
Проверяем возможность осуществления простой мощности станка:
/>
Для прямозубых колес С=8
/>
Значит структура простая. Из множества возможных вариантов порядкарасположения и переключения групповых передач выбираем вариант при котором веси габариты проектируемого привода минимальны.
/>
Проверяем осуществимость принятого варианта структуры привода подиапазону регулирования группы по условию
/>/>
/> - принятый вариантосуществим.
/>
Рис. 3 Структурная сетка.
/>
/>
Рис. 4 График частот вращения.
Передаточные отношения принимаем:
/> /> /> />
/> /> />
Исходя из этого, рассчитываем числа зубьев колёс:
i1=1/2 i2=5/7 i3=1/1
a1+b1=3 a2+b2=12 a3+b3=2
Наименьшее общее кратное равно 12, т.к. Zmin=18.
Тогда Z1=20, Z2=40, Z3=25, Z4=35,Z5=30, Z6=30
i4=19/53 i5=1/1
a4+b4=72 a5+b5=2
Наименьшее общее кратное равно 72, при условии, что Zmin=18.
Тогда Z7=19, Z8=53, Z9=38, Z10=38
i6=1/4 i7=2/1
a6+b6=5 a7+b7=3
Наименьшее общее кратное равно 15, при условии, что Zmin=19.
Тогда Z11=20, Z12=80, Z13=80, Z14=20.
/>Рис. 5 Кинематическая схема привода. 5.2Проектирование кинематики привода подач
/>
Диапазон регулирования Rn подач исполнительного органа
/>
/>
Определяем число ступеней коробки подач, при j=1,41:
/>
/>
Проверяем возможность осуществления простой мощности станка:
/>
Для прямозубых колес С=8
/>
Значит структура простая.
Из множества возможных вариантов порядка расположения и переключениягрупповых передач выбираем вариант при котором вес и габариты проектируемогопривода минимальны.
/>
Проверяем осуществимость принятого варианта структуры привода подиапазону регулирования группы по условию
/>
/> - принятый вариантосуществим.
/>
Рис. 6 Структурная сетка привода подач.
Передаточные отношения принимаем:
/> /> />
/> /> />
Исходя из этого, рассчитываем числа зубьев колёс:
i1=1/2 i2=5/7 i3=1/1
a1+b1=3 a2+b2=12 a3+b3=2
Наименьшее общее кратное равно 12, т.к. Zmin=17.
Тогда Z1=20, Z2=40, Z3=25, Z4=35,Z5=30, Z6=30
i4=1/4 i5=1/2 i6=2/1
a4+b4=5 a5+b5=3 a6+b6=3
Наименьшее общее кратное равно 15, при условии, что Zmin=17.
Тогда Z7=19, Z8=76, Z9=30, Z10=60,Z11=60, Z12=30.
Определяем минимальное значение частоты вращения последнего вращающегосязвена в цепи подачи.
/>
где Smin – минимальная подача (значение из стандартного ряда);
Sт.в. – шаг тягового вала;
/>
Определяем минимальное передаточное отношение кинематической цепи подач:
/>
где n0– один оборот шпинделя;
/>
/>Рис.7 График чисел подач.
6. Динамические, прочностные и другие необходимыерасчёты проектируемых узлов
1. Частота вращения на валах
nI=nдв=955 мин-1
nII=800 мин-1
nIII-IV=600 мин-1
nV=250 мин-1
Угловые скорости на валах привода
/> с-1
/> с-1
/> с-1
/> с-1
Определяем мощности на валах:
РI =7000 Вт
РII = РI·hрем ·hпод= 7000 ·0,96·0,995 = 6865,6 Вт
РIII = РII·hцил ·hпод= 6865,6·0,98·0,995 = 6794,2 Вт
РIV = РIII·hцил ·hпод=6794,2·0,98 ·0,995 = 6724,7 Вт
РV = РIV·hцил ·hпод=6724,7·0,98 ·0,995 = 6557,3 Вт
где ηпод=0,99 – КПД пары подшипников
ηцил=0,98 – КПД цилиндрической прямозубой передачи
Определяем передаваемые крутящие моменты:
ТI=РI/ωI=7000/104,2=67,18 Н∙м
ТII=РII/ωII=6865,6/83,8=81,93 Н∙м
ТIII=РIII/ωIII=6794,2/62,8=108,19 Н∙м
ТIV=РIV/ωIV=6724,7/62,8=107,08 Н∙м
ТV=РV/ωV=6557,3/26,2=250,29 Н∙м
2. Расчёт зубчатой передачи
2.1. Материал шестерни: сталь 45; 240¸285 НВ; sв=650¸850 МПа; sТ=580 МПа;вид термообработки – улучшение.
Материал колеса: сталь 40; 42¸50 HRCэ; sв=630¸780 МПа; sТ=400 МПа; вид термообработки – улучшение.
2.2. Определяем расчётный модуль зацепления
/>
где
km=1,4
YFS – коэффициент, учитывающий форму зуба и равный 1.
ybd – коэффициент ширины шестерниотносительно её ширины и равный 0,8.
kFb-коэффициент, учитывающий неравномерность распределениянагрузки по ширине венца и равный 1,2.
kА-коэффициент внешней динамической нагрузки и равный 1.
m=1,87 мм.
Значение m округляется до ближайшей величины в соответствии с ГОСТ9563-60: m=2 мм.
2.3. Определение размеров передач и колёс.
Определяем размеры венцов колёс:
для передачи Z1-Z2
d1=m∙Z1=2∙20=40 мм
d2=m∙Z2=2×40=80 мм
Диаметры вершин:
для Z1-Z2
da1=d1+2∙m=40+2∙2=44 мм
da2=d2+2∙m=80+2∙2=84 мм
Диаметры впадин:
для Z1-Z2
df1=d1-2,5∙m=40-2,5∙2=35 мм
df2=d2-2,5∙m=80-2,5∙2=75 мм
Ширина венцов колёс:
/>
Принято Ка=495, КНβ=1,02
Допускаемое напряжение />
/>
для колеса /> МПа
/>
Sн=1,2
/> МПа
Расчётное межосевое расстояние, мм
aw=0,5(d2+d1)=0,5(40+80)=60
Значение аw округляется до ближайшей величины в соответствии сГОСТ 2185-66: аw=60
/> мм
Принимаем b=15 мм.
тогда ширина шестерни:
b1=b2+(3÷5)=28÷30, принимаем 20 мм.
2.4. Проверка на выносливость по контактным напряжениям
Определяем окружные скорости
для ступени Z1-Z2
/> м/с
Удельная расчётная окружная сила:
для ступени Z1-Z2
/>
КНα=1 – для прямозубой передачи
КНβ=1,01
/>
/>
/>
/>
/> Н/мм
/>
/> Н/мм
Расчётные контактные напряжения
sН=ZHZМ/>
ZМ=175 МПа
ZH=1,47
sН=175∙1,47/> МПа
Условие контактной прочности для Z1-Z2 выполняется
Остальные размеры колёс рассчитываются аналогично и записываются втаблицу 1.
Таблица 1. Основныеразмеры и характеристики зубчатых колёсZ Диаметры, мм
Число зубьев
колёс
Ширина зубчаты
венцов, мм
Отношение
b/d d
da
df 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. Предварительный расчёт валов
Для валов выбираем материал: Сталь 40Х ГОСТ 4543-71
/>
Т – крутящий момент, Н∙мм
[τк] – допускаемое напряжение при кручении, МПа
[τк]=20...25
Выходной конец вала электродвигателя dI=28 мм
/> мм
Принимаем dII=25 мм
/> мм
Принимаем dIII=25 мм
/> мм
Принимаем dIV=30 мм
/> мм
Принимаем dV=35 мм
Термическая обработка: закалка + высокий отпуск НВ 230¸285.
4. Основной расчёт валов
Для проверки возьмём вал IV, на котором размещен блок из двух колёс и дваодиночных колеса.
Окружное усилие в зацепление
/>
/> Н
/> Н
Радиальное усилие в зацеплении
/>
/>
/>
Fr1=107,08∙0,36=38,55 Н
Fr2=375,72∙0,36=135,26 Н
5. Проектный расчёт вала:
Вычисляем реакции в опорах А и В в плоскости XOZ
/>/>
/>
Вычисляем реакции в опорах А и В в плоскости YOZ
/>
/>
/>
Вычисляем суммарные изгибающие моменты Миз в характерныхучастках вала Ми=/>, Н·м спостроением эпюры изгибающих моментов Ми. рис.6.
На рис. 8 представлена эпюра крутящих моментов Т, Н·м, передаваемыхвалом.
Вычисляем эквивалентные изгибающие моменты Мэкв, Н·м вхарактерных точках />
где a=s-1и/4·sои=280/4·480=0,146
/>
/>
/>
/>
Проверяем вал на усталостную прочность
Анализируя линию сечений вала, где приведённые напряжения равныдопускаемым, можно сделать вывод, что потенциально слабым сечением валаявляется сечение с Ми=16,65 Н·м и Т=107,8 Н×м.
Выбираем тип концентратора напряжений и выбираем значение коэффициентовконцентрации напряжений по изгибу и по кручению
ks=2,5; kt=1,8
Коэффициент запаса прочности вала по нормальным напряжениям
Ss=s-1/(sa·ksд)
s-1=280 МПа
sa=su=Mu·103/w
w=p·d3/32=3,14·253/32=1533
sa=su=16,65·103/1533=10,86
ksд=(ks/kd+1/kf-1)1/kv
kd=0,98
kf=0,89
kv=1,6
ksд=(2,5/0,98+1/0,89-1)1/1,6 =1,09
Ss=280/(10,86·1,09)=23,65
Коэффициент запаса по касательным напряжениям
St=t-1/(ta·ktд+yt·tm)
t-1=170 МПа
ta=tm=Т·103/2wp
wp=pd3/16=3,14·253/16=3068МПа
tа=tm=107,8·103/2·3068=17,57
ktд=(kt/kd+1/kF-1)1/kv
kd=0,98
kF=0,89
kv=1,6
ktд=(1,25/0,98+1/0,89-1)1/1,6=0,87
yT=0
St=170/(17,57·0,87+0)=11,12
Общий запас сопротивления усталости
S=Ss·St//>>Smin=1,5
условие выполняется
/>
Рис. 8 Эпюры изгибающих моментов.
Подбор подшипников качения:
Диаметры шеек вала IV под подшипники были определены в предварительномрасчёте валов и приняты d=25 мм.
1. Осевые составляющие от радиальных нагрузок в опорах Б и В, Н дляподшипников:
Foc б(в)=е·Fr б(в)
Frб=/> Н
Frв=/> Н
Foc б=0,19·116,58=22,15 Н
Foc в=0,19·168,93=32,09 Н
2. Определяем величину и направление результирующей осевой силы,
/>
2.1 Для схемы «в распор» подшипником В, Н осевая нагрузка которого
/>
В этом случае осевая нагрузка для подшипника Б, Н.
/>
Fаб=22,15 Н; Fав=22,15+32,09=54,24 Н
3.Для каждой опоры определяют соотношение
Fаб/(V·Frб)=22,15/(1·116,58)=0,19
Fав/(V·Frв)=54,24/(1·168,93)=0,32>е, то Х=0,41 иY=0,87
4. Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка, Н
Рrб=[X·V·Frб+Y·Faб]·kt·kб=[1·1·116,58+1·22,15]·1·1=138,73Н
Рrв=[X·V·Frв+Y·Faв]kt·kб=[0,41·168,93+0,87·54,24]·1·1=116,45Н
5. Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка с учётом изменениявнешней нагрузки привода, Н
Рrср=Рr·k
k=[S(Tk/T1)3(tk/Lh)](1/p);p=3,33
k=90001/3,33=15,39;
Рrср=2135 H
6. Расчётная долговечность работы подшипника, час
Lhрасч=106·(С/Рrcp)p/(60·n)=106·(21000/2135)3,33/(60·630)=53530
Исходя из этих расчётов выбираем роликовый радиально-упорный подшипник7205А и 7206А по ГОСТ 27365-87.
7. Описание конструкции спроектированных узлов
На верхнем конце шпинделя нарезаны шлицы, которыми он входит внутрьвтулки, получая от неё вращение. Нижний участок его смонтирован на подшипникахв пиноли. Конструкция узла такова, что шпиндель, свободно вращаясь, не имеетосевого смещения относительно пиноли. Последняя, получая вертикальную подачуот реечного колеса, увлекает за собой шпиндель. Когда при сверлении шпиндельперемещается вниз или вверх, возвращаясь в исходное положение, шлицевыйучасток его скользит в шлицах втулки без нарушения кинематической связи. Силаподачи при сверлении воспринимается упорным подшипником, смонтированным внижней части пиноли, а сама пиноль перемещается в круговых направляющих корпусашпиндельной бабки.
Нижний конец шпинделя имеет коническое отверстие определенногостандартного размера. В него вводится хвостовик инструмента и удерживается тамсилой трения. Шпиндель имеет отверстие, в которое вводится клин длявыталкивания инструмента. В случае необходимости закрепления в шпинделеинструмента различных диаметров с хвостовиками, меньшими размера гнезда, применяютпереходные втулки.
8. Описание системы смазки спроектированных узлов
Основное назначения системы смазки коробки скоростей и коробки подачсводится к уменьшению потерь мощности на трение, сохранению точности работы,предотвращению вибрации, снижению интенсивности износа трущихся поверхностей, атакже к предохранению их от заедания, задирав и коррозии.
В качестве смазочных материалов для подшипников возможно применение маслаиндустриального 20 (веретенное 3) или турбинного 30 (турбинное УТ), т.к.диаметры валов под подшипники не превышают 60 мм, а число оборотов составляет 2000 мин-1.
В качестве смазочных материалов для зубчатых передач применяют жидкиеминеральные масла. Выбор сорта минерального масла производится в зависимости отусловий работы коробки скоростей и коробки подач, передаваемой мощности,окружной скорости в зацепление, а также температуры масла в картере коробок.
Также значение имеет вязкость, чем она меньше, тем выше окружная скоростьт.к. в спроектированной коробке скоростей окружная скорость не превышает 2,5м/с, то принимаем масло цилиндровое 24 (вискозин).
Кроме вязкости масла на выбор смазки зубчатых колёс большое влияниеоказывает его маслянистость – способность образовывать на поверхности трениепрочные абсорбированные плёнки с пониженным сопротивление сдвига.
Учёт маслянистости при выборе масла обеспечивает минимальный износзубчатых передач, т.к. удельное давление при скорости 2,5-5 м/с составляет 1-5кг/мм2, то выбранный сорт масла цилиндровое 24 (вискозин)удовлетворяет нашим условиям.
Все передачи и подшипники, расположенные в общем корпусе, целесообразнообслуживать от одно централизованной системы смазки, что позволяет применитьодин и тот же смазочный материл.
В спроектированном станке применяем картерную систему смазки, когда маслоиз общей ванны увлекается и разбрызгивается зубчатыми передачами, образующийсяпри этом туман смазывает размещённые внутри коробки подшипники и передачи.Кроме того, масло, стекая по стенкам корпуса, также попадает на подшипникикачения. Зубчатое колесо, разбрызгивающее масло, не должно быть слишком глубокопогружено в ванну, т.к. излишне высокий уровень заливки масла приводит кпотерям мощности и перегреву всей системы. Зубчатые цилиндрические колёсадостаточно нагружать в масло наполовину высоты зуба.
9. Описание системы управления станком
Главным движение в станке является вращение шпинделя, которое он получаетот электродвигателя мощностью №7 кВт через клиноременную передачу и коробкускоростей. Вращение шпинделя, с определённой частотой вращения, осуществляется засчёт переключения блоков зубчатых колёс при помощи двух рычагов. Осуществляетсяпринцип управления с предварительным набором скоростей (преселективнаясистема). Первый рычаг осуществляет передвижении первого блока колёс, второйрычаг – двух остальных. Исходя из этого, первый рычаг имеет три положения,второй четыре. И что бы получить необходимую частоту вращения шпинделянеобходимо поставить рычаги в определённое положение.
Таблица 2. Управления коробкой скоростей.
Частота вращения шпинделя,
об/мин Положение первого рычага Положение второго рычага Зацепление колёс 1000 I I 30/30→38/38→80/20 900 I II 25/35→38/38→80/20 800 I II 20/40→38/38→80/20 710 I IV 30/30→19/53→80/20 630 II I 25/35→19/53→80/20 560 II II 20/40→19/53→80/20 450 II III 30/30→38/38→20/80 355 II IV 25/35→38/38→20/80 250 III I 20/40→38/38→20/80 180 III II 30/30→19/53→20/80 125 III III 25/35→19/53→20/80 22,4 III IV 20/40→19/53→20/80
По такому же принципу осуществляется переключения коробки подач. Онаимеет один рычаг, который передвигает два зубчатых колёс.
Таблица 3. Управления коробкой подач.
Подача шпинделя,
мм/мин Положение рычага Зацепление колёс 1,6 I 1 об.ш.→30/30→60/30→1/52→30/6 1,12 II 1 об.ш.→25/35→60/30→1/52→30/6 0,80 III 1 об.ш.→20/40→60/30→1/52→30/6 0,56 IV 1 об.ш.→30/30→30/60→1/52→30/6 0,40 V 1 об.ш.→25/35→30/60→1/52→30/6 0,28 VI 1 об.ш.→20/40→30/60→1/52→30/6 0,20 VII 1 об.ш.→30/30→19/76→1/52→30/6 0,14 VIII 1 об.ш.→25/35→19/76→1/52→30/6 0,1 IX 1 об.ш.→20/40→19/76→1/52→30/6
Перемещение шпинделя также можно осуществлять в ручную.
Заключение
Вертикально-сверлильные станки классифицируются по основным размерам:наибольшему диаметру обрабатываемого отверстия D.
По точности различают станки нормальной точности – Н, повышенной точности– П, высокой точности – В, особо высокой точности – А, особо точные – С.
Станком-прототипом данного спроектированного станка является вертикально-сверлильныйстанок модели 2А150.
На спроектированном станке могут выполняться следующие операции:
• сверление глухих,сквозных и ступенчатых отверстий;
• зенкерованиеотверстий;
• развёртываниеотверстий;
• нарезаниевнутренней резьбы метчиком;
/>Списокиспользованной литературы
1. Общемашиностроительныенормативы режимов резания для технического нормирования работ по МРС, ч. I иII. Москва. Машиностроение. 1974 г.
2. ДаниловВ.А.”Методические указания к курсовому проекту по курсу МРС”, 1977 г.
3. Кузьмин”Конструированиедеталей машин”
4. Государственныйстандарт ЕСКД.
5. СвирщевскийЮ.И.”Расчет и конструирование коробок скоростей и подач.” 1976 г.
6. АнурьевВ.И.”Справочник конструктора-машиностроителя”. Москва. Машиностроение. 1974 г.
7. Кучер А.М.”МРС.Основы конструирования и расчет.”Ленинград. 1970 г.
8. Режимы резанияметалла. Справочник. Москва. 1972 г.