Розрахунок та проектування верстата

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Зміст

ВСТУП

1. ВИЗНАЧЕННЯ ОСНОВНИХ СТРУКТУР ПАРАМЕТРІВ ВЕРСТАТА

1.1 Коротке описання особливостей оброблюваній поверхні

1.2 Визначення виробляючих ліній і методи їх здобуття

2. ПОБУДОВА ТА АНАЛІЗ СТРУКТУРНОЇ СХЕМИ ВЕРСТАТА

3. РОЗРОБКА КІНЕМАТИЧНОЇ СХЕМИ ВЕРСТАТА

4. КІНЕМАТИЧНИЙ РОЗРАХУНОК ПРИВОДА ГОЛОВНОГО РУХУ

4.1 Графоаналітичний метод розрахунку приводу головного руху

4.2 Визначення чисел зубів всіх передач коробки швидкостей

4.3 Розрахунок параметрів всіх передач приводу головного руху

4.4 Визначення розрахункового ряду частот обертання шпинделя

5. КЕРУВАННЯ ПРИВОДОМ ГОЛОВНОГО РУХУ

5.1 Розробка механізму управління (командаапарат)

5.2 Розробка електросхеми управління

6. РОЗРАХУНОК І ПРОЕКТУВАННЯ ПРИВОДУ ГОЛОВНОГО РУХУ

6.1 Вихідні дані і вимоги

6.2 Розрахунок моментів, що крутять, що діють на валах і шпинделі

6.3 Попередній розрахунок діаметрів валів і шпинделя

6.4 Розрахунок модулів і параметрів зубчастих передач

6.5 Розрахунок кліно-ременної передачі

6.6 Розрахунок шпонкових та шліцевих з'єднань

6.7 Вибір підшипників встановлених на валах і шпинделі

6.8 Вибір електромагнітних муфт

6.9 Уточнений розрахунок шпинделя

6.10 Опис конструкцій приводу головного руху

7. СИНТЕЗ ЕЛЕКТРОАВТОМАТИКИ

7.1 Синтез ремінної схеми управління приводу головного руху через елементи алгебри-логіки

8. КОМПОНОВКА ВЕРСТАТА І ЙОГО ЕКСПЛУАТАЦІЯ

8.1 Цільові вузли, їх взаємозв'язок і призначення

8.2 Експлуатаційні і технологічні можливості верстата

9. ПИТАННЯ ЕКОЛОГІЇ ТА ТЕХНІКИ БЕЗПЕКИ

ЛІТЕРАТУРА

ВСТУП

Одне з провідних місць у розвитку машинобудування займає верстатобудування. Розвиток вітчизняного машинобудування має першорядне значення для технічного переозброєння всього народного господарства. Темпи розвитку верстатобудування, кількісний і якісний склад верстатного парку в більшості визначають промисловий потенціал будь - якої держави і характеризують рівень її машинобудування.

Верстати займають особливе місце серед таких машин - знарядь, як текстильні, транспортні, машини легкої промисловості, поліграфічні та інші, тому що вони призначалися для виготовлення деталей машин, тобто для виробництва засобів виробництва. Тому верстатобудування часто називають серцевиною машинобудування.

Сучасні металоріжучі верстати - це дуже розвинені машини, які враховують велику кількість механізмів і, які використовують механічні, електричні, гідравлічні та інші методи здійснення руху і керування циклом.

За конструкцією і призначенням важко знайти більш різноманітні машини, ніж метало ріжучі верстати. На них обробляються все можливі деталі - від найменших осей, шестерень і важелів для годинників і приборів до величезних деталей, розміри яких досягають багатьох метрів, для турбін, прокатних верстатів, теплоходів.

Висока працездатність сучасних верстатів забезпечують за рахунок швидкохідності, потужності і широкої автоматизації.

Високого рівня досягла автоматизація верстатів. Маються, наприклад, автоматичні лінії, які складаються із сотень складних верстатів і, які враховують контрольні і збірні операції.

При конструктивному оформленні для придання верстату вимагає мої якості і функцій і використовують різноманітні механізми з застосуванням гідравліки, електрики, пневматики; застосовують також деталі складних конструктивних форм з високими вимогами до їх якісними показниками, упроваджують прогресивні принципи проектування, знаходять найбільш раціональні компоновки верстатів, розробляють нові системи керування циклом.

При значному скороченні долі основного часу в спільному часі обробки можна добитися підвищення продуктивності труда за рахунок автоматизації циклу роботи верстата. Внаслідок цього питання автоматизації модернізуємих верстатів набувають особливої актуальності.

При автоматизації досягається скорочення допоміжного часу , яке на автоматизованих верстатах є часом холостих ходів, складають вимоги для упровадження багатоверстатного обслуговування, а у деяких випадках і для підвищення режимів роботи. Можливість підвищення режимів роботи на автоматизованих верстатів обумовлюється тим, що застосування високих режимів різання на неавтоматизованих верстатів обумовлюється умовами ручного керування, яке можливе при обмеженій швидкості протікання процесу обробки, і, відповідно, при більш низьких режимах різання. Єдиний правильний шлях, який забезпечує підтримку основної частини верстатного парку на належному рівні - це систематична модернізація застарілого обладнання.

Крім того, шляхом модернізації особливо автоматизації і спеціалізації верстатів можна економічно і оперативно вирішувати конкретні технологічні питання, які виникають на даному підприємстві.

Правильний вибір напрямку модернізації верстатів на основі конкретних технологічних задач даного підприємства має вирішальне значення для техніко - економічної ефективності реконструкції обладнання.

Проблема автоматизації технологічних процесів в індивідуальному і дрібносерійному виробництві є виключно актуальною. В теперішній час рішенням цієї проблеми успішно здійснюється на основі програмного керування метало ріжучими верстатами. Вітчизняне верстатобудування промисловість засвоїла значну кількість типорозмірів верстатів з програмним керуванням.

Принцип програмного керування верстата заклечається в тому, що весь цикл обробки верстата, необхідний автоматичного виконання заданої операції, записують на програмо - носій , який встановлено у відповідний устрій , який забезпечує автоматичну роботу верстата.

Програмне керування дозволяє успішно автоматизувати виробництво при відносно невеликому об'ємі випуску різних деталей і навіть в індивідуальному виробництві, тому що переналадка обладнання при переході з одного процесу обробки на інший займає дуже мало часу і, який не вимагає виготовлення дорогої оснастки.

1. ВИЗНАЧЕННЯ ОСНОВНИХ СТРУКТУРНИХ ПАРАМЕТРІВ ПРОЕКТОВАНОГО ВЕРСТАТА

1.1 Стислий опис особливостей оброблюваної поверхні

Будь яка поверхня оброблюємої деталі може розглядатися як геометрична поверхня, звідси технологічний процес утворювання реальної поверхні являє собою процес утворення відповідної геометричної поверхні. Геометрична поверхня може бути отримана як слід залишеної однією виробляючою лінією (утворювальна) при її русі по другій виробляючій лінії (направляючої), таким чином для отримання будь якої геометричної поверхні необхідно наявність двох виробляючих ліній: утворювальної та направляючої.

1.2 Визначення виробляючих ліній та методи їх отримання

Рис. 1.1 Виробляючі лінії

Аналізуючи оброблювану поверхню і ріжучий інструмент визначаємо довільні лінії:

Перша виробляюча (утворювальна) лінія - коло отвору 1.

Друга виробляюча лінія (направляюча) - глибина отвору 2.

Визначаємо методи отримання довільних ліній:

Утворювальня лінія, отримана методом сліду (метод сліду вимагає 1 формотворчий рух Фv(В1)).

Направляюча також отримана методом сліду (метод сліду вимагає 1 формотворчий рух Фs(П2)).

2. ПОБУДОВА ТА АНАЛІЗ СТРУКТУРНОЇ СХЕМИ ВЕРСТАТА

Як було розглянуто вище, для обробки отвору свердлом нам необхідно два прості формотворні рухи: обертальний ФV(В1) рух ріжучого інструменту і поступальна ФS(П2) хода заготівки. Необхідно розробити структурну схему верстата, що забезпечує здобуття цих рухів. Кожен виконавчий рух у верстатах здійснюється кінематичною групою, що є сукупністю джерел руху, виконавчого органу (органів), кінематичних зв'язків і органів налаштувань, що забезпечують потрібні параметри руху.

Рис. 2.1 Структурна схема верстата

Будуємо кінематичну групу для отримання формоутворювального руху Фv(В1). У простому формообразуєм русі внутрішній зв'язок забезпечується кінематичною парою: гільза шпінделя 3 і опора 4. А для отримання самого руху необхідне джерело руху - електродвигун Д.Для передачі руху необхідно крапку 5 пов'язати з крапкою 6. Для можливості отримання виконавчого руху з заданними параметрами в кінематичній групі необхідно розмістити органи настрою. Кількість настрою вальних параметрів залежить від характеру та змісту формотворчого руху. Рух простий із замкнутою траєкторією, тому настрою вальних параметрів буде два: швидкість та напрямок.Напрямок здійснюється реверсивним механізмом, швидкість забезпечується коробкою швидкостей iv.

Таким чином, отримана кінематична група, забезпечуюча отримання виконавчого руху Фv(В1) та маюча структурні порівняння зв'язку:

Внутрішній зв'язок: 3 4

Зовнішній зв'язок: Д 5Рiv 6 В1.

Роздивимось формоутворювальний рух Фs(П2). Будуємо кінематичну групу для отримання цього формоутворювального руху. ). У простому формообразуєм русі внутрішній зв'язок забезпечується кінематичною парою: піноль 7 та напрямна 8. Для отримання самого руху необхідне джерело руху - електродвигун Д. Для передачі руху необхідно крапку 5 пов'язати з крапкою 10. Для можливості отримання виконавчого руху з заданними параметрами в кінематичній групі необхідно розмістити органи настрою. Рух простий з незамкнутою траєкторією, тому настрою вальних параметрів буде чотири: шлях, початкове положення, швидкість та напрямок. Шлях та початкове положення не показують. Напрямок забезпечується реверсивним механізмом. Швидкість забезпечується органом настроювання - коробкою подач is.

Таким чином, отримана кінематична група, забезпечуюча отримання виконавчого руху Фs(П2) та маюча структурні порівняння зв'язку:

Внутрішній зв'язок: 7 8

Зовнішній зв'язок: Д 5 р iv 6 9 is 10 ПтрZрП2.

Верстат за змістом формотворчої структури відноситься до класу E 2.2.

3. РОЗРОБКА КІНЕМАТИЧНОЇ СХЕМИ ВЕРСТАТА

Кінематична схема верстата - це сукупність конкретних схематичних зображень механізмів, з'єднаних послідовно та забезпечуючи необхідні рухи.

Основою для розробки кінематичної схеми верстата є отримана структурна схема. Умовні кінематичні зв'язки, виконані пунктирними лініями, на схемі необхідно замінити реальними механізмами, послідовно з'єднаними у кінематичні ланцюги.

Механізм головного руху згідно виду структурної схеми повинен містити двигун Д (реверс здійснюється реверсивним механізмом) та орган настроювання iv. Орган настроювання iv повинен бути показана коробкою швидкостей, яка має структурну формулу , тобто яка містить дві групи передач та забезпечує отримання восьми ступенів частот обертання шпинделя.

Передбачаючи можливість автоматичного керування циклом роботи верстата, розробляємо автоматичну коробку швидкостей обертання шпинделя в якому це здійснюється електромагнітними муфтами.

В якості джерела руху приймаємо електродвигун Д. Для передання обертання від двигуна до коробки швидкостей використовується пасова передача та реверсивний механізм

, .

Таким чином, отримана кінематична схема привода головного руху (рис. 3.1), яка забезпечує отримання восьми ступенів частот обертання шпинделя.



Рис. 3.1 Кінематична схема станка

4. КІНЕМАТИЧНИЙ РОЗРАХУНОК ПРИВОДУ ГОЛОВНОГО РУХУ

Привод головного руху - це сукупність механізмів, які забезпечують кінематичний зв'язок (передавання руху) від джерела руху до виконавчої ланки, яка виконує головний рух.

Привод головного руху складається з джерела руху, органів настройки та виконавчої ланки. Привод повинен бути максимально простим містити мінімально кількість механізмів і при цьому всі вали повинні бути паралельними один до одного.

У верстатобудуванні існує два методи розрахунку передаточних відношень коробки швидкостей: аналітичний та графоаналітичний. На практиці використовується графоаналітичний метод, тому що він простий та має більшу наглядність, але його розуміння витікає із аналітичного методу.

4.1 Графоаналітичний метод розрахунку привода головного руху

Коробка швидкостей має структурну формулу і таким чином забезпечує вісім різних частот обертання.

Позначимо передаточні відношення усіх передач:

Пасової ;

Реверсивного механізма , ;

Першої групи ;;

Другої групи ;

Визначимо кількість можливих варіантів порядку переключання передач де В - кількість варіантів; m - кількість груп передач;

В=m!=2!=1·2=2;

Для коробки швидкостей, яка має дві групи передач, можливі два варіанта переключення передач, які забезпечують послідовність отримання заданого ряду частот. Розглянемо обидва варіанта.

Їх розгорнуті структурні формули:

1: 8=4[1]2[4];

2: 8=4[2]2[1].

Будуємо структурні сітки для кожного варіанту та проводимо повний аналіз на виконання двох умов:

1. Конструктивного здійснення, тобто

2.Можливість отримання мінімальних габаритів за можливістю конструктивного здійснення: .

Діапазон змінювання передаточного відношення для кожного варіанта:

1)

2)

Перевіряємо на виконання двох умов:

1 варіант:

а)умова виконується

б) умова виконується

2 вариант:

а) умова виконується

б) умова не виконується

а) б)

Рис. 4.1 Структурна сітка коробки швидкостей: а) для першого варіанта;

б) для другого варіанта

Аналіз отриманих даних показує, що перший варіант краще, тому що він повністю задовольняє обидва вищи вказаним умовам.

Для першого варіанта будуємо графік частот обертання шпинделя .

Рис. 4.2 Графік частот обертання шпинделя для першого варіанту

Графік частот будується по структурній сітці, також в логарифмічному масштабі і відрізняється від структурної сітки тим, що порушується симетрія розташування променів, але кількість променів, що виходить з однієї точки і відстань між точками перетину відповідних валів, залишаються точно такими ж. Кожна вертикаль відповідає певній частоті обертання шпинделя.

При будуванні за початкову точку беремо у границях вищих ступенів з метою отримання мінімальних габаритів та забезпечення швидкості проміжних валів. Потім визначаємо загальне min передавальне відношення коробки швидкостей, яке рівне

.

Отриману міру при ? розбиваємо між min передавальними стосунками так, щоб задовольняли двом вимогам:

1. , ;

2.

Обираємо

Згідно графіка частот записуємо передаточні відношення усіх передач по групам:

1 гр.: ; ; ; .

2 гр.: ;

Отримані передаточні відношення задовольняють вище зазначеним вимогам.

4.2 Визначення чисел зубів коліс коробки швидкостей

Розрахунок чисел зубців коліс коробки швидкостей робимо за групами:

1 група:

; ; ; .

З умови паралельності валів І-ІІ можна записати:

Отримали чотири рівняння та вісім невідомих. Задаємось , та розв'язуємо систему рівнянь, визначаємо число зубців усіх коліс :

z2 = 36, z3 = 21, z4 = 33, z5 = 24, z6 = 30, z7 = 27, z8 = 27.

2 група: ; ;

За умови паралельності валів ІІ - ІІІ:

Задаємось , та розв'язуємо систему рівнянь, визначаємо число зубців усіх колес: z10 = 50, z11 = 35, z12 = 35.

Реверсивний механізм:

Отримані значення заносимо у таблицю 4.1.

Таблиця 4.1 Число зубів зубчастих коліс коробки швидкостей.

40	40	30	30	18	36	21	33	24	30	27	27	20	50	35	35

4.3 Розрахунок параметрів усіх передач приводу головного руху

Визначаємо параметри пасової передачі. Для цього складаємо рівняння кінематичного балансу для першої ступені ряду частот:

вирішуючи рівняння відносно невідомих d1 та d2, отримаємо:

,

де ? - коефіцієнт прослизання ременя.

Приймаємо d1 = 140 мм, тоді d2 = 200 мм.

4.4 Визначення розрахункового ряду частот обертання шпинделя

Визначивши параметри усіх передач приводу головного руху дійсний (розрахунковий) ряд частот обертання шпинделя та порівняймо його зі стандартним.

Для цього складаймо та розв'язуємо рівняння кінематичного балансу для кожної ступені частот обертання шпинделя:

Нормаль верстатобудування передбачає відхилення розрахункового значення від стандартного не більше , тобто для нашого прикладу

Визначаємо відхилення кожного розрахункового значення :

та порівняймо з допустимим :

За результатами перевірки бачимо, що кінематичний розрахунок приводу головного руху зроблено вірно.

5. УПРАВЛІННЯ ПРИВОДОМ ГОЛОВНОГО РУХУ

Механізми керування приводом головного руху повинні забезпечувати керування циклом роботи верстата - пуск, зупинка, реверс, включення необхідних ступенів частот обертання шпинделя.

Механізми керування повинні відповідати таким вимогам:

безпечне керування;

швидкодія;

легкість керування;

Керування електромагнітними муфтами у нашому випадку здійснюється командоапаратом та електросхемою, які забезпечують можливість включення будь-якої ступені частот обертання шпинделя поворотом рукоятки керування.

5.1 Розробка механізму управління (командоапарата)

Розроблена схема коробки швидкостей з електромагнітними муфтами створює передумови до автоматичного управління приводу головного руху.

В якості механізму керування використовуємо командоапарат. Схема командоапарата показана на рис. 5.1.

Командоапарат складається з барабана - 1, який жорстко встановлений на валу - 2, та який може бути повернутий в потрібну позицію за допомогою рукоятки - 3.

Поворот на потрібну позицію здійснюється за вказівником частот - 4. Барабан має ряд доріжок число яких звичайно знаходимо числом електромагнітних муфт. На цих доріжках встановлено кулачки - 5 в місцях відповідних прийнятому переключання частот які діють на кінцеві вимикачі - 6 (ВК1 - ВК6), включаючи відповідну комбінацію електромагнітних муфт (ЕМ1 - ЕМ6)

Зробимо розгортку - 7 (рис. 5.1) барабана - 1 та покажемо розташування кулачків у місцях, які відповідають прийнятому варіантові вмикання ступенів коробки передач. На розгортці для кожної передачі відводиться свій рядок. Число рядків дорівнює числу передач коробки швидкостей. На перетинанні рядка з відповідною доріжкою встановлюються кулачки - 5. Кожен контакт панелі діє через електричний ланцюг керування, забезпечуючи вмикання відповідних комбінацій електромагнітних муфт для вмикання відповідних передач.

Рис. 5.1 Механізм управління приводом головного руху

5.2 Розробка електросхеми керування приводом головного руху

Після розробки командоаппарата здійснюємо монтаж електросхеми управління приводом головного руху, що сприймає сигнал від механізму управління. Для коробки швидкостей 8 = 4 х 2, що має реверсивний механізм, схема управління матиме наступний вигляд(рис. 5.2). Керування здійснюється таким чином.

Живлення силового ланцюга здійснюється трифазним струмом через фази Л1, Л2, Л3. При вмиканні рукоятки ВП струм через фази Л2, Л3 іде на живлення знижувального трансформатора ТР. Випрямлення струму здійснюється за допомогою діодів D1 - D4, які увімкнені у мостову схему. Вторинна обмотка V2 - живить схему керування.

Для прямого обертання шпинделя верстата служить кнопка В, а для оборотного (реверса) - кнопка Н, що розташовані на пульті керування приводом головного руху. При натиску однієї з них, наприклад В, вмикається ланцюг постачання реле РВ та контактора К. При цьому реле РВ шунтує кнопку В та вмикає електромагнітну муфту ЕМВ, яка забезпечує кінематичне замикання ланцюга прямого опбертання шпинделя. Одночасно з цим контактор К своїми нормально відкритими контактами К1, К2, К3 вмикає ланцюг постачання електродвигуна АД приводу руху. Потрібна частота обертання шпинделя верстата забезпечується відповідною комбінацією вмикання електромагнітних муфт ЕМ1 - ЕМ6. Вмикання цих муфт покладається на відповідні реле Р1 - Р6, які розташовані в схемі керування коробкою швидкостей. Керування вмикання відповідних реле покладається на кінцеві вимикачі ВК1 - ВК6. У схемі також передбачені блокування, які не допускають випадкового вмикання ланцюгів і які не відповідають завданим режимам обробки. З цією метою у схемі існують нормально закриті контакти відповідних реле. Постачання схеми управління здійснюється від силового ланцюга через відповідні запобіжники ПР та понижаючий трансформатор Тр. Для вимкнення усієї схеми та управління служить кнопка С (стоп).



Рис. 5.2 Електросхема керування приводом головного руху

6. РОЗРАХУНОК І ПРОЕКТУВАННЯ ПРИВОДУ ГОЛОВНОГО РУХУ

6.1 Вихідні дані і вимоги

Вихідними даними для розробки коробки швидкостей верстата є:

Потужність електродвигуна N=5.5(кВт);

Передавальні стосунки ремінної передачі і зубчастих пар Ip=0.7; I1I=1; I1=0.63; I5=0.4.

Кількість валів згідно з кінематичною схемою верстата показаною на рис.3.1 на сторінкі 13;

Кількість зубчастих коліс і кількість зубів нарізаних на них приведені в таблиці 4.1 на сторінкі 18;

Кількість і расположення електромагнітних муфт приведені на рис. 3.1 на сторінкі 13, реверс здійснюється реверсивним механізмом.

Коробка швидкостей повинна задовольняти ряду вимог, таких як мінімальні розміри коробки швидкостей верстата, співісна валів в коробці швидкостей, забезпечення необхідної потужності шпинделя верстата і забезпечення зняття теплових і інших деформацій шпинделя, за допомогою відповідних опор шпинделя, забезпечення зручності у виготовленні всіх деталей і корпуси коробки швидкостей, їх технологічність у виготовлення, зручність в обслуговуванні, надійності і по можливості простоті і уніфікації окремих вузлів коробки швидкостей.

6.2 Розрахунок крутних моментів, що діють на валах і шпинделі

Після того, як зробили кінематичний розрахунок коробки швидкостей, перходимо до силового розрахунку, використовуючи для цього параметри електродвигуна (N - потужність) і отримані кінематичні і геометричні параметри коробки швидкостей. До силового розрахунку відноситься, перш за все, визначення крутних моментів Mі на кожному валу коробки швидкостей, виходячи з умов повного використання потужності електродвигуна.

Крутний момент визначається по формулі:

,

де - крутний момент на i-тому валу ();

- потужність електродвигуна (кВт);

- звороти i-того валу (об/мін).

Крутний момент на валу електродвигуна:

де - крутний момент на валу електродвигуна ( );

- потужність електродвигуна (кВт);

- звороти валу електродвигуна (об/мін).

Крутний момент на валах коробки швидкостей:

;

;

;

.

6.3 Попередній розрахунок діаметрів валів і шпинделя

Оскільки основні розміри коробки швидкостей ще не визначені (тобто опори, відстань між ними і тому подібне) і, отже, немає можливості визначити вигинаючі моменти, розрахунок валів можна вести приблизно, а саме на крутіння по формулі:

,

де - діаметр i-того валу (мм);

- момент, що крутить, на i-тому валу (м );

;

- допустима напруга при крученні

,

;

;

;

.

Набутих значень діаметрів валів округлюємо до найближчих стандартних значень по ГОСТ 6636-84. Приймаємо dI0=28(мм); dI=28(мм); dII=34(мм); dIII=42(мм).

6.4 Попередній розрахунок модулів і параметрів зубчастих передач

Зубчасті колеса є основним видом передач коробок швидкостей, і від їх габаритів і якості виконання залежать розміри і експлуатаційні характеристики всієї коробки швидкостей. Для визначення модуля зубчастих коліс користуватимемося формулою:

,

де -модуль і- тої групи;

- коефіцієнт прямозубих коліс;

- крутний момент на даному валу;

- коефіцієнт враховуючий нерівномірність навантаження по довжині зуба (KF? = 1.05 ?1.1);

- коефіцієнт враховуючий число зубів шестірні (YF = 3.5 ?4);

- min число зубів шестірні даної групи;

- коефіцієнт ширини зуба (?bd = 0.15);

- допустиме напруження матеріалу (?FP = 230 ? 600),

Приймаємо =2,25; =3; =3.5.

Після визначення модулів розраховуємо геометричні параметри зубчастої передачі. Визначаємо міжосьову відстань у кожній групі передач, визначаємо ділильний діаметр зубчастих коліс, визначаємо діаметри вершин зубів і діаметри западин відповідно по формулах:

Міжосьова відстань визначається за формулою:

,

де - міжосьова відстань даної групи, (мм);

- модуль даної групи;

- число зубів даної групи.

;

;

.

Ділильний діаметр визначається по формулі:

,

де - ділильний діаметр зубчастого колеса даної групи, (мм);

- модуль даної групи;

- число зубів колеса даної групи.

Діаметр вершин зубів даної групи визначається по формулі:

,



де - діаметр вершин зубів даної групи, (мм);

- ділильний діаметр зубчастого колеса даної групи, (мм);

- модуль даної групи;

- коефіцієнт висоти голівки зуба (ha = 1);

- коефіцієнт радіального зсуву вихідного контуру (xi = 0).

Діаметр западин зубів даної групи:

,

де dfi - діаметр западин зубів даної групи, (мм);

di - ділильний діаметр зубчастого колеса даної групи, (мм);

mi - модуль даної групи;

ha - коефіцієнт висоти голівки зуба (ha = 1);

c - коефіцієнт радіального зазору в парі вихідних контурів (c=0.25);

xi - коефіцієнт радіального зсуву вихідного контуру (xi = 0).

Ширина зубчастого вінця даної групи:

,

де bi - ширина зубчастого вінця даної групи, (мм);

mi - модуль даної групи.

Довжина маточини визначається по формулі:

,

де lcm - довжина маточини;

d - основний діаметр.

Діаметр маточини визначається по формулі:

,

де dcm - діаметр маточини, (мм);

d - основний діаметр, (мм).

Ширину торців зубчастого вінця визначають по формулі:

,

де S - ширина торців зубчастого вінця, (мм);

mi - модуль даної групи.

Усі геометричні параметри зубчастих передач заносимо у таб.6.1.

Таблиця 6.1 Геометричні параметри зубчастої передачі

	Z1I	Z2I	Z3I	Z4I	Z1	Z2	Z3	Z4	Z5	Z6	Z7	Z8	Z9	Z10	Z11	Z12
zi	40	40	30	30	18	36	21	33	24	30	27	27	20	50	35	35
di	90	90	67,5	67,5	54	108	63	99	72	90	81	81	70	175	122.5	122.5
dai	94,5	94,5	72	72	60	114	69	105	78	96	87	87	76	181	128.5	128.5
dfi	84,4	87,4	61,9	61,9	46.5	101	56	92	68	83	74	74	63	168	114	114
bi	18	18	18	18	18	18	18	18	18	18	18	18	21	21	21	21
lcm	28	28	28	28	28	34	28	34	28	34	28	34	34	42	34	42
dcm	52	32	52	32	41	61	41	61	41	61	41	61	61	73	61	73
S	9.5	9.5	9.5	9.5	9.5	9.5	9.5	9.5	9.5	9.5	9.5	9.5	11	11	11	11

6.5 Розрахунок кліно-ременної передачі

У простому вигляді ремінна передача складається з ведучого і веденого шківів і гнучкого зв'язку - ременя, надітого на шківи з натягненням. Передача навантаження здійснюється за рахунок тертя між ременем і шківами.

Ремінні передачі застосовують зазвичай для пониження кутової швидкості у поєднанні з іншими видами передач. У поєднанні із зубчастою передачею ремінну встановлюють на менш навантажений швидкохідний рівень.

Промисловість випускає такі типи стандартних приводних ременів:

тканинні прогумовані ГОСТ 380598-76,

бавовняні ГОСТ 6982-75,

шерстяні ОСТ/НКТП 3157,

шкіряні ГОСТ 18679-73,

з синтетичних матеріалів.

Найширше застосовуються тканинні прорезинені ремені.

У приводах з постійним передавальним числом

застосовують наступні типи клинових ременів:

нормального перетину ГОСТ 1284-80,

вузького перетину ГОСТ 38-40534-75,

напівклинові ГОСТ 38-105763-84.

Ремені нормального перетину є основними. У порівнянні з ременями інших типів вони найширше використовуються в загальному машинобудуванні. Тому передачі з такими ременями рекомендується застосовувати в курсових проектах.

Ремені нормального перетину випускаються 7 розмірів: 0, А,Б,В,Г,Д,Е (позначення ременя).

Вихідними даними для розрахунку кліноременной передачі є:

Nэ- потужність електродвигуна, (кВт);

nэл - частота обертання електродвигуна, (об/хв);

Ір - передавальне відношення ремінної передачі.

Розглянемо передачу з двома шківами

Відповідно до заданого або вибраного типа ременя і залежно від крутного моменту, на швидкохідному валу по таб. 2.12.[1] або таб. 2.13.[1] вибираємо перетин ременя. Може виявитися, що для заданого крутного моменту, личать ремені двох перетинів. В цьому випадку розрахунки зазвичай ведуться в двох варіантах, а потім вибирається оптимальний.

Вибрані діаметри шківів: d1 = 140(мм), d2 = 200(мм).

Остаточне передавальне число ремінної передачі визначається по формулі:

,

де ? - коефіцієнт ковзання прорезиненого ременя (? = 0,01?0,02).

Швидкість ременя визначають по формулі:

,

де - швидкість ременя (м/с);

n1 - частота обертання меншого шківа, об/хв (n1=nел),

(м/с).

Міжосьова відстань ремінної передачі визначається компоновкою приводу. Воно повинне знаходитися в межах:

,

де AP - міжосьова відстань ремінної передачі, (мм);

h - висота перетину ременя, (мм).

Оскільки міжосьова відстань не задана, вибираємо стандартне значення: Ір = 0.7, Ар = 1.5d2

197,5 ?292 ?300

При вибраній міжосьовій відстані AP знаходять розрахункову довжину ременя по формулі:

,

де - довжина ременя, (мм).

(мм).

Розрахункову довжину ременя округлюють до стандартної: 1120 мм.

При стандартній довжині ременя перераховуємо міжосьову відстань АР по формулі:

(мм).

Перевіряємо кут обхвату на меншому шківі по формулі:



Після цього визначають потужність (кВт), що допускається на один клиновий ремінь по формулі:

,

де [N] - потужність, що допускається на один клиновий ремінь, (кВт);

N0 - потужність, що допускається на один ремінь при ? =168 0, IP = 0.7, вихідній довжині L0 і спокійній роботі. Його визначають по таб. 2.15, 2.16,2.17[1], знаючи перетин ременя, розрахунковий діаметр dpl і швидкість ременя;

C? - коефіцієнт, що враховує вплив кута обхвату на тягову здатність ременя таб. 2.19[1];

CL - коефіцієнт, що враховує вплив кута обхвату на його довговічність, визначається залежно від відношення по таб. 2.19[1];

Cp - коефіцієнт режиму роботи таб.2.8[1];

?Nu =0.0001·?Tu· nб- поправка, що враховує зменшення впливу на довговічність вигину ременя на великому шківі із збільшенням передавального числа;

Tu - поправка до крутного моменту на швидкохідному валу, (H·м), таб. 2.20[1];

nб - частота обертання швидкохідного валу, (об/хв).

(кВт).

Далі визначаємо розрахункове число клинових ременів в передачі:

,

де z - розрахункове число ременів;

N - потужність електродвигуна, (кВт).

З врахуванням рівномірності розподілу навантаження між ременями дійсне число ременів в передачі визначається по формулі:

;

де z' - дійсне число ременів;

Cz - коефіцієнт числа ременів.

Приймаємо число ременів z' = 5.

6.6 Розрахунок шпонкових та шліцевих з'єднань

Розрахунок шпонкових з'єднань

В більшості випадків для кріплення коліс і муфт на валах застосовують ненапружені призматичні шпонки. Шпонки, що кріплять колеса, вибирають по ГОСТ 10748-79 та по СТ СЕВ 189-75.

Розміри шпонок і пазів приведені в табл. 5.19 [1].

Найчастіше застосовують шпонки з носами, що округляють (виконання А).

Найбільш небезпечною деформацією для шпонок і пазів є зминання від крутного моменту Мі ,(Н·м).



Рис. 6.2 Шпонкове з`єднання

Розрахунок на зминання виробляється по наступній формулі:

,

де ?см - напруга зім'яття, (МПа);

М - крутний моент на даному валу, (Н·мм);

d - діаметр валу, (мм);

h - висота шпонки, (мм);

t1 - глибина паза шпони, (мм);

lP - робоча довжина шпонки, (мм).

;

де l - довжина шпонки (загальна);

b - ширіна шпонки,(мм).

У загальному машинобудуванні напруга, що допускається, на зім'яття приймаємо рівною:

при середньому режимі роботи

?см = 130…180 (МПа);

при статичних перевантаженнях

?см = 260 (МПа).

Матеріал шпонок це Ст 6, сталі 45, 50.

Розрахунок шліцевих з'єднань

Шліцеві з'єднання в порівнянні з шпонками володіють вищою здатністю навантаження, створюють меншу концентрацію напруги в пазах, а отже, забезпечують вищу витривалість валів, створюють кращу центрівку деталей на валах.

Для важконавантажених з'єднань в загальному машинобудуванні найбільш поширені прямобочні шліцеві з'єднання (бувають евольвентні, трикутного профілю шліци - застосовують в тракторобудуванні). Залежно від розміру і кількості шліців (а отже, і від здатності навантаження при однаковому діаметрі) розрізняють три серії з'єднань з прямобочними шліцами:

Легка, вживана для рухливих або слабо навантажених з'єднань (що допускають осьове переміщення втулки по валу);

Середня, застосовується для помірно навантажених з'єднань, в яких переміщення втулки відбувається без навантаження;

Важка, призначена для найбільш важких умов роботи. тобто нагрузна знакозмінна з ударами.

Основні розміри з'єднання по СТ СЕВ 188-75 приведені в табл. 5.21 [1].



Рис. 6.3 Шліцьовий вал

Рис. 6.4 Шліцьове з'єднання

Розрахунок шліцевих з'єднань виконується зазвичай як перевірочний по напрузі зминання по наступній формулі:

;

де ?см - напруга зім'яття, (МПа);

Мі - розрахунковийкрутний момент, (Н·мм);

dc - середній діаметр шліцевого з'єднання, (мм):

;

де D - діаметр валу, (мм);

d - діаметр западин зубів, (мм);

z - число шліців, (мм);

h - висота поверхні контакту, (мм);

;

l - довжина на якій знаходиться зубчасте колесо або муфта, (мм);

? - коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження між шліцами. ? = 0.7…0.8.

Напруга, що допускається, на зім'яття робочих поверхонь ?см, (МПа) дається в таб. 5.22 [1].

Геометричні параметри необхідні для розрахунку приведені в таб. 5.22 [1].

6.7 Вибір підшипників, які встановлюються на валах та шпинделі

Підшипники є основним видом опор. Їх широке використання на виробництві обумовлено такими перевагами: малий момент тертя, простий монтаж та експлуатація, малий видаток змазки, висока ступінь стандартизації та централізованого виробництва, висока навантажена здібність на одиницю поверхні підшипника, менші вимоги до термообробки, посадочних шийок валів, надійна праця за умов частої зупинки та пуску привода.

До недоліків підшипників кочення відносять низьку довговічність за умови високих швидкостей та ударних навантажень, великих розсівів (зменшування) терміну служби, великі радіальні розміри та маса, велика поперечна жорсткість, підвищена характеристика при високих швидкостях, необхідність спеціального обладнання. Характеристикою шарикового радіального однорядного підшипника є нерозбірний найбільш простий та дешевий, використовується в якості універсальних опор в різноманітних вузлах. Призначений для отримання радіальних навантажень при високих частотах обертання, також може отримувати і реверсивну осьову силу (навантаження) в межі від 70% від невикористаного радіального навантаження. Область застосування: жорсткий двохопорні вали з відстанню між опорами . Характеристики та основні елементи приведені в таблиці 15 стр.260 1, Киркач Н.Ф., Баласанян Р.А «Проектування деталей машин». Підшипники кочення вибирають по динамічній та статичний вантажопідйомності. Вибір раціонального розміру підшипника залежить від характеру вантажу, його величини, направлення, частоти обертання, умов експлуатації.

По динамічній вантажопідйомності підшипники вибирають при частоті обертання . Так як були вибрані попередньо по діаметру вала, то розрахунки зводяться до перевірки вибраного підшипника та уточнювання його типу, діаметру, серії(були вибрані шарикові радіальні однорядні підшипники по ГОСТу 8338-85, (табл.9.6, 4), Чернилевский Д.В. “Детали машин и механизмов. Курсовое проектирование”.

Вибір підшипника по динамічній вантажопідйомності складається у перевірці його розрахункової довговічності при заданих умовах праці.

Номінальна довговічність підшипника в мільйонах обертів:

,

де с - динамічна вантажопідйомність даного розміру підшипника (Н);

е - еквівалентне розрахункове навантаження на підшипник (Н);

р - ступеневий покажчик для шарикопідшипників, р=3.

Номінальна довговічність підшипника Lh зв'язана з довговічністю L

.

Еквівалентна завантаженість для радіальних підшипників -це постійна радіальна завантаженість, яка у випадку прикладання її до підшипника з обертаючим внутрішнім колом забезпечує таку довговічність, яку підшипник буде мати при дійсних умовах навантаження та обертання:

Р=(XvFr+YFa)kkr,

(табл.6.4 4), Чернилевский Д.В. “Детали машин и механизмов. Курсовое проектирование”;

де Fr -радіальне навантаження на підшипник, (Н);

Fa -осьове навантаження на підшипник, (Н);

Х -коефіцієнт радіального навантаження ( табл.6.1, 6.2 4, Чернилевский Д.В. “Детали машин и механизмов. Курсовое проектирование”);

Y - коефіцієнт осьового навантаження ( табл.6.1, 6.2 4, Чернилевский Д.В. “Детали машин и механизмов. Курсовое проектирование”);

V -коефіцієнт обертання (при обертанні внутрішнього кола підшипника відносно напрямку навантаження, V=1);

k - коефіцієнт безпеки (табл.6.3 4, Чернилевский Д.В. “Детали машин и механизмов. Курсовое проектирование”);

kr - температурний коефіцієнт (табл.6.4 4, Чернилевский Д.В. “Детали машин и механизмов. Курсовое проектирование”).

На передній опорі шпинделя був вибраний кульковий радіальний підшипник по ГОСТу 27365-87, з динамічною завантаженістю с=61000 Н. При практичному виборі підшипника коливання в залежності від типу, за умов осьового навантаження підшипників еквіваленту завантаженості краще всього рахувати по формулі, приведеної в (табл. 6.3 4, Чернилевский Д.В. “Детали машин и механизмов. Курсовое проектирование”).

Визначаємо розрахункове еквівалентне навантаження

.

По табл. 21 1 довговічність Lh визначається при

Розрахункова довговічність до появи ознак втоми.

Габаритні розміри підшипника 7308 (табл. 20 [4], Чернилевский Д.В. “Детали машин и механизмов. Курсовое проектирование”)

; ; .

6.8 Вибір електромагнітних муфт

швидкість муфта верстат привод

З метою автоматизації процесу обробки для передачі крутного моменту між валами використовують електромагнітні муфти. В електромагнітних дискових муфтах зчеплення фрикційних дисків, які зв'язують ведучі та ведені частини муфти здійснюються під дією електромагніта, що з'являється при проході струму через обмотки збудження. Муфти мають запобіжні якості.

Ці муфти використовують в якості пускових та реверсивних в коробках подач для перемикання ступенів чисел обертів в приводах для керування циклами переміщення робочих органів машин, в системах спостерігаючого привода.

Вибір електромагнітних муфт проводиться на основі зрівняння максимального обертаючого моменту на даному валу та номінального обертаючого моменту, що передається муфтою (таб.4.21[3]). Для вибору муфти необхідно, щоб номінальний момент, що передається муфтою був більший, ніж номінальний момент на валу. Також вибір здійснюється за конструктивними параметрами: діаметр валу для муфти, між осьова відстань та інше. Для встановлення на валу приймаємо електромагнітну муфту контактного виконання Е1М.2 за ГОСТом 21573-76. На нульовому та першому валу крутний момент 95,083 та 84,93(), відповідно, вибираємо електромагнітну муфту виконання 08. На другому валу крутний момент 151,71(), вибираємо електромагнітну муфту виконання 09.

6.9 Уточнюючий розрахунок шпинделя

Як матеріал шпинделя приймаємо вуглеродисту конструкційну сталь 45. Розглянемо розрахунок шпинделя на прикладі представленої схеми.



Визначаємо діючи сили:

де - тангенційна сила, ();

- модуль даної групи, ();

- крутний момент на IV валу, ();

;

,

де - радіальна сила,

- кут контакту, 20

=0,364, одержуємо:

;

Розрахункова схема представлена у вигляді балки на двох ножових опорах:



Будуємо розрахункові схеми з обліком плоскості дій сил (вертикальної або горизонтальної).

Вертикальна площина:

Будуємо розрахункову схему у вертикальній площині.

Визначаємо реакції в опорах:

реакція в опорах А та В:

,

Н.

,

Н.

Будуємо епюру згинаючих моментів у цій площині. Для цього необхідно визначити згинаючі моменти, що діють в цій площині.

I ділянка: 0? x1 ?b

Миз = RА x1

При: x1=0, Миз =0 Н мм,

x1=b, Mиз = RА b=47495,6 Н мм.

II ділянка: b?х2?l

Миз = RА х2-Pt(х2- b)

при х2=b, Mиз =47495,6 Н мм,

при х2=l, Mиз =0

Горизонтальна площина:

Будуємо розрахункову схему в горизонтальній площині.

Визначаємо реакції в опорах:

реакція в опорах А та В:

,

Н.

,

Н.

I ділянка: 0? x1?b

Миз = x1

при x1=0, Миз =0 Н мм,

при x1=b, Mиз =17289,95 Н мм.

II ділянка: b? х2?l

Миз = l-Pr(l- b)

при х2=b, Mиз =17289,95 Н мм.

при х2=l, Mиз =0 Н мм.

Будуємо епюру сумарного згинаючого моменту:

I ділянка: 0?х1?b

при x1=0, = 0 Н мм

при x1=b, = 50544.8Н мм.

II ділянка: b?х2?l

при х2=b, = 50544.8Н мм,

х2=l, = 0 Н мм.

Визначаємо приведений момент:

;

Визначаємо діаметр шпинделя в самому небезпечному перерізі:

,

де - границя витривалості (для ст.45: ).



Рис. 6.7 Епюри моментів

6.10 Опис конструкції приводу головного руху

Привод головного руху - це сукупність механізмів, які забезпечують кінематичний зв'язок, передачу руху, від джерела руху до виконавчих ланок, що виконують головний рух. Привод головного руху має джерело руху - двигун, орган налагодження - коробка швидкостей, та виконавчу ланку, яка виконує обертаючий рух - шпиндель.

Привод головного руху вертикально-свердлувального верстата виконан у вигляді: двигун, з'єднаний ременною передачою з валом постійної передачі, який передає обертання через вали коробки швидкостей на шпиндель.

Шпиндель є останнім валом коробки швидкостей. Для підняття ККД привода всі вали встановлені на шарикових підшипниках кочення та радиально-упорних роликопідшипниках. Для прийняття навантаження в якості передньої опори використовують радіальні підшипники.

Наявність у складі коробки швидкостей електромагнітних муфт дозволяє попередити осьове переміщення деталі, які закріпленні на валу за допомогою упорних кілець. Технологічні отвори, які виникають при розточуванні, закриваються привернутими глухими кришками, які запобігають проникнення пилу до підшипнику, а також дозволяють здійснити натяг підшипника.

7. СИНТЕЗ ЕЛЕКТРОАВТОМАТИКИ

Розвиток промислового устаткування, у тому числі і металоріжучих верстатів йде по шляху підвищення рівня автоматізациії виконуючих операцій, що пред'являє вимоги до електроавтоматики. Одночасно із збільшенням об'єму вирішуваних завдань при проектуванні виникають проблеми, пов'язані із зменшенням розмірів станцій електроустаткування, простотою його наладки, діагностикою несправностей і їх оперативним усуненням, підвищенням надійності роботи.

Ці проблемми привели до рішення задачі синтезу функцій електроавтоматики на новому рівні з використанням програмних методів рішення.

При синтезі принципових схем управління електроавтоматикою промислових механізмів потрібно привести задані умови роботи механізму до вигляду, зручного для аналізу. Таке ж завдання виникає при розробці типових схем шифраторів і дешифраторів, лічильників, регістрів і так далі. При рішенні цієї задачі застосовують циклограми і діаграми роботи, оператори стану і подій, карти і таблиці станів, таблиці включень.

Різноманіття логічних схемоустройств управління механізмами можна розділити на комбінаційні схеми, в яких стан вихідних сигналів залежить лише від стану вхідних сигналів даний момент часу, і на послідовні схеми, в яких стан вихідних сигналів в даний момент містять елементи пам'яті. Схеми управління яким-небудь механізмом, наприклад схема управління приводом головного руху верстата або схема управління вибором і зміною інструментів, як правило, є цифровими автоматами, що включають схеми обох видів. Аналіз і синтез подібних схем складні, тому в інженерній практиці схемоуправління доцільно розділяти на закінчені підсхеми, описувану рівняннями алгебру логіки.

Логічні схеми пристроїв керування механізмів можна поділити на:

комбінаційні схеми, в яких стан вихідних сигналів залежить тільки від стану вхідних сигналів у визначений момент часу;

послідовні схеми, в яких стан вихідних сигналів залежить як від стану вхідних сигналів в цей момент, так і в інші моменту часу, в тому числі це схеми, що утримують елементи пам'яті.

Схеми керування будь-яких механізмів, наприклад схема керування приводом головного руху верстата або схема керування вибором та заміною інструменту, як правило є цифровими автоматами, до складу яких входять схеми обох видів. Аналіз та синтез подібних схем складні, тому в інженерній практиці схему керування поділяють на кінцеві підсхеми, що описуються рівняннями алгебри логіки.

7.1 Синтез релейної схеми керування приводом головного руху через елементи алгебри логіки

У зв'язку з тим, що синтез схем електроавтоматики з використанням апарата алгебри логіки є універсальним засобом, придатним для будь-якої елементної бази, основні правила розглянемо як для безконтактних, так і для релейних схем.

Правила побудови релейних схем:

1) вихідне логічне рівняння перетвориться до виду И, ИЛИ і мінімізується;

2) прямому значенню логічної перемінної в рівнянні відповідає контакт, що замикається, реле (нормально відкритий) у принциповій схемі;

3) інверсному значенню логічної перемінної в рівнянні відповідає контакт, що розмикається, реле (нормально закритий);

4) логічному добутку перемінних відповідає послідовне з'єднання контактів;

логічній сумі перемінних відповідає рівнобіжне з'єднання контактів.

Правила побудови безконтактних схем:

1) вихідне логічне рівняння необхідно привести до виду, що складає тільки з елементарних логічні операції, реалізованих елементами обраної проектувальником елементної бази і мінімізувати;

2) кожної елементарної логічної операції рівняння в принциповій схемі відповідає елемент, що реалізує цю операцію;

3) при багаторазової входимості в рівняння однієї елементарної логічної функції в іншу по логічній сумі, чи добутку інверсії накреслення схеми варто починати від останньої внутрішній входимості і закінчувати зовнішньої.

Побудуємо таблицю елементів релейно-контактних схем:

Таблиця 7.1 Елементів релейно-контактних схем

Реалізована функція	Елемент керування	Релейний еквівалент
Пряме значення логічної перемінний
Інверсне значення логічної перемінний
Логічний добуток перемінних
Логічна сума перемінних

Побудуємо таблицю елементів безконтактних схем:

Таблиця 7.2 Елементів безконтактних схем

Функція	Елемент рівняння	Еквівалент у безконтактній схемі

Рис. 7.1 Синтез схеми керування ПГР

8. КОМПАНОВКА ВЕРСТАТА І ЙОГО ЕКСПЛУАТАЦІЯ

Свердлувальні верстати призначені: для здобуття крізних і глухих отворів в суцільному матеріалі, для чистової обробки (зенкерування, розгортання) отворів, утворених в заготівці яким-небудь іншим способом, для нарізування внутрішніх резьб, для зенкування торцових поверхонь. Застосовуючи спеціальні інструменти і пристосування, на свердлувальних верстатах, можна розточувати отвори, вирізувати отвори великого діаметру в листовому матеріалі («трепанування»), притирати точні отвори і так далі. Свердлувальні верстати використовують в механічних, складальних, ремонтних і інструментальних цехах машинобудівних заводів, а також в ремонтних майстернях, обслуговуючих транспорт, будівництва, сільське господарство. На свердлувальних верстатах обробка отворів виробляється свердлами, зенкерами, розгортками, зенкуваннями і іншими інструментами, нарізування різьблення -- мітчиками.

8.1 Цільові вузли та їх взаємозв'язок і призначення

Основними вузлами вертикально-свердлувального верстата є:

станина

фундаментна плита

привід головного руху

шпиндель

коробка подач і механізм подачі

стіл

На станині, яка є порожнистим відливанням коробчатої форми, розміщені основні вузли верстата. Станина має вертикальні направляючі, на яких встановлюється кронштейн, що несе шпиндель. У порожнині станини розміщуються електроапаратура управління і противага шпинделя. Фундаментна плита служить опорою верстата. У середніх і важких верстатах її верхня плоскість використовується для установки заготовок крупних розмірів. Коробка швидкостей свердлувальних верстатів містить зубчасті передачі, перемиканнями яких отримують різні швидкості шпинделя. У нашому випадку шпиндель має 8 рівнів швидкостей, що забезпечуються поєднанням приводу головного руху з одно- або двошвидкісним електродвигуном.

Шпиндель своєю зубчастою (шліцьовий) частиною входить в гільзу коробки швидкостей і, обертаючись разом з нею, має в той же час можливість переміщатися в ній в осьовому напрямі. У передньому кінці шпинделя кріплять ріжучий інструмент або безпосередньо в конічному отворі, або за допомогою перехідних втулок або інших пристосувань. Значні осьові навантаження, що виникають при свердлінні, сприймаються у нашому випадку радіально-наполегливими підшипниками, змонтованими в шпиндельній гільзі.

Стіл верстата служить для закріплення оброблюваної заготівки. Він може бути нерухомим (знімним) або поворотним (відкидним). Стіл або вмонтовується на тих, що направляють станини, або виконується у формі тумби, що встановлюється на фундаментній плиті.

Коробка швидкостей цього верстата оснащена безконтактними електромагнітними муфтами, що дозволяють автоматично перемикати швидкості шпинделя. Замість ступінчастої шестерінчастої коробки в ланцюг подач верстата вбудована порошкова електромагнітна муфта, яка дає можливість безступінчатий і автоматично регулювати величину подачі шпинделя. Для ручного переміщення шпинделя в ланцюзі подач передбачений обгінний механізм.

Конструкція такого типа робить можливою встройку верстата в автоматичну лінію.

8.2 Експлуатаційні та технологічні можливості верстата

Верстат володіє високою жорсткістю, міцністю робочих механізмів, потужністю приводу і широким діапазоном швидкостей різання і подач, що дозволяє використовувати ріжучий інструмент, оснащений твердим сплавом. Наявність електрореверсу, керованого як автоматично, так і вручну, забезпечує можливість нарізування різьблення при ручному підведенні і відведенні мітчика. У конструкції вертикально-свердлувального верстата моделі 2А135 передбачено автоматичне включення подачі після швидкого черінь-вода ріжучого інструменту до виробу і автоматичне виключення подачі досягши заданої глибини свердління. Задана глибина свердління некрізних отворів забезпечується спеціальним механізмом останову з упором. Цей механізм є одночасно запобіжним пристроєм, що оберігає механізм подач від поломок при перевантаженнях. Шпиндель верстата змонтований на прецизійних підшипниках кочення. Нижня опора складається з радіального кулькового підшипника класу АВ. У верхній опорі встановлений один кульковий підшипник класу В. Заводом передбачена можливість зміни пріводних шківів кліноременной передачі, що дозволяє встановлювати межі чисел зворотів шпинделя відповідно до технологічних задач. Для скорочення допоміжного часу на верстаті моделі 2А135 забезпечена можливість включення і виключення подачі тим же штурвалом, який здійснює ручне швидке переміщення шпинделя.

9. ПИТАННЯ ЕКОЛОГІЇ І ТЕХНІКИ БЕЗПЕКИ

Першою вимогою раціональної експлуатації верстатів є дотримання умов безпеки при праці на верстаті.

Сучасні верстати є потужними швидкохідними машинами, що знімають велику кількість стружки за одиницю часу. Для уникнення можливих травм при опиненні робітника в зоні дії механізмів, виходу з ладу швидко обертаючих частин верстата, ураженні відлітаючою стружкою, потрапляння під напругу та інших причинах необхідно використовувати спеціальні пристрої та механізми, які забезпечують безпечну працю з верстатом.

Усі обертаючи частини верстата повинні бути закриті кришками та кожухами. Кожух повинен мати потрібну міцність і попереджувати попадання на робітника краплин охолоджувальної рідини. При роботі з верстатом з високими режимами обробки, щітки та огородження повинні надійно захищати працівника від стружки.

Великий ефект дає використання спеціальних реле та спеціальних стружковідвідників, що відсмоктують стружку крихких металів та абразивний пил з зони різання.

При відкриванні кришок змінних коліс коробки швидкостей та подачі різних механізмів потрібно щоб верстат автоматично вимикався та його не можна було ввімкнути пусковою кнопкою. Це захистить наладку верстата та регулювання його механізмів від випадкових пусків.

Частки виробничого пилу мають різну форму (кульки, голки, волокна). Частки пилу різної форми при одній і той же вазі осідають з різною швидкістю. Чим ближче їх форма до сферичної, тим швидше вони осідають. Робота пило збірних апаратів заснована на використанні різноманітних механізмів осаду часток: гравітаційний осад під дією сил тяжіння при проходженні часток крізь апарат, осад під дією центр обіжних сил, інерційний осад, електричний осад та інші.

Для очищення повітря на підприємствах використовують різні конструкції апаратів. За способом здавлювання пилу їх поділяють на апарати сухої, мокрої, електричної чисток та інші. Основною вимогою вибору того чи іншого типу обладнання є ступінь очищення повітря, який залежить від властивостей пилу та параметрів газового потоку.