Токарно-винторезный станок модели 1М63

Боковые поверхности зубьев шлицевого соединения работают на смятие, а основание их - на изгиб и срез. Для применяемых соотношений элемента шлицевых соединений решающее значение имеет расчет на смятие.

Эскизы валов модернизируемой коробки скоростей представлены на рисунке 3.4.1

Выбор шлицевых и шпоночных соединений

Для проверки шлицев на смятие используют формулу:

, (3.4.1.1)

где М_{кр. max.} - наибольший допускаемый крутящий момент, передаваемый соединением, ,

ш =(0,7-0,8) - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения усилий по рабочим поверхностям зубьев, обычно принимают равным ш =0,75,

[у_см] - допускаемые напряжения смятия

F- площадь всех боковых поверхностей зубьев с одной стороны на 1 мм длины, мм²;

Для прямобочных (прямоугольных) зубьев:

, (3.4.1.2)

где - z - число зубьев,

D_в - наружный диаметр зубьев вала, мм;

d_а- диаметр отверстия шлицевой втулки, мм;

f - размер фаски, мм;

r -радиус закругления, мм;

l - рабочая длина зуба, мм

Для прямобочных (прямоугольных) зубьев:

, мм (3.4.1.3)

Для второго вала

Для третьего, комбинированного вала

В качестве допускаемого значения [у] принимаем [у] = 10 Н/мм²

Затем сравниваем полученные значения

1.02<10

1.65<10

Из сравнения видно, что шлицы выдержат напряжения смятия. Пример условного обозначения соединения с числом зубьев z=8, внутренним диаметром d=36, наружным диаметром D=42 мм, шириной зуба b=7 мм, с центрированием по наружному диаметру, с посадкой по диаметру

центрирования и по размеру

;

Или

На участке между серединами шпонок передается постоянный крутящий момент М_кр.

Усилия Р₁ и Р₂, действующие на шпонки и приложенные на плече, равном радиусу соответствующей ступени вала, составляют:

, , (3.4.1.4)

D₂>D₁, значит шпонка ступени D₂нагружена меньше шпонки ступени D₁. По соображениям прочности и работоспособности шпоночных соединений нет оснований к назначению для ступени D₂ шпонки большей, чем для ступени D₁. Наоборот, чем больше диаметр ступени ступенчатого вала, тем меньшим для нее может быть сечение шпонки. Наличие на одном валу шпоночных пазов, одинаковых по сечению и длине, улучшает технологичность конструкции вала. Таким образом, рекомендуется назначать одинаковые шпонки, для всех ступеней вала исходя из ступени наименьшего диаметра, имеющего шпоночный паз.

Так как напряжения смятия значительно больше напряжений среза, то проводят проверку на смятие. Для проверки шпонок на смятие используют формулы:

, (3.4.1.5)

где - наибольший допускаемый крутящий момент, Нм, d - диаметр вала, см; К - высота поверхности смятия в ступице, см;

l - длина шпонки, см;

[у_см] - допустимое напряжение смятия, МПа

Допускаемые напряжения на смятие для шпонки обуславливаются режимами работы шпоночного соединения. При спокойном режиме принимают [у_см] до 15000 Н/см². Широко распространены в общем машиностроении значения [у_см]=6000-9000 Н/см² при неподвижных шпонках для сопрягаемых элементов из чугунного литья, стального литья и стали.

На первом валу

Принимаем по наибольшей силе шпонку с размерами bxhxl = 10x8x50

Из двух полученных значений выбираем то значение диаметра, при котором сила наибольшая и подставляем его значение в формулу

На третьем валу



Принимаем по наибольшей силе шпонку с размерами bxhxl = 16x10x40

На четвёртом валу

Принимаем по наибольшей силе шпонку с размерами bxhxl = 20x12x60

Откуда видно, что все шпонки выдержат напряжения смятия.

Проверочный расчет подшипников качения

Составляем расчётную схему для каждого вала, прикладывая к ним все действующие силы.



Рисунок 3.4.1.3.1 - Расчётная схема для определения реакций опор первого вала

Составляем уравнения равновесия относительно опор

УM_A(Fk) = 0

УM_B(Fk) = 0

УY = 0

Выбор подшипников

Подшипники выбирают в следующем порядке:

1) Намечают тип подшипника, исходя из условий эксплуатации и конструкции конкретного подшипникового узла;

2) Определяют типоразмер подшипника в зависимости от величины и направления действующих нагрузок, частоты вращения и требуемого срока службы; Назначают класс точности подшипника с учетом требований к точности вращения узла; если нет особых требований, принимают класс 0.

Предварительно назначаем подшипник роликовый, конический, однорядный средней широкой серии со следующими параметрами:

d = 35 мм, D = 80 мм, T = 32.75 мм, B = 31мм, c = 27 мм, D1 = 63 мм,

d1 = 55мм, r = 2.5мм, r1 = 0.8мм, d2 = 45мм, e = 0.3, Y=2.03,C = 76000 H.

По приведенной нагрузке, числу оборотов подшипника и требуемому сроку службы рассчитывают необходимую динамическую грузоподъемность, являющуюся основной характеристикой подшипника.

, Н (3.4.1.3.1)

где - f_d для металлорежущих станков равен 2.7-4.5

f_n - коэффициент, зависящий от частоты вращения подшипника

Таким образом, при

n = 776.5 об/мин

f_n = 0.388

При С/Р = 6,96 и Lh = 8000 ч, что более чем достаточно, определяем, что L = 650 млн. оборотов

Исходя из полученного значения грузоподъемности, назначаем на опору с наибольшей реакцией два таких подшипника.



Рисунок 3.4.1.3.2 Расчётная схема для определения реакций опор второго вала

Составляем уравнения равновесия относительно опор

УM_A(Fk) = 0

УM_B(Fk) = 0

УY = 0

Предварительно назначаем подшипник шариковый радиальный однорядный, средней серии со следующими параметрами:

d = 35мм, D = 80мм, B = 21мм, D1 = 67мм, d1 =48мм, r = 2.5 мм, C = 53200 H. Таким образом, при n = 552.7 об/мин f_n = 0.39

При С/Р = 7,69 и Lh = 25000 ч, что более чем достаточно, определяем, что L = 460 млн. оборотов

Исходя из полученного значения грузоподъемности, назначаем на опоры по одному ранее подобранному подшипнику.

Рисунок 3.4.1.3.3 Расчётная схема для определения реакций опор третьего вала

Составляем уравнения равновесия относительно опор

УM_A(Fk) = 0

УM_B(Fk) = 0

УY = 0

Предварительно назначаем подшипник шариковый радиальный однорядный, тяжелой серии со следующими параметрами:

d = 45мм, D = 120мм, B =29мм, D1 = 97мм, d1 = 68мм, r = 3мм, C = 76100 H.

Таким образом, при n = 619 об/мин f_n = 0.378

При С/Р = 7.94 и Lh = 32000 ч, что более чем достаточно, определяем, что L = 500 млн. оборотов

Исходя из полученного значения грузоподъемности, назначаем на опоры по одному ранее подобранному подшипнику.

Рисунок 3.4.1.3.4 Расчётная схема для определения реакций опор четвёртого вала

Составляем уравнения равновесия относительно опор

УM_A(Fk) = 0

УM_B(Fk) = 0

УY = 0

Предварительно назначаем на левую опору подшипник шариковый радиальный однорядный, средней серии со следующими параметрами:

d =60мм, D =130мм, B =31мм, D1 =108мм, d1 =81мм, r = 3.5мм, C =81900 H.

А на правую - роликовый конический легкой серии.

d = 80мм, D = 140мм, T = 28,25мм, B =26мм, c =22мм, D1 =121мм, d1 = 110мм, r = 3 мм, r1 = 1 мм, d2 = 97мм, e = 0.42, Y = 1.43, C =112000 H.

Таким образом, при n = 1222 об/мин

Для шариковых

f_n = 0.299

При С/Р = 13 и Lh = 32000 ч, что более чем достаточно, определяем, что L = 2200 млн. оборотов

Для роликовых

f_n = 0.337

При С/Р = 8.9 и Lh = 20000 ч, что более чем достаточно, определяем, что L = 1500 млн. оборотов

Исходя из полученного значения грузоподъемности, назначаем на опоры по одному ранее подобранному подшипнику.

Выбор предохранительных и электромагнитных муфт

Руководствуясь справочником , назначаем для коробки скоростей вертикального шпоночного станка электромагнитную муфту Э1М102. Определение прогиба и угла поворота. После конструктивного оформления валов, т.е. назначения диаметров всех посадочных мест под подшипники, зубчатые колеса, муфты и пр., а также определения осевых размеров каждого участка, определяют прогибы и углы поворота, как в стержне переменного сечения.При сложной конструкции вала, т.е. при большом числе участков различной жесткости, целесообразно применить табличный метод расчета. Вычисление проводится непосредственно по формулам :

Прогиб (3.4.1.5.1)

Угол поворота (3.4.1.5.2)

Пример расчета: Определить угол поворота вала в сечении А (в месте посадки шестерни). Усилие Р₁=4060Н, Р₂=39000Н.

Модуль упругости материала Н/см².

Для расчета все расстояния между опорными сечениями делим на 10 равных участков длиной Д=3,14 см каждый. Составляем расчетную таблицу.

Угол поворота сечения

Прогиб вала

Таблица 3.4.1.5.1 - Расчетная таблица для определения угла поворота сечения вала и прогиба вала

Сечение	0	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
Z (см)	0	3,14	6,28	9,42	12,56	15,7	18,84	21,98	25,12	28,26	31,4
d (см)	3,5	3,5	4	4	4,5	4,5	4	4	4	4	3,5
Ix (см4)	7,36	7,36	12,6	12,6	20,1	20,1	12,6	12,6	12,6	12,6	7,36
Нсм	81,1	65,8	50,3	34,8	19	4	-11,5	-20	-13,2	-6,7	0
M1, Нсм	0	0,07	0,15	0,23	0,31	0,39	0,47	-0,44	-0,29	-0,15	0
	0	9,8	7,2	5,4	2	0,4	-25,5	4	2,1	1,05	0
M1Р, Нсм	0	0,07	0,15	0,23	0,31	0,39	0,47	-0,44	-0,29	-0,15	0
Нсм	0	9,8	7,2	5,4	2	0,4	-25,5	4	2,1	1,05	0

Пример расчета: Определить угол поворота вала в сечении А (в месте посадки шестерни). Усилие Р₁=6000Н, Р₂=13680Н.

Модуль упругости материала Н/см².

Для расчета все расстояния между опорными сечениями делим на 10 равных участков длиной Д=9,74 см каждый. Составляем расчетную таблицу.

Интеграл Мора по правилу трапеций будет иметь вид:

Угол поворота сечения

Прогиб вала

Таблица 3.4.1.5.2- Расчетная таблица для определения угла поворота сечения вала и прогиба вала

Сечение	0	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
Z (см)	0	9,74	18,48	29,2	39	48,7	58,44	68,2	78	87,66	97,4
d (см)	4,5	5	5	5	5,5	6	5,5	5,4	5,4	5,4	4,5
Ix (см4)	20,1	30,7	30,7	30,7	44,9	63,6	44,9	41,7	41,7	41,7	20,1
Нсм	0	-7,9	-15,9	-30	-94,1	-159	-224,7	-202	-135	-67,4	0
M1, Нсм	0	0,05	0,1	0,15	0,2	0,25	0,3	-0,5	-0,35	-0,17	0
	0	-0,06	-0,247	-0,7	-2	-2,97	-7,4	8,7	3,1	1,3	0
M1Р, Нсм	0	0,05	0,1	0,15	0,2	0,25	0,3	-0,5	-0,35	-0,17	0
Нсм	0	-0,06	-0,247	-0,7	-2	-2,97	-7,4	8,7	3,1	1,3	0

Расчет на жесткость при кручении. Самый тонкий и длинный вал коробки скоростей проверяется на жесткость при кручении по формуле:

, (3.4.1.5.1)

где М_кр - крутящий момент на валу;

l - длина участка вала между двумя крайними зубчатыми колесами;

G - модуль упругости II-го рода для материала вала;

I_р - полярный момент инерции, определяемый по формуле:

, (3.4.1.5.2)

Допускаемый угол поворота лежит в пределах [ц]?15-20?

см⁴

Допускаемый угол закручивания валов коробки скоростей ц=0^?10^/ на 100 мм длины вала. В случае не выполнения допускаемых углов поворота и углов закручивания, жесткость вала С=EI увеличивают.

Если один из валов обладает малой крутильной жесткостью, а, следовательно, низкой собственной частотой крутильных колебаний, то эта частота может совпасть с частотой изменения составляющей силы резания Рz, что вполне возможно при обработке деталей с переменным припуском. При сближении частот наступит явление резонанса, наиболее податливый вал начнет закручиваться на угол, при котором он разрушится. Чтобы этого не произошло, вал или валы необходимо проверить на виброустойчивость.

Расчет на виброустойчивость. При расчете на виброустойчивость составляют такую же расчетную схему, как и при расчете на жесткость. Расчетная схема приведена на рисунке 5.9.

Массой вала либо пренебрегают, либо приводят к массе зубчатых колес (дисков). Полагают, что вал обладает только упругим сопротивлением деформации кручения с коэффициентом жесткости «С».

Коэффициент жесткости определяют по формуле :

(3.4.1.5.3)

Собственную частоту крутильных колебаний определяют по формуле:

, (3.4.1.5.4)

где I₁ и I₂ - моменты инерции первого и второго зубчатых колес.

Пример расчета: Определить собственную частоту крутильных колебаний двухмассовой системы при следующих данных: d₁=174.3 мм; d₂=149.6 мм; d₀=39 мм; b=20 мм; b₂=30 мм; длина вала l=400 мм. Материал зубчатых колес и вала - сталь 40Х. (г=0,078 Н/см³ и G=0,8?10⁷ Н/см²).

1. Определение моментов инерции масс дисков

2. Полярный момент инерции поперечного сечения вала

3. Коэффициент крутильной жесткости вала

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 3.4.1.5.4- Расчетная схема для определения собственной частоты крутильных колебаний вала с двумя сосредоточенными массами

Собственная частота

Максимальные касательные напряжения при крутильных колебаниях валов развиваются в узлах, т.е. в сечениях относительно которых в разные стороны закручиваются крайние колеса (диски). Найдем место расположения опасного сечения (узла колебаний) по формулам:

Расчет шпинделей. Шпиндельный узел металлорежущего станка является наиболее ответственным узлом привода. От его жесткости, плавности вращения, точности изготовления присоединительных элементов во многом зависят точность и чистота обработки деталей.

Определив минимальный наружный диаметр шпинделя, оформляют его конструктивно как полый вал со ступенчатой наружной поверхностью. Посадочное место передней опоры шпинделя определяют из соотношения

(3.4.1.5.5)

посадочное место задней опоры определяют из соотношения

(3.4.1.5.6)

Далее расчет шпинделя токарных, револьверных, фрезерных, расточных и др. типов станков проводят, ориентируясь на расчетную схему (рис. 5.10), учитывая конкретные условия обработки.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 3.4.1.5.5 - Расчетная схема проверки шпинделя на жесткость

, (3.4.1.5.7)

где и - составляющие силы резания.

Значение силы резания определяют по формуле:

(3.4.1.5.8)

где - равнодействующая составляющая силы резания и ;

- суммарная сила на зубьях шпиндельного зубчатого колеса z₂;

- угол зацепления;

- угол трения 5?;

Р_окр. - окружное усилие, определяемое по формуле:

, (3.4.1.5.9)

где - крутящий момент на шпинделе;

m - модуль зацепления зубчатых колес шпиндельной группы;

z₂ - число зубьев шпиндельного колеса.

Прогиб шпинделя «y» определяют по формуле:

(3.4.1.5.10)

Полученное значение сравнивают с у_доп.,

, (3.4.1.5.11)

где l- расстояние между опорами.

Угол поворота (наклона) оси шпинделя в передней опоре определяют по формуле:

, (3.4.1.5.12)

где Е - модуль упругости I - рода материала шпинделя в кг/см²;

I - средний момент инерции площади сечения шпинделя в передней опоре в мм⁴, равный

, мм⁴ (3.4.1.5.13)

где R и r - радиусы наружной и внутренней поверхностей шпинделя;

мм⁴

В том случае, если передняя опора состоит из подшипников качения, то в результате действия радиальной силы Р₁, шпиндель может совершать радиальные колебания, совпадающие с направлением этой силы. Такого рода колебания называются параметрическими. Частота этих колебаний определяется из схемы скоростей в подшипнике качения (рис. 3.4.1.5.6)

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 3.4.1.5.6 - Схема скоростей в подшипнике качения

Скорость вращения центра шарика или ролика относительно центра вала

(3.4.1.5.14)

мм/сек

Частота параметрических колебаний - равна числу шариков или роликов, проходящих в секунду через направление действующей силы

, Гц (3.4.1.5.15)

где n - частота вращения шпинделя, об/сек;

D - диаметр беговой дорожки внутреннего кольца;

d и z - диаметр и число тел качения.

, Гц

Для повышения частоты параметрических колебаний, а, следовательно, и предупреждения резонансных явлений, для передних опор необходимо выбирать многорядные подшипники, в которых тела качения смещены в сепараторе друг относительно друга по периметру.

Повысить частоту параметрических колебаний можно также путем установки нескольких однорядных подшипников.

3.4 Выбор системы смазки

Механизмы станка должны быть всегда хорошо смазаны, так как своевременная и достаточная смазка механизмов обеспечивает надежную работу и увеличивает долговечность станка.

Масло, заливаемое в резервуары станка, должно быть рекомендуемых марок, тщательно очищено и профильтровано.

Принципиальная схема смазки приведена на рис. 3.5.1, схема расположения элементов системы смазки на станке -- на рис. 3.5.1

Описание работы

Смазка станка обеспечивается следующими системами:

-- циркуляционной системой смазки механизмов, зубчатых колес и подшипниковых опор передней бабки.

Насос 6 системы приводится в действие от вала 1 передней бабки через зубчатую передачу. Всасываемое насосом из резервуара 7 масло проходит через фильтр 5, из него подается в подшипниковые опоры шпинделя, электротормозную муфту 1 и в распределительную ванну 3, а из нее к другим смазываемым точкам. Пройдя через смазываемые части, масло собирается на дне корпуса бабки (резервуар 7).

Кроме того, смазка деталей производится разбрызгиванием.

Контроль за подачей смазки и ее уровнем в резервуаре осуществляется визуально с помощью маслоуказателей 2(1) и 2(2) соответственно. Залив масла в резервуар производится через заливное отверстие 4(1) в крышке бабки, а слив-- через отверстие 8(1)

-- циркуляционной системой смазки механизма коробки подач.

Плунжерный насос 13 приводится в действие от эксцентрика, закрепленного на входном валу коробки подач. Масло, всасываемое насосом из резервуара 14, подается в распределительную ванну 9, из которой производится дождевая смазка подшипников и зубчатых колес. Пройдя через смазываемые части, масло собирается на дне корпуса коробки подач (резервуар, 14). Контроль за подачей масла и его уровнем в резервуаре осуществляется визуально с помощью маслоуказателей 2(3) и 2(4) соответственно. Залив масла в резервуар производится через заливное отверстие 4(2) в верхней крышке коробки подач, а слив - через сливное отверстие 8(2).

-- фитильной системы смазки сменных зубчатых колес, состоящей из ванночки 11 и фитилей;

-- циркуляционной системой смазки механизма фартука.

Плунжерный насос 18 приводится в действие от эксцентрика 1 связанного с валом-шестерней фартука. Масло, всасываемое насосом через фильтр 19 из резервуара 20 подается к направляющим, станины 23 и в распределительную ванну 22, из которой по трубам к смазываемым точкам механизма фартука. Пройдя через смазываемые точки фартука, масло собирается на дне фартука (резервуар 20). Контроль за подачей масла и его уровнем осуществляется визуально с помощью маслоуказателей 2(5) и 2(6) соответственно. Залив масла в резервуар производится через заливное отверстие 4(3), а слив - через сливное отверстие 8(3).

периодической системой смазки наливом верхних направляющих каретки и винтовой пары резцовых салазок суппорта 24. Залив масла производится через заливное отверстие 4(4);

периодической системой смазки опор скольжения и подшипников скольжения ходового винта поперечного суппорта, направляющих резцовых салазок, механизма резцедержки, ходовой гайки поперечного суппорта, подшипников скольжения конической шестерни суппорта, подшипников скольжения ходового винта резцовых салазок, подшипников люнета, подшипников механизма перемещения пиноли, подшипников скольжения валика переключения фрикциона и подшипников скольжения выходного вала коробки подач. Смазка осуществляется с помощью пресс-масленок 15, заполняемых ручным шприцем. --фитильной системой смазки правой опоры ходового винта и вала, состоящей из ванночки 40 и фитиля;

-- периодической системой густой смазки подшипников шкива передней бабки 42, осей сменных зубчатых колес 43, механизма электродвигателя быстрых ходов 44, осуществляемой набивкой вручную смазки универсальная среднеплавкая УС-1 ГОСТ 1033--51 в смазываемые точки.

Направляющие станины под заднюю бабку, ходовой винт и ходовой вал смазываются периодически поливом из масленки.

Рисунок 3.5.1 - Схема смазки

3.5 Выбор системы СОЖ

От электронасоса, установленного в правой тумбе, охлаждающая жидкость через шланг по трубопроводу на суппорте поступает к инструменту, а затем стекает в два корыта, установленные спереди и сзади станка, откуда поступает в бак правой тумбы и к электронасосу. Очистку корыт и бака следует производить не реже одного раза в месяц. Привод охлаждения осуществляется от электронасоса типа ПА-22, 0,12 квт (0,163 л.с.) 2800 об/мин при 50 Гц, 3350 об/мин, при 60 Гц. Пуск и останов электродвигателя осуществляется включением переключателя, установленного на фартуке станка.

3.6 Оценка безопасности и экологичности конструкций

Технологические требования к изготовлению и контролю параметров должны соответствовать системе ЕСТАП принятой на заводе - изготовителе.

Контроль основных показателей должен производиться серийно выпускаемыми измерительными средствами и приборами.

Требования к уровню унификации и стандартизации

При разработке или модернизации станка нужно максимально использовать стандартные изделия, детали и узлы, возможно использованные уже на других моделях станков. Уровень унификации должен быть не менее 35%.

Требования к безопасности и охране труда

Требования безопасности к станку должны соответствовать ГОСТ 26-09-2002-77, а также санитарным правилам организации техпроцесса, требованиям к производственному процессу:

- не допускать рабочего, не ознакомив его с правилами техники безопасности и инструкцией по обслуживанию станка;

- при обработке детали в центрах запрещается применять центры с изношенными конусами;

- не производить во время работы станка регулировку его механизмов;

- чистку и обтирку, а также подналадку нужно производить во время

полной остановки станка. При этом станок должен быть отключен от электросети;

- рабочее место у станка не должно быть скользким и загромождённым;

- нельзя притормаживать руками включенный, но ещё вращающийся шпиндель;

- уходя от станка необходимо отключить его от сети.

Эстетические и эргономические требования

Этим нормам станок также должен соответствовать (до и после модернизации). На стадии разработки «технический проект» показатель эстетики должен быть менее 4,5.

Требование к патентной чистоте

Станок должен обладать патентной чистотой по странам СНГ и ведущим промышленным государствам. Станок должен быть разработан на уровне изобретений.

Требования к составным частям установки

Разработка и модернизация станка должна производиться на базе технологических возможностей. Комплектующие изделия выбирают из числа освоенных и серийных, выпускаемых промышленностью.

Условия эксплуатации

Установка должна быть разработана по ГОСТ 440 - 71. Температура окружающей среды при эксплуатации не ниже - 15⁰ С. Отклонения напряжения питающей электросети в пределах ±10%.

Требования к маркировке и установке

Маркировка станка производится в соответствии с ГОСТ 2675-71.

Транспортная маркировка по ГОСТ 14.192 - 77

Установка в соответствии с ГОСТ 26-09-2002-77.

Консервация в соответствии с ТУ2.024.4779 - 85.

Количество транспортных мест определяется при разработке документации.

Требования к транспортировке и хранению

Станок должен транспортироваться и храниться в соответствии с ГОСТ 26-09-2002-77. Транспортировка станка допускается железнодорожным, автомобильным, водным и воздушным транспортом с соблюдением всех норм транспортировки. Условия хранения должны соответствовать группе 2 по ГОСТ 15.150-69. Срок хранения упакованного станка без консервации - 2 года, со дня изготовления.

Требования к категории качества

Так как требования качеству постоянно растут, то они должны отвечать высшей категории на момент поставки станка заказчику.

Предполагаемые экономические показатели

1. Предполагаемая экономическая эффективность

2. Ориентировочная цена - договорная

3. Модернизация станка позволит изменить параметры резания и обработки в целом для обработки более точных изделий.

Выводы

В данной работе, я рассмотрела основные характеристики станка модели 1М63, назначила режимы обработки для изготовления заданной детали. Произвела кинематический и силовые расчеты основных узлов механизмов. Исходя, из кинематических расчетов выявила рациональный график частоты вращения. Выполнив все необходимые расчеты, составила сравнительную характеристику параметров, которые изменила:

Было Стало

Число скоростей

22 - 24

Пределы частоты вращения мин^-1

10-1200 - 90-1222

Электродвигатель привода шпинделя

4А160S4 Тип 4А160S4УЗ

15 Мощность, кВт 15

1460 Частота вращения, мин^-1 1500

Размещено на Allbest.ru