Оборудование машиностроительных производств

 

Содержание

 

 

 

Введение

 

Производственные процессы в большинстве отраслей народного хозяйства выполняют машины, и дальнейший рост материального благосостояния тесно связан с развитием машиностроения. Непрерывное совершенствование и развитие машиномтроения связано с прогрессом станкостроения, поскольку металлорежущие станки с некоторыми другими видами технологических машин обеспечивают изготовление любых новых видов оборудования.

К важнейшим требованиям, предъявляемым к проектируемой машине, относятся экономичность в изготовлении и эксплуатации, удобство и безотказность обслуживания, надёжность и долговечность.

Для обеспечения этих требований детали должны удовлетворять ряду критериев, важнейшие среди которых - прочность, надёжность, износостойкость, жёсткость, виброустойчивость, теплостойкость, технологичность.

 

1 Назначение станка, выполняемые операции. Задачи проектирования (модернизация)

 

Токарно-револьверный автомат модели 1Б140 предназначен для серийного и массового производства деталей из круглого, квадратного и многогранного калиброванного прутка. Максимальные размеры обрабатываемой детали: диаметр – 40 мм, длина – 90 мм. При применении приспособления для внешней подачи максимальный диаметр детали – 45 мм. Кроме загрузки автомата прутком все процессы автоматизированы.

В универсальном исполнении автомат имеет револьверную головку с 6-ю гнездами для инструмента, четыре поперечных суппорта (один суппорт имеетдополнительное и продольное перемещение), приспособление для быстрого сверления, качающийся упор.

Дополнительно станок может быть оборудован приспособлением для внешней подачи, приспособлением для заправки прутка, приспособлением для поперчного сверления, магазинным устройством, винтовым транспортером, приспособлением для проточки конусов.

Пределы чисел оборотов шпинделя и подачи суппортов позволяют обрабатывать широкий диапазон изделий на рациональных режимах.

Целью модернизации является изменение диапазона размеров обрабатываемых деталей до Æ30 мм и увеличение количества материалов, которые можно обрабатывать на рациональных режимах. Это можно осуществить применением более мощного двигателя и увеличением диапазона регулирования.

 

2 Определение технических характеристик станка

 

Параметры обработки:

Максимальный диаметр обрабатываемой детали

dmax=30 мм

Минимальный диаметр обрабатываемой детали

dmin= dmax/(4…8)=30/(4…8)=4…8 мм; принимаем dmin=8 мм

Обрабатываемые материалы: сталь σв≥750 МПа, БрОЦС6-6-3.

Инструментальные  материалы: твёрдые сплавы, HSS.

2.1 Выбор параметров обработки при точении

 

Рассмотрим последовательность определения режимов резанья при точении для dmax=30 мм материала сталь σв≥750 МПа обрабатываемого твёрдым сплавом. Остальные данные сведём в таблицу

Глубина резанья

t = 4 мм

Подача. При точении без ограничивающих факторов выбираем максимально допустимую по прочности твердосплавной пластины подачу

S = 0,7 мм

Скорость резанья [5]:

, м/мин,

где Т=60 -период стойкости инструмента;

Cv , q, m, y –эмпирические коэффициенты;

Kv - общий поправочный коэффициент.

где Кmv-коэффициент на обрабатываемый материал;

Кuv-коэффициент на инструментальный материал;

Кnv-коэффициент, учитывающий глубину сверления.

Кmv =1; Кuv =1; Кnv =1

Kv=1×1×1=1

Cv=350; m=0,2; x=0,15; y=0,35

Тангенциальная составляющая силы резания [5]

, Н,

где Сp , n, x, y –имперические коэффициенты

Сp=300; n=0,15; x=1; y=0,75;

Kp – общий поправочный коэффициент

,

где - коэффициенты, учитывающие обрабатываемый материал, геометрию инструмента

 Н

Частота вращения заготовки

мин-1

Мощность резанья

кВт

Остальные расчёты сведены в таблицу 1

 

Таблица 1 - Параметры обработки при сверлении

Обрабатываемый материал	Инструментальные матерьлы	Вид обработки		Режимы резания
				t  мм	Sо  мм/об	v  м/мин	n  мин-1	N  кВт
Сталь бв>750 МПа	Твердые сплавы ВК8 Т15К6	dmax	30	4	0,7	142	1506,7	9,1
		dmin	8	1,5	0,7	164,5	4545	3,9
	Быстрорежущая сталь Р6М5	dmax	30	3,0	0,3	211,6	2245,6	8,2
		dmin	8	1	0,3	208,6	5460	3,2
БрОЦС6-6-3	Твердые сплавы ВК8 Т15К6	dmax	30	4	1,0	37,9	401,7	0,75
		dmin	8	1	1,0	44,7	1779	0,22
	Быстрорежущая сталь Р6М5	dmax	30	3,0	0,4	55,1	585	0,6
		dmin	8	1	0,4	62,9	2502	0,23

 

2.2 Выбор электродвигателя

 

Выбор электродвигателя произведём по наибольшей требуемой мощности. Из таблици 1 видно что наибольшая мощность 9,1 кВт. По заданию двигатель должен иметь двухступенчатое регулирование. Для токарно-револьверных автоматов с повторно-кратковременной нагрузкой целесообразно принимать мощность двигателя Рд=Nэф.

Выбираем асинхронный электродвигатель 4А132М4/2У3 мощностью 8,5 и 9,5 кВт при частотах вращения 1460 и 2910 мин-1 соответственно (синхронная частота 3000/1500 мин-1).

 

3 Выбор структуры, кинематический расчет привода главного движения

 

3.1 Выбор структуры привода главного движения

 

Из таблици 1 видно, что максимальная частота

nmax=5460 мин-1

Минимальная частота

nmin=401,7 мин-1

Диапазон регулирования привода

 

Знаменатель геометрического ряда j=1,26

Число ступений вращения привода

Определяем частоты вращения шпинделя

 

Таблица 2 - Частоты вращения шпинделя

	n мин-1
1	400
2	500
3	630
4	800
5	1000
6	1250
7	1600
8	2000
9	2500
10	3150
11	4000
12	5000

 

Составим структурную формулу привода

Z=12=2э(3) 3(1) 2(6)

Строим структурную сетку привода

    

    Рисунок 1 – Структурная сетка привода

 

 

    

   Рисунок 2 - кинематическая схема привода

 

Исходя из кинематической схемы привода и структурной сетки привода, строим график частот

    

   Рисунок 3 - График частот вращения шпинделя

 

Определяем передаточные отношения для каждой передачи. Покажем расчёт для первой пары зубчатых колёс остальные расчеты сведём в таблицу 3.

I1=0,5479; I1¢=1,825

Суммарное число зубьев åZ=80; z1=28  z2=52

 

Таблица 3 - Передаточные отношения

номер	Передаточные отношения		Числа зубьев				Фактическое передаточное отношение
	i	i¢
1	0,5479	1,825	Z1	28	Z6	52	0,538
2	0,6849	1,460	Z2	33	Z5	47	0,702
3	0,8562	1,168	Z3	37	Z4	43	0,860
4	0,5	2	Z7	18	Z10	36	0,50
5	2	2	Z8	36	Z9	18	2,0
6	1	1	d1		d2		1,0

 

Определяем фактические частоты и их отклонения от стандартных значений n1=nэ i1 i4 i6=1460 0,538 0,5 1 =393,1 мин-1

Отклонение от стандартного значения:

 

Анолгично находим значения для других частот (таблица 4)

 

Таблица 4 - Частоты и их отклонения от стандартных значений

	n	nф	б, %
1	400	393,1	1,7
2	500	512,6	2,5
3	630	628,1	0,5
4	800	783,5	0,5
5	1000	1021,6	2,2
6	1250	1252	0,2
7	1600	1572,3	1,7
8	2000	2050,2	2,5
9	2500	2512,6	0,5
10	3150	3133,8	0,5
11	4000	4086,4	2,2
12	5000	500,9	0,2

 

 

3.2 Определение моментов на валах  и КПД привода главного движения

 

Определим расчётную частоту вращения шпинделя и построим расчётную цепь:

nр=nmin мин-1

По графику частот (рисунок 3) принимаем np=n5=1000 мин-1

Определяем крутящие моменты на валах по расчётной цепи [4]

Тэ=9550 Н×м

Т1=Тэ = 31,18 0,98 = 30,55 Н×м

Т2=Т1 Н×м

Т3=Т2 Н×м

Т4=Т3 Н×м

Общий КПД привода главного движения:

 

4 Силовой, прочностной расчет основных элементов привода главного движения

 

4.1 Проектный расчет цилиндрических зубчатых передач на выносливость зубьев при изгибе

 

Модуль передачи должен удовлетворять условию [2]:

, мм,

где km=13 – вспомогательный коэффициент для прямозубых передач;

M1F - крутящий момент на шестерне, Н мм;

kF=1,4 – коэффициент нагрузки на шестерне;

YF1 - коэффициент, учитывающий форму зуба;

z1 – число зубьев шестерни;

ybm - отношение ширины колеса к модулю;

sFP1 - допускаемое напряжение для материала шестерни, МПа.

sFP=0,4sFlimbkFL,

где sFlimb=504 – предел выносливости зубьев, МПа;

kFL – коэффициент режима нагружения и долговечности.

,

где mF=6 – показатель кривой усталости;

NF0=4×106 - базовое число циклов перемены напряжения при изгибе;

NFE - эквивалентное число циклов перемены напряжений.

NFE=60×n×t,

где t=104 – расчетный срок службы передачи, часов.

Теперь определим значения величин для первой передачи (z1=33, z2=47 рисунок 2) – с первого на второй вал и для второй передачи (z1=18, z2=36) – со второго вала на третий (рисунок 2).

Первая передача:

NFE=60×2910×104=174,6×107

sFP=0,4×504×0,363=73,2 МПа

YF1=3,9 при эквивалентном числе зубьев 33, M1F=30,55 Н×м

мм.

Вторая передача:

NFE=60×2000×104=120 ×107

sFP=0,4×504×0,386=77,8 МПа

YF1=4,2 при эквивалентном числе зубьев 18, M1F=42,64 Н×м

мм.

 

4.2 Проектный расчет передач на контактную выносливость зубьев

 

Начальный диаметр шестерни должен удовлетворять условию [2]:

, мм,

где kd=770 – вспомогательный коэффициент;

kH=1,4 – коэффициент нагрузки;

и(и≥1) – передаточное число;

sHP – допускаемое контактное напряжение, МПа.

МПа;

u=z2/z1 ;

где sHlimb=1050 МПа – базовый предел контакной выносливости поверхностей зубьев;

SH=1,2 - коэффициент безопасности.

sHP=0,45(sHP1+sHP2)=0,45(787,5+787,5)= 708,8 МПа

Проверяем условие:

sHP<1,25sHpmin; 708,8<1,25×787.5=984,4 МПа – выполняется

Первая передача:

u=47/33=1,42

мм

мм

Принимаем больший модуль из полученных при расчете передачи на выносливость при изгибе и на контактную выносливость, и округляем до стандатрного m=3 мм.

тогда d1=m×z1=3×33=99 мм;

b=ybm×m=8×3=24 мм.

Вторая передача:

u=36/18=2

мм

мм

Принимаем больший модуль из полученных при расчете передачи на выносливость при изгибе и на контактную выносливость, и округляем до стандатрного m=4 мм;

тогда d1=m×z1=4×18=72 мм;

b=ybm×m=8×4=32 мм.

 

4.3 Проверочный расчет цилиндрических зубчатых перелач на выносливость зубьев при изгибе

 

Удельная расчетная окружная сила [2]:

, Н,

где kFv=1,1 – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацаеплении;

kFb=1,05 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;

kFa=1 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

Первая передача:

Н

Вторая передача:

Н

Расчетное напряжение изгиба зубьев

, МПа,