Де Q – зусилля закріплення; Н 1 страница

W=22756,8/4=5689,2Н

Знаючи зусилля на приводі, розрахуємо параметри гидроцилліндра, до яких відносяться діаметри циліндра і штока. Діаметр циліндра при подачі тиску в штокову порожнину

,

де Q –зусилля на привод, Н

р – тиск в гідросеті, р = 6,3 Мпа,

h - КПД привода, h = 0,95.

Приймаємо стандартний пневмоцилліндр з діаметром циліндра Dц станд = 40 мм

Діаметр штока визначається по наступній залежності:

dшт = 0,5×Dц

Підставивши всі необхідні значення, отримуємо

dшт = 0,5×40 = 20 мм.

Визначаємо фактичні значення зусилля на приводі і зусилля заєрепленія

Конструкція і принцип роботи верстатного пристосування

Рисунок 3.8 – Конструкція затискного пристосування

Принцип роботи полягає в наступному. Деталь встановлюється на корпус пристосування 2. Базування деталі відбувається по настановних пальцях (зрізаному 9 і циліндровому 10). Після установки заготівки відбувається її закріплення, яке полягає в наступному. При подачі робочої рідини в штокову порожнину гідроциліндра поршень опускається вниз, який за рахунок з'єднання тягою тягне прихват. Прихват даного пристосування є спеціальним, оскільки на поверхні має гвинтову канавку, яка дозволяє йому повертатися на 90?. Це дає можливість при закріпленні і відкріпленні відповідно підводити і відводити прихват від поверхні деталі, по якій відбувається закріплення. Поворотний прихват має направляючу втулку 6, яка кріпиться гвинтами до корпусу пристосування. Ця втулка має складну форму, а також різьбовий отвір, в який встановлюється палець 5. Этот палец попадает в винтовую канавку и заставляет прихват поворачиваться.

Розрахунок на міцність елементів пристосування

На міцність розраховуються найбільш навантажені елементи пристосувань. Виходячи з конструкції пристосування витікає, що найбільш навантаженим елементом є тяга (деталь позиції 7) в її перетині діаметром 8мм. При цьому тягу слід розрахувати на розтягування, а її різьблення на те, що зім'яло і на зріз.

Рисунок 3.9 – Розрахункова схема вантаження тяги і різьби

Зважаючи на що тяга випробовує деформації розтягування, визначимо діаметр тяги з умови міцності

де F - зусилля в тязі, Н; у нашому випадку F=w =5813,1h;

[s] – допустима напруга матеріалу тяги на розтягування, МПа. Як матеріал тяги приймаємо сталь 40ХЛ ГОСТ 1050-88. Допустима напруга на розтягування: [sр]= 280 МПа;

Оскільки мінімальний діаметр тяги складає 8 мм умова міцності при розрахунку на розтягування виконується. Перевірка різьблення на зріз виробляється виходячи з умови

де, D₁ – внутрішній діаметр різьбі винта, мм; D₁ =4,918 мм.

К – коефіцієнт полноти різьби. Принимаем К =0,9.

К_т – коефіцієнт нерівномірності загрузки по виткам різьби. З урахуванням пластичних деформацій приймається равним 0,55…0,75. Пиймаємо К_т =0,75.

Н _г – длина вінчивання винта, мм; Н_г =9мм

[t]_cp – допускаемые напряжения среза, мм. Для материала винта (сталь 45) при термообработке улучшение [t]_cp =150МПа.

Перевірка різьблення тяги на те, що зім'яло виробляється виходячи з умови

де

d – зовнішній діаметр різьблення, мм d =6мм.

D₁ – Внутрішній діаметр різьблення, мм D₁ =4.918 мм

[s]_см – що допускається напруга того, що зім'яло матеріалу гвинта, МПа. [s]_см =360Мпа.

Таким чином умови міцності при розрахунку різьблення на те, що зім'яло і на зріз виконуються.

3.3 Визначення конструкцій шпиндельного вузла та розрахунок коробки швидкостей свердлильно-фрезерного верстата

Вибір граничних режимів різання. Граничні значення швидкостей різання обираються на підставі довідкових даних [3, 9, 10].

Швидкості різання при торцевому фрезеруванні обираємо по таблиці, [9]

Швидкості різання при свердлінні, розраховані на обробку одним інструментом із заданим періодом стійкості при нормальному його затупленні та роботі з охолодженням

Також необхідно враховувати нарізування різьби на даному верстаті. Швидкість різання при нарізуванні різьби мітчиком буде дорівнювати: V_min = 3 – 4м/хв.

Визначення граничних частот обертання шпинделя. Знайдені по таблицях і зазначеним вище формулам граничні швидкості різання дозволяють визначити граничні частоти обертання шпинделя верстата. Вони визначаються по наступних формулах

Для фрезеруванні

Для свердління

Для нарізування різьби мітчиком

З усіх вище розрахованих граничних частот обертання шпинделя верстата вибираємо максимальну й мінімальну частоти

n_max = 3076 об/хв;

n_min = 13,4 об/хв.

Отримані значення звіряємо зі стандартними значеннями по ОСТ Н11-1-72, після чого вибираються остаточно

n_max = 3150 об/хв;

n_min = 20 об/хв.

Вибір електродвигуна. При виборі нормативної потужності електродвигуна необхідно враховувати наступне:

режими при чорновій обробці t_max і S_max;

матеріал заготовки;

матеріал різального інструменту - сплав з найменшою стійкістю.

Потужність електродвигуна привода головного руху визначається по формулі [9]

де η – ККД ланцюга головного руху, що для даного верстата можно прийняти η =0,7–0,85; - коефіцієнт перевантаження двигуна, що для універсальних верстатів приблизно дорівнює = 1,25; – нормативна потужність електродвигуна обирається по таблиці [11]:

при фрезеруванні: = 12,1 кВт;

при свердлінні: = 8,3 кВт;

при розточуванні: = 6,4 кВт.

З вище перерахованих потужностей обираємо максимальну номінальну потужність. Отримані дані підставляємо у формулу (4.3)

Потужність електродвигуна проектованого привода доцільно зрівняти з потужністю електродвигунів, встановлених на сучасних верстатах даного типорозміру і що дозволяють забезпечити виконання основного обсягу робіт на верстаті.

Відповідно до [11] обираємо двигун 2ПН160LУХ4:

N =14 (кВт); n_н = 800 (об/хв); n_max = 4000 (об/хв).

Визначення кількості щаблів коробки швидкостей. Вихідні дані

n_{ш. max} = 3150 об/хв;

n_{ш. min} = 20 об/хв.

Двигун 2ПН160LУХ4:

N_дв = 14 кВт;

n_н= 800 об/хв;

n_max= 4000 об/хв.

Необхідний діапазон регулювання частоти обертання привода [8]

Розрахункова частота обертання шпинделя

Приймаємо при .

Діапазон регулювання (при постійній потужності) на шпинделі

Діапазон регулювання двигуна

Тому що R_{д. N} < R_N, то необхідна коробка швидкостей.

Число щаблів коробки швидкостей визначаємо по формулі [8]

Округляючи отримане значення z у більшу сторону, приймаємо z=3.

Розглянемо можливість скорочення числа щаблів привода за рахунок виникнення розривів у характеристиках

У такий спосіб спростити привод не можливо, тому що в цьому випадку втрати потужності в розривах характеристики перевищать 20%. Тому варто прийняти z =3.

Розробка кінематичної схеми коробки швидкостей. Розроблена кінематична схема коробки швидкостей показана на рис. 4.7. Креслення коробки швидкостей представлено на листі ДП 12.7.05050301.43.50.100 СК.

Рисунок 3.10 – Кінематична схема коробки швидкостей

Побудова графіка частот обертання шпинделя. Побудуємо графік частот обертання шпинделя (рис. 4.8), виходячи з обґрунтування технічних характеристик верстата наведених раніше:

Рисунок 3.11 – Графік частот обертання шпинделя

Розрахунок чисел зубців передач. З побудованого графіка частот обертання відомі величини передатних відносин, робимо розрахунок чисел зубців:

Між валами I і II

.

Між валами II і III

;

; ; .

Між валами III і 4

;

; ; ;

;

; ; .

Між валами II і 4

;

; .

Робимо перевірку відхилень дійсних значень частот обертання шпинделя від табличних, узятих по нормалі H11 - 1. Відхилення не повинне перевищувати величини допуску на відхилення (= ±10( - 1) %.

При φ = 1,12 маємо

; .

; .

; .

; .

; .

; .

; .

; .

; .

; .

; .

; .

; .

; .

; .

; .

; .

; .

; .

; .

; .

; .

; .

; .

; .

; .

; .

; .

; .

; .

; .

; .

; .

; .

; .

; .

; .

; .

; .

; .

; .

; .

; .

; .

; .

Розрахунок на міцність зубчастих передач.

Зубчасті передачі 32/80: m = 3 мм; b1 = 30 мм; b2 = 25 мм.

Номінальний крутний момент, що передається передачею[8]

.

Розрахунковий крутний момент

Мр = Мкр = 1,5 204 = 306Нм.

Розрахункове число обертів:

Швидкість ковзання

.

Швидкісний коефіцієнт: .

Коефіцієнт форми зуба: для Z = 32; для Z = 80.

Коефіцієнт тиску: З = 670.

Напруга вигину:

;

;

.

Питомий тиск на робочих поверхнях зубців [12]

.

Для матеріалу - Сталь 40Х ГОСТ 4543-71 HRc 24..28 зубці HRc 45..50

;

.

Висновок: міцність зубчастої передачі задовільна.

Зубчаста передача 24/88: m = 3 мм; b1 = 34 мм; b2 = 30 мм.

Зубчасті колеса з кутовою корекцією:

Z = 24 - зсув вихідного контуру x = 0,4648;

Z = 88 - зсув вихідного контуру x = 0,6.

Номінальний крутний момент, що передається передачею

.

Розрахунковий крутний момент

Мр = 450 = 675Нм.

Розрахункове число обертів: .

Швидкість ковзання:

.

Швидкісний коефіцієнт: .

Коефіцієнт форми зуба: ; .

Коефіцієнт тиску: К = 670.

Напруга вигину

;

;

.

Питомий тиск на робочих поверхнях зубців

.

Для матеріалу - Сталь 40Х ГОСТ 4543-71 HRc 24..28 зубці HRc 45..50

;

.

Висновок: міцність зубчастої передачі задовільна.

Зубчастих передач 50/62: m = 3 мм; b1 = 35 мм; b2 = 30 мм.

Номінальний крутний момент, що передається передачею

Розрахунковий крутний момент

Мр = 450 = 675Нм.

Розрахункове число обертів: .

Швидкість ковзання

.

Швидкісний коефіцієнт: .

Коефіцієнт форми зуба: ; .

Коефіцієнт тиску: К = 670.

Напруга вигину

;

;

.

Питомий тиск на робочих поверхнях зубців

.

Для матеріалу - Сталь 40Х ГОСТ 4543-71 HRc 24..28 зубці HRc 45..50

;

.

Висновок: міцність зубчастої передачі задовільна.

Дата добавления: 2015-08-10