Проектування та виробництво заготовок

Розрахунок припусків та режимів різання розрахунково-аналітичним методом та обточування циліндричної поверхні заготовки. Обчислення норми часу на токарну операцію. Представлення конструкції поворотних лещат з нерухомою губкою та пневматичним приводом.
Краткое сожержание материала:

Анотація

Виконана робота складається з 4-х аркушів графічної частини формату А1 та 56 аркушів пояснювальної записки.

До пояснювальної записки входять такі розділи:

- визначення конструктивних параметрів деталі за розрахунками на міцність та жорсткість валу;

- визначення способу виготовлення заготовки, розроблено креслення заготовки, розраховані припуски та занесені допуски на розміри шківу до таблиці;

- вирішення типового технологічного завдання, розраховано припуски та режими різання розрахунково-аналітичним методом на обточування циліндричної поверхні O132,5;

- розраховано норми часу на № 005 та №010 токарну операцію; скомпоновано конструкцію інструменту - свердла з конічним хвостовиком для обробки отворів;

- представлено конструкцію поворотних лещат з нерухомою губкою та пневматичним приводом. Сила затиску 6500 Н;

- експериментально досліджено систему автоматичного контролю процесом різання. Результати експериментів звели до таблиці. Побудували графіки залежності інтегрального показника від коефіцієнту підсилювача зворотного зв'язку.

Зміст

1. Проектно-розрахунковий розділ

1.1 Характеристика вихідного механізму

1.2 Визначення навантажень, що діють на вал 2 механізму

1.3 Визначення параметрів вала 2 за розрахунками на міцність

1.4 Проектування клинопасового шківа 1

1.5 Перевірка шпоночного зЧєднання шківа на зминання та зрізання

1.6 Вибір та розрахунок підшипників кочення вала 2

1.7 Вибір та обґрунтування методу виготовлення заготовки

1.8 Розробка креслення виливка

1.9 Визначення вартості заготовки

2. Технологічний розділ

2.1 Проектування технологічних послідовностей обробки поверхонь деталі

2.2 Обґрунтування вибору технологічних баз

2.3 Проектування маршруту механічної обробки шківа 1

2.4 Проектування змісту технологічних операцій

2.5 Розрахунок припусків на циліндричну внутрішню поверхню шківа 1

2.6 Аналітичний розрахунок режимів різання

2.7 Табличний розрахунок режимів різання

2.8 Нормування технологічних операцій

2.9 Вибір інструментального оснащення

3. Проектування верстатних пристроїв

3.1 Опис пристрою та приводу

3.2 Визначення умов рівноваги заготовки при закріпленні її будь-якою силою затиску

3.3 Розрахунок сили затиску на поршні та визначення параметрів поршня

3.4 Розрахунок параметрів привода

4. Моделювання САУ процесом різання

4.1 Мета роботи та вихідні дані

4.2 Теоретична частина

4.3 Практична частина

4.4 Результат

Література

1. Проектно-розрахунковий розділ

1.1. Характеристика вихідного механізму

Згідно із завданням обираємо кінематичну схему механізму (рис.1.1), яка дозволяє передати на вал 2 і далі на робочий орган задану потужність N2 та швидкість обертання щ2 (табл.1.1).

Рис.1.1. Кінематична схема заданого механізму

Таблиця 1.1. Вихідні дані для розрахунку на міцність

Швидкість обертання вихідного валу щ, рад./с	Максимальна потужність що передається N, кВт	Деталь	Примітка
100	10	1	Шків клинопасовий

Для забезпечення потужності на вихідній парі зубчастих колес визначимо потужність двигуна:

кВт, (1.1)

де N2 - максимальна потужність на валу 2, кВт (згідно з завданням); ?заг - загальний коефіцієнт корисної дії заданого механізму

 (1.2)

?пп - коефіцієнт корисної дії пасової передачі (?пп= 0,97); коефіцієнт корисної дії пари підшипників (?під = 0,99).

За цими даними обираємо асинхронний двигун серії 4А з такими технічними характеристиками :

· тип двигуна - 4A160S6У3;

· номінальна потужність - 11,0 кВт;

· частота обертання - 975 хв-1;

· коефіцієнт корисної дії - 86,0%

Обраний двигун буде працювати з недовантаженням, яке дорівнює:

, (1.3)

що допустимо.

З цих умов передатне відношення пасової передачі буде

. (1.4)

Визначимо діаметр шківа на валу двигуна

мм (1.5)

Згідно з ГОСТ 17383-72, остаточно приймаємо діаметри шківів

D0 = D1 = 180 мм.

За фактично прийнятим передатним відношенням клинопасової передачі визначимо швидкість обертання валу 2 :

 (1.6)

Вона відрізняється від заданої швидкості обертання на

< 5%, (1.7)

що допустимо.

1.2 Визначення навантажень, що діють на вал 2 механізму

Під час роботи на вал 2 заданого механізму діють:

· крутний момент

(1.8)

· сила натяжіння пасів клинопасової передачі

(1.9)

· тангенціальна сила

(1.10)

· складові сили Ft, Fr, Fa, що діють у косозубій зубчастій циліндричній передачі.

Для визначення цих складових сили розрахуємо зубчастої передачі, тобто зазначимо міжосьову відстань а, передатне відношення u, коефіцієнт ширини ша, модуль mn та кут нахилу лінії зубу в.

Зубчасте колесо виготовляється з легованої конструкційної сталі 35ХМ за ГОСТ 4543-71, що підлягає термічній обробці (поліпшенню та гартуванню ТВЧ) до твердості HRC 48... 53.

Механічні властивості цієї сталі:

· межа міцності - 920 МПа;

· межа текучості - 790 МПа.

Визначимо величину допустимих напружень при розрахунках зубчастої пари на витривалість та згинання.

За даними проведених розрахунків, визначимо основні параметри циліндричної передачі:

· міжосьова відстань

(1.11)

де K - допоміжний коефіцієнт (для сталевих косозубих циліндричних зубчастих передач K = 270); [уН] - допустиме контактне напруження при одноковій твердості шестерні і колеса

МПа; (1.12)

u - передатне відношення (u =1,667);

Мр' - розрахунковий момент

Мр' = Ммах· KНд·KН = 103,48•0,71•1,89 = 137,4 Н•м; (1.13)

Ммах - максимальний крутний момент на валу 2, Н•м (Ммах = 103,48);

KНд - коефіцієнт довговічності (KНд = 0,71);

KН - коефіцієнт навантаження

KН = K?Нб·K?Нв·K?Нv = 1·1,87·1,01 = 1,89; (1.14)

K?Нб - коефіцієнт розподілу навантаження (K?Нб = 1); K?Нв - коефіцієнт концентрації навантаження (K?Нв =1,87); K?Нv - коефіцієнт динамічності (K?Нv =1,01);

ш?а - коефіцієнт ширини (ш?а = 0,4).

Попереднє значення колової швидкості

м/с; (1.15)

Cv - коефіцієнт (для циліндричних косозубих зубчастих коліс зі сталі, що гартувалась ТВЧ та поліпшувалась) Cv = 16; n1 - число обертів шестерні, хв-1 (n1 = 975).

При цих умовах коефіцієнт розподілу навантаження KHб =1,065 [1].

Відношення ширини колеса до діаметру шестерні становитиме

. (1.16)

Коефіцієнт динамічності KHv = 1,01, а коефіцієнт навантаження

KН = KНб·KНв·KНv = 1,065·1,87·1,01 = 2,01. (1.17)

Тоді розрахунковий момент становитиме

Мр = Ммах· KНд·KН = 103,48•0,71•2,01 = 147,7 Н•м; (1.18)

Приймаємо стандартне значення a = 63 мм.

Визначимо ширину колеса та шестерні:

b2 = ша·a = 0,4·63 = 25,2 мм; (1.19)

b1? 1,12·b2 = 1,12·25,2 = 28,22 мм; (1.20)

округлюємо ці значення до стандартних величин:

b2 = 25 мм;

b1 = 28 мм. < [уH]

Дійсна швидкість становитиме

< 2,65 м/с. (1.21)

Фактичне контактне напруження становитиме

(1.22)

Тому змінюємо міжосьову відстань а= 100 мм, а ширину зубчастих колес приймаємо відповідно b2 = 40 мм та b1 = 45 мм.

Визначимо тангенціальну складову Ft сили, що діє на зуб

 Н. (1.23)

Тоді модуль циліндричної косозубої зубчастої пари дорівнюватиме

мм; (1.24)

де K - коефіцієнт, що характеризує передачу (K = 3,5 - косозуба передача); KFд - коефіцієнт довговічності за згинанням (Fд = 1); KF - коефіцієнт навантаження при розрахунках...