AP1 (Автоматизированное производство), страница 2

Т_ц = время цикла;

Т_у = время на установку;

Т_о=0, т.к.время на установку перекрывается машинным временем

Т_g = 0,2мин – дополнительное время.

Определяем штучную производительность станка шт/час;

К_п – коэффициент загрузки (использование) станка

К_п = 0,7…0,9; Принимаем К_п=0,8.

Т_шт – штучное время, за которое станок сделает одну единицу детали

Данные по расчету режимов резания сведем в таблицу № 3.

Сводная таблица по расчету режимов резания

Таблица №3

3. Разработка конструктивной компановки станка

3.1 Основными агрегатами, предопределяющими эффективность работы агрегатных станков, являются силовые узлы, обеспечивающие рабочие и установочные перемещения рабочих инструментов.

Основными требованиями, характеризующими использованиясиловых узлов являются: соответствие технологическому назначению, необходимая степень универсальности и переналаживаемости для агрегатовобеспечение требуемых режимов резания, обеспечение удобства и минимум трудоемкости регулирования для переналаживаемых агрегатов, соответствие установленной мощности, режимов резания, обеспечение необходимой производительности, полная автоматизация цикла, высокая надежность, соответствие требованиям техники безопасности.

1. Принимаем силовые головки типа: 1УХ4035;

Их использую для компановки с вертикальными и горизонтальными шпинделями.

Техническая характеристика силовой головки 1УХ4035.

Класс точности н, п;

Мощность электродвигателя, кВт 1,1…3,0;

Максимальный ход пиноли, мм 83;

Максимальная осевая сила, Н

с обгонной муфтой 3500

без обгонной муфты 4000;

Пределы пода на обороты шпинделя, мм/об 0,005…1,785;

Осевая , н/м 25000;

Условный диаметр сверления

по стали ( = 600…700 Мпа), 16;

Частота вращения шпинделя, мин^-1 72…3170;

с зубчатым приводом 72…3170;

с ременным приводом 355…3980;

продолжительность цикла работы, с 5…460;

Нестабильность реверсирования шпинделя

при нарезании резьбы, мм 0,2;

Нестабильность остановки шпинделя

в крайнем положении, мм 0,015;

Максимальный крутящий момент, нмм

для шпинделя 70000;

для приводного вала 27000;

Габаритные размеры с направляющей плитой, мм

с зубчатым приводом 980250425;

с ременным приводом 685250708;

Силовая головка является самостоятельным узлом станка и предназначена для вращения рабочих шпинделейи осуществления продольной подачи инструмента.

2.Многопозиционные поворотные столы

Предназначены для транспортирования обрабатываемых заготовок между рабочими позициями станка и точной фиксации их относительно заранее установленных в этих позициях режущих инструментов.

Применяем поворотный стол с электромеханическим приводом мальтийским механизмом поворота внутреннего зацепления.

Принимаю стол модели УХ2035П.

Основные параметры поворотного стола:

Диаметр планшайбы, мм 630;

Наибольшая масса устанавливаемых

приспособлений, кг 400;

Число позиций 2…12;

Время поворота на одну позицию

Угловая 10^;

Линейная 0,012;

Станина предназначена для компановки на ней многопозиционных штапмов. Применяем круглую станину модели: 2УХ1232;

Стойки предназначены для установки в вертикальном положении головок с выдвинутой пинолью. Принимаем модель типа: 1УХ1535.010.

3.2 Конструктивная компановка агрегатного станка

Для обработки детали КОРПУС применяю следующую компановку станка

Конструктивная компановка станка

Рис.3

Поз I - Загрузочная производится установка заготовки в приспособлении и снятие готовой детали.

Поз II - Установлен один вертикальный шпиндель.

Поз III - Установлен один вертикальный шпиндель.

Поз IV - Установлен один вертикальный шпиндель.

4.Проектирование специальных узлов станка.

4.1 Устройство 4^х шпиндельной головки.

Для одновременного сверления 4^х отверстий  13 мм., в детали КОРПУС применяю 4^х шпиндельную сверлильную головку. Головка крепится в шпинделе силовой головки агрегатного станка.

Принцип 4^х шпиндельной сверлильной головки следующий: вращение от шпинделя силовой головки передается на хвостовик центрального (ведущего) шпинделя головки.

В отверстиях рабочих шпинделей установлены подвижные шпиндели, имеющие конические отверстия, в которые устанавливаются режущие инструменты – сверла для обработки отверстий.

Данные шпиндели могут выдвигаться в осевом напряплении, что необходимо при наладке станка.

4.2 Кинематический расчет шпиндельной сверлильной головки

Кинематический расчет 4^х шпиндельной головки, заключается в определении диаметра тела зубьев и модуля при заданных значениях межцентрового расстояния .

Конструктивно применимо:

где d₁ – делительный диаметр центральной шестеренки;

d₂ – делительный диаметр рабочих шестеренок.

Рис. 4

Кинематическая схема головки.

Нормальный модуль зацепления рекомендутся принимать в пределах:

при твердости зубьев

Принимаю m=2мм по ГОСТ 9563-80;

Ведущая шестерня – 1

Делительный диаметр d₁=50мм; m=2,0 мм; число зубьев

Внутренний диаметр

Наружный диаметр

Ведомая шестерня

Делительный диаметр

Число зубьев

Внутренний диаметр

Наружный диаметр

Определяем передаточное число зубьев

Число оборотов рабочих шпинделей n=355мин^-1;

Число оборотов шпинделя силовой головки

4.3 Расчет шпинделей 4^х шпиндельной головки.

Исходные данные:

где  - КПД головки

Рис.5

Расчетная схема 4^х шпиндельной сверлильной головки.

_цп – КПД цилиндрической пары =0,98;

_п – КПД пары подшипников = 0,99;

п – кол-во пар зубчатых колес п=4;

к – кол-во пар подшипников к=5;

Определяем силы действующие в зацеплении

радиальные силы

Определяем диаметр вала в зоне установки подшипников

Ведущий шпиндель

где []_кр – кривая прочности при кручении

 - показатель степени, для конических подшипников = 0,3;

• цилиндрических = 3;

Принимаем d_п2=30мм;

Диаметр вала под шестерню d_к=30мм;

Подшипник типа 206 ГОСТ8338-75

d=30мм; D=62мм; В=16мм; С=11,5мм;

Принимаем d_п1=30мм;

d_k1=30 мм;

Подшипник ГОСТ 8338-75 типа 206

d=30мм; D=62мм; В=16мм; С=19,5мм;

Расчет ведущего шпинделя головки

Определяем реакции от силы F_z2.

Определяем опорные реакции от силы F_t2

Суммарные опорные реакции

4.4 Расчет ведущего вала на статическую прочность

Определяем моменты, действующие в наиболее опасном сечении шпинделя.

Суммарный изгибающий момент

Находим действительные значения эквивалентного напряжения в опасном сечении.

где [] – предел прочности =78,5 Мпа.

Проверка необходимости, расчет шпинделя на выносливость.

где  - фактор выносливости;

^-1 – предел выносливости при изгибе;

Рис.6

Расчетная схема и эпюры подшипников ведущего

шпинделя головки.

Материал шпинделя сталь 45 _в=850 Мпа;

К_ - коэффициент концентрации напряжений К_=1,65;

N – запас прочности n1,5; принимаю n=2,0;

Поэтому уточненного расчета на выносливость не требуется.

4.5 Проверка работоспособности подшипников качения

по динамической грузоподъемности.

Подшипники пар А и В воспринимают внешнюю нагрузку F_Ra=R_A=1545н; F_Rb=R_b=1545н;

Эквивалентная динамическая нагрузка для вида:

К=1,0; y=0; V=1 (вращается внутреннее кольцо);

К - коэффициент безопасности = 1,2…1,3;

Kt – температурный коэф. при t100С; Kt=1.0;

Динамическая грузоподъемность подшипника.