Logo GenDocs.ru


Поиск по сайту:  


Дипломний проект Розрахунок механізму вал з шестернями - файл 289926.rtf


Дипломний проект Розрахунок механізму вал з шестернями
скачать (5095.9 kb.)

Доступные файлы (2):

289926.rtf69253kb.15.01.2011 22:54скачать
Allbest.ru Home.html1kb.15.01.2011 22:54скачать

содержание

289926.rtf

  1   2   3
Реклама MarketGid:
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 K =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); K – коефіцієнт довговічності за згинанням (Fд = 1); KF – коефіцієнт навантаження при розрахунках згибної витривалості


KF = K·K·KFv = 1,12∙1,64∙1,012 = 1,86 (1.25)


K – коефіцієнт на згибну витривалість (K =1,12); K – коефіцієнт на згибну витривалість для циліндричних передач з твердістю HRC ≥ 40 (K = 1,64); KFv – коефіцієнт динамічності (KFv =1,012); b1 – ширина вінця зубчастого колеса,мм (b1 = 45); [уF] – допустиме навантаження на згинання


F] = МПа; (1.26)


при твердості поверхні зубців HRC ≥ 40 мінімальне значення модуля

mn ≥ 1,6 мм.

Приймаємо остаточно

mn = 2,5 мм.

Сумарне число зубців шестірні та колеса


; (1.27)

де в − кут підйому лінії зуба


(1.28)


знайдене значення округлюємо до цілого числа та приймаємо його за остаточне значення (= 78); уточнюємо кут нахилу лінії зуба


(1.29)


число зубців шестірні


(1.30)


округлюємо до найближчого цілого числа

z1 = 30;

число зубців колеса


(1.31)


Уточнюємо передатне відношення


(1.32)


Похибка передатного відношення становитиме

, (1.33)


що допустимо.

  • фактичне напруження на згин зубців шестерні


МПа < 240 = []


уF ≤ 408 МПа, (1.34)


де YF – коефіцієнт форми косозубого зубця для зовнішнього зачеплення, що приймають в залежності від еквівалентної кількості зубців zv та відносного зміщення:


та х = 0 (1.35)


YF = 3,78;

Yв – коефіцієнт нахилу зубця


; (1.36)


K – коефіцієнт довговічності за згинанням (Fд = 1); KF – коефіцієнт навантаження при розрахунках згинної витривалості


;


K – коефіцієнт на згибну витривалість (K =1);

K – коефіцієнт на згибну витривалість для циліндричних передач з твердістю HRC ≥ 40 (K =1,64);

KFv – коефіцієнт динамічності (KFv =1,025);

b1 – ширина вінця зубчастого колеса, мм (b1 = 45);

F] – допустиме навантаження на згинання, МПа.

  • Фактичне напруження на згин зубців колеса


(1.37)


де YF – коефіцієнт форми косозубого зубця для зовнішнього зачеплення, що приймають в залежності від еквівалентної кількості зубців zv та відносного зміщення:


та х = 0 (1.38)


YF = 3,67;

b1 – ширина вінця зубчастого колеса, мм (b1 = 40).

Остаточні параметри зубчастої передачі:

a = 100 мм; u = 1,6; ша = 0,4; b1= 45; b2 = 40 мм;

mn = 2,5 мм; z1 = 30; z2 = 48; в =12910'.

Визначимо геометричні розміри циліндричної пари:

Коефіцієнт зміщення необхідний для усунення підрізання зуба вибираємо з графіка x = 0.

  • шестерні

ділильний діаметр


(1.39)

діаметр вершини зубців


(1.40)


діаметр впадин


(1.41)


  • колеса

ділильний діаметр


(1.42)


діаметр вершини зубців


(1.43)


діаметр впадин


(1.44)


Сили у зачеплені циліндричної передачі (рис.1.2)




Рис. 1.2. Сили у зачепленні циліндричних косозубих передач


  • тангенціальна сила


(1.45)


  • радіальна сила


(1.46)


  • осьова сила


(1.47)


1.3 Визначення параметрів вала 2 за розрахунками на міцність


Вал 2 знаходиться у рівновазі під дією як сил та крутних моментів, що визначені у п.1.2, так і реакцій в опорах А та В валу 2.

Розглянемо схему сил, що діють на вал (рис.1.3) та запишемо систему

рівнянь, які описують рівновагу валу 2 відносно опор А та В у площинах:

  • ХОZ


∑МА = − 3∙Р1∙0,15 − Rbz∙0,45 + Fr (0,45 + 0,1) − Fа = 0; (1.48)

∑МВ = − 3∙Р1∙(0,15 + 0,45) + Rаz∙0,45 + Fr ∙0,1 − Fа = 0; (1.49)


  • YOX


∑МА = − QT∙0,15 + Rby∙0,45 + Ft∙(0,45 + 0,1) = 0; (1.50)

∑МВ = − QT∙(0,15 + 0,45) − Rаy∙0,45 + Ft∙0,1 = 0. (1.51)




Рис 1.3. Сили які діють на вал 2 механізму


Розв’язання цих рівнянь дозволило встановити:


(1.52)

(1.53)

Н; (1.54)


(1.55)


Сума проекцій сил на вісь Х:


(1.56)


приймаючи, що Rах= - Rbx

Н;

Н.

Змінимо напрям усіх складових реакцій опор, які мають від’ємну та знайдемо суми проекцій усіх сил та реакцій на валу 3 на координатні вісі:

рівнянь, які описують рівновагу валу 2 відносно опор А та В у площинах:

  • ХОZ


∑МА = − 3∙Р1∙0,15 − Rbz∙0,45 + Fr (0,45 + 0,1) − Fа = 0; (1.57)

∑МВ = − 3∙Р1∙(0,15 + 0,45) + Rаz∙0,45 + Fr ∙0,1 − Fа = 0; (1.58)


  • YOX


∑МА = − QT∙0,15 + Rby∙0,45 + Ft∙(0,45 + 0,1) = 0; (1.59)

∑МВ = − QT∙(0,15 + 0,45) − Rаy∙0,45 + Ft∙0,1 = 0. (1.60)

; (1.61)

; (1.62)

. (1.63)


Розрахунки зроблені правильно.

На основі скорегованих даних побудуємо епюри згибних, крутних та приведених моментів (рис.1.4), використовуючи рівняння моментів:

  • у площині ZOX

ділянка 0-1: при 0 ≤ x < 0,15; (1.64)

ділянка 1-2: при 0,15 ≤ x < 0,60; (1.65)

ділянка 2-3: (1.66)

при 0,60 ≤ x ≤ 0,70;

  • у площині XОY

ділянка 0-1: при 0 ≤ x < 0,15; (1.67)

ділянка 1-2: при 0,15 ≤ x < 0,60; (1.68)

ділянка 2-3: (1.69)

при 0,60 ≤ x ≤ 0,70;

Приведені моменти:


. (1.70)


Результати розрахунків зведені у табл.1.2

Таблиця 1.2

Переріз

Мy

Мz

Мкр.

Мприв.

0

0

0

103,48

77,61

1

-517,5

-172,5

103,48

550,98

2

-70,83

-236,3

103,48

258,61

3

17,39

0

103,48

79,53




Рис.1.4. Сумарна епюра моментів


Як видно з розрахунків – небезпечний переріз 1 під опорою А.

Визначимо діаметр вала 2 у перерізі 1, який виготовлено зі сталі 40Х за ГОСТ1050-60, що має такі фізико-механічні властивості після нормалізування:

  • межа міцності при розтягуванні уb = 637...931 МПа;

  • межа текучості при розтягуванні уТ = 716 МПа;

  • межа витривалості при згинанні у-1 = 392 МПа;

  • межа витривалості при крученні ф-1 = 183 МПа.

За знакозмінному навантаженні допустиме напруження при згинанні

[у]зг. = 93,1 МПа.

Тоді діаметр валу у перерізі 1 становитиме:


мм. (1.71)


За наявності концентраторів напруження шийки вала під підшипник збільшимо її діаметр на 6%, тобто


мм. (1.72)


Остаточно приймаємо діаметр під підшипник d1 =40 мм.

Аналогічно визначимо діаметри шийок під другий підшипник (опора В), під шків 1 (опора 0) та під циліндричну косозубу шестерню 5:


мм. (1.73)

мм. (1.74)

мм. (1.75)


Збільшимо діаметри цих шийок з-за наявності концентраторів напруження:

d?0 = 1,05·19,67 = 20,66 мм; d?3 = 1,05·19,83 = 20,82 мм;

d?2 = 1,08·31,03 = 33,51 мм;

Остаточно приймаємо: d0 = d3 = 25 мм; d2 = 35 мм.


1.4 Проектування клинопасового шкІва 1


Клинопасова передача (рис.1.5) використовується для передачі номінальної потужності N = 11 кВт при передатному відношенні uп.п. = 1 від електродвигуна (n = 975 хв.-1). Режим роботи: середній при двозмінній роботі.




Рис.1.5. Клинопасова передача


Обираємо переріз паса Б за ГОСТ1284.1-80 (рис.1.6), який має такі технічні характеристики []: lр = 14 мм; W = 17 мм; T0 = 10,5мм; А = 1,38 мм2; m = 0,18 кг/м; Lр = 800…6300 мм; ДLр = 40 мм; мінімальний діаметр меншого шківа dmin = 125 мм.


Таблиця 1.3 Розміри шківа за ГОСТ1284.1-80

Тип паса

Позначення перерізу

bp, мм

b0, мм

h, мм

y0, мм

Площа перерізу А, мм2

Розрахункова довжина, мм

Маса q,кг/м

Нормального перерізу (ГОСТ1284.1-80)

Б

14

17

10,5

4,0

138

800..6300

0,18




Рис.1.6. Переріз паса Б


Таблиця 1.3.1. Параметри канавок шківа

Переріз паса

b, мм

lp, мм

p, мм

f, мм

h, мм

ц, град

Б

4,2

14

19

12,5

10,8

36


Для підвищення ресурсу роботи передачі з стандартного ряду приймаємо діаметр меншого шківа d1 = 180 > dmin= 125 мм.

Діаметр відомого шківу d2 = uп.п ·d1 = 1·180 = 180 мм.

Уточнюємо передатне відношення з урахуванням відносного ковзання s = 0,01


uп.п.=. (1.76)

Визначимо міжосьову відстань


мм; (1.77)

мм. (1.78)


Приймаємо міжосьову відстань а =280 мм.

Визначимо розрахункову довжину пасів


мм. (1.79)


Найближче стандартне значення Lр = 1250 мм.

Уточнюємо міжосьову відстань


(1.80)


де мм; (1.81)


. (1.82)

мм. (1.83)


Збільшимо діаметри цих шийок з-за наявності концентраторів напруження:

d?0 = 1,05·19,67 = 20,66 мм; d?3 = 1,05·19,83 = 20,82 мм;

d?2 = 1,08·31,03 = 33,51 мм;

Остаточно приймаємо: d0 = d3 = 25 мм; d2 = 35 мм.


мм. (1.84)


Збільшимо діаметри цих шийок з-за наявності концентраторів напруження:

d?0 = 1,05·19,67 = 20,66 мм; d?3 = 1,05·19,83 = 20,82 мм;

d?2 = 1,08·31,03 = 33,51 мм;

Остаточно приймаємо: d0 = d3 = 25 мм; d2 = 35 мм.

Для встановлення та заміни пасів передбачуємо можливість зменшення а на 2%, тобто на 9 мм, а для компенсації відхилень та подовження під час експлуатації – можливість збільшення а на 5,5%, тобто на 19 мм.

Визначимо кут обхвату пасами малого шківу


0. (1.85)


Визначимо коефіцієнти: кута обхвату Сб = 1;

довжини паса СL = 0,88;

режиму роботи Ср 1,2;

кількості пасів Сz = 0,9 (для z=4 попередньо).

Знаходимо номінальну потужність для паса перерізом Б з розрахунковою довжиною паса Lр = 1250 мм при d1 = 180 мм, u = 1 та n = 975 хв.-1- Р0 =3,45 кВт.

Визначимо розрахункову потужність


кВт. (1.86)

За цих умов число пасів дорівнюватиме


. (1.87)


Визначимо натягнення кожного паса


Н, (1.88)


де v – швидкість паса м/с; и = 0,18. (1.89)

Сили, що діють на вали Н. (1.90)

Визначимо робочий ресурс даної клинопасової передачі за ГОСТ1284.2-80


год. (1.91)


Визначимо ширину шківа:


(1.92)


p та f – параметри канавок шківа. Значення наведені в таблиці.

Визначаємо товщину ободу:


(1.93)

Визначаємо зовнішній діаметр маточини:


(1.94)


Визначаємо внутрішній діаметр обода:


(1.95)


Визначаємо діаметр шківа:


(1.96)


1.5 Перевірка шпоночного з’єднання шківа на зминання та зрізання


Для передачі крутного моменту Мкр від шківа 1 до ступінчастого вала 2 обираємо призматичну шпонку за ГОСТ23360-78:

Шпонка 6?6?40,

де b – ширина шпонки, мм (b = 6); h – висота шпонки, мм ( h = 6); l – довжина шпонки, мм (l = 40).

Матеріал шпонки – сталь 45 ГОСТ 1050-88 з уb ≥ 600 МПа.

Обрану шпонку перевіряємо на зминання та зрізання:


≤ [узм] = 500 МПа, (1.97)

≤ [узм] = 900 МПа, (1.98)

де d – діаметр вала, мм (d = 25); lP – робоча довжина шпонки


мм; (1.99)


зм] – допустима напруга на зминання при виготовленні шківу з чавуну, МПа ([узм] = 400... 600); [фзр.] – допустима напруга на зрізання при сталевій шпонці, МПа ([фзр.] = 900).

Отже розміри шпонки дозволяють передавати робочий крутний момент.


1.6 Вибір та розрахунок підшипників кочення вала


Зубчаста передача 5 косозуба, циліндрична. Тому в опорах А та В вала 2 на підшипники діють радіальні RАz, RBz та осьові RАx, RBx реакції, які вимагають застосування кулькових радіально-упорних підшипників. Для шийок валу d1 та d2 обираємо кулькові радіально-упорні підшипники типу 36208 та 36207 (легкої вузької серії) зі схемою установки «у розпір».

Характеристики та розміри підшипників наведені у табл.1.2


Таблиця 1.4. Розміри та технічні характеристики підшипників кулькових радіально-упорних (ГОСТ831-75). б =120

Умовне

позначення

d

D

B

r

C

C0

nнайб

36207

35

72

17

2

30800

17800

10000

36208

40

80

18

2

38900

23200

9500

36308

40

90

23

2,5

53900

32800

9500


Визначимо еквівалентне динамічне навантаження у кулькових радіально-упорних підшипниках в опорах:

А при та e = 0,34 (1.100)

; (1.101)


де V – коефіцієнт обертання (при обертанні внутрішнього кільця V = 1); Fа – осьова сила, що діє на підшипник в опорі А, Н (Fа = 283); RАz – радіальна сила, що діє на підшипник в опорі А, Н (RАz = FrA = 4442,6);

за цих умов X = 1, Y = 0, а еквівалентне навантаження


Н; (1.102)

  • В при та e = 0,30 (1.103)

; (1.104)


де V – коефіцієнт обертання (при обертанні внутрішнього кільця V = 1); Fа – осьова сила, що діє на підшипник в опорі А, Н (Fа = 226,1); RВz – радіальна сила, що діє на підшипник в опорі А, Н (RВz = F = 110,4);

за цих умов X = 0,45, Y = 1,81, а еквівалентне навантаження


Н; (1.105)


де– коефіцієнт, що враховує характер навантаження, (); KT – коефіцієнт, що враховує робочу температуру підшипника, (KT =1,05).

Порівняння цих еквівалентних навантажень на підшипники дозволяє зробити висновок,що більш навантаженим є підшипник в опорі А.

Визначимо номінальну довговічність підшипника

< 10000 год., (1.106)


що не задовольняє умовам роботи зубчастих редукторів (ГОСТ16162-78).

Обираємо підшипник 36308 – середня вузька серія (див. табл.1.2)

Номінальна довговічність цього підшипника дорівнюватиме


> 10000 год., (1.107)


що повністю задовольняє умовам роботи редуктора.

Остаточно обираємо радіально-упорні підшипники типу 36207 (опор В) та 36308 (опора А).


1.7 Вибір та обґрунтування методу виготовлення заготовки


Аналіз конструкції шківа, виконаного за робочим кресленням, дозволяє зробити такі висновки:

  • габаритні розміри шківа: O188,4?120 мм;

  • деталь призначена для передавання крутного моменту за допомогою клинопасової передачі;

  • шків має точний отвір O 25 мм Н7;

  • конструкція деталі має 6 пазів під клинові ремені.

Деталь «Шків» кріпиться на вал за допомогою шпонкового з’єднання, до якого пред’являють високі вимоги за точністю. Ширина шківа 120 мм. Очевидно, що найбільш відповідальними робочими поверхнями шківа є точний отвір, 6 пазів під клинові ремені та шпонковий паз. Інші поверхні не є робочими.

Оскільки чавунні заготовки виготовляють тільки литтям, то за заготовку деталі «Шків» приймаємо виливок.

Правильний вибір способу виготовлення виливка суттєво впливає на ефективність процесу обробки різанням, якість деталі та її вартість.

Порівняння технологічних можливостей, переваг та недоліків різних способів лиття показує, що за умов малосерійного виробництва такі виливки можна виготовляти литтям у оболонкові та піщано-глинисті форми, а також литтям за моделями, що виплавляються.

Лиття за моделями, що виплавляються, дозволяє одержати високоякісні виливки, але їх вартість у 4-5 разів перевищує вартість литва у піщано-глинисті форми.

Крім того, ускладнюється виготовлення виливка з внутрішніми наскрізними порожнинами. Цей спосіб лиття найбільш придатний для виготовлення невеликих виливків складної конфігурації з важкооброблюваних матеріалів.

Лиття в оболонкові форми дозволяє отримати високоякісні виливки, але через великі початкові витрати воно найбільш ефективне у масовому виробництві.

Таким чином, найдоцільніше виготовляти виливки литтям у разові пісчанні форми з машинним або ручним формуванням за металевими або дерев’яними моделями. Цей простий та дешевий спосіб лиття дозволяє одержати чавунні виливки без вибілювання, забезпечує досить високу точність, легко піддається механізації та автоматизації.

Конструкцію ливарної форми визначає кількість виливків, які одночасно виготовляються в одній опоці, площина рознімання форми, тип ливникової системи, положення форми при заливанні металу, наявність стержнів, тощо.

Враховуючи невеликі розміри виливка, в одній опоці будемо виготовляти 4 виливка.

Такий виливок можна виготовити в двох половинах форми. В процесі заливання металу площина рознімання форми повинна бути горизонтальною, що знижує трудомісткість виготовлення, підвищує її якість.

Наскрізний отвір O25мм литтям одержувати нераціонально. Він буде виконаний на металорізальних верстатах.


1.8 Розробка креслення ВИЛИВКА




Рис.1.7. Робоче креслення шківу 1


Запишемо загальну формулу для визначення об’єму:

(1.108)

(1.109)


Тоді маса деталі складає:


(1.110)


де - густина чавуну кг/м3

Для остаточно прийнятого способу виготовлення виливка литтям в піщано- глинисті форми визначаємо:

  • Технологічний процес лиття –у піщано-глинисті сирі форми – 10

  • Ступінь жолоблення виливка – 5

  • Ступінь точності поверхонь виливка для прийнятих умов лиття – 12

  • Шорсткість поверхонь виливка – Ra=20 мкм

  • Клас точності виливка за масою 22,3 кг – 10

  • Приймаємо ряд припусків на обробку - 6

Остаточно точність виливка позначається:

10-5-12-10 Зм.2,8 ГОСТ 26645-85

Для розробки креслення виливка визначаємо величину припусків на обробку поверхонь, величину допусків на ці поверхні, формувальні уклони, радіуси заокруглень та переходів, технічні вимоги.

Припуски на механічну обробку призначають за табл.1.4. Для цього спочатку визначаємо загальний допуск на розмір від оброблюваної поверхні до технологічної бази обробки, при цьому допуски розмірів виливка, які змінюються обробкою, визначаємо за номінальними розмірами деталі. Після, виходячи з точності та шорсткості оброблених поверхонь деталі, орієнтовно призначаємо мінімальну кількість переходів, необхідних для обробки відповідних поверхонь зменшення. Згідно з ГОСТ 3212-80 формувальні уклони приймаємо для зовнішніх поверхонь рівними 1°, для внутрішніх - 2°.

Не вказані радіуси литих галтелей та заокруглень приймаємо в межах 3…5 мм.


Таблиця 1.4. Визначення допусків, припусків та технологічних напусків для лінійних розмірів виливка шківа. ГОСТ 26645-85

Розміри поверхні деталі, оброблюваної різанням

O188,4h14

зовніш

O132,48 h14

внутріш

O45h14

зовніш

120h14

O25 Ra=0,8

внутріш

O55h14

зовніш

Допуск на розмір виливка

7,0

6,4

5,0

6,4

4,4

5,0

Розмір від оброблюваної поверхні до технологічної бази

94,2

66,24

22,5

120

12,5

27,5

Допуск виливка на розмір

2,8

2,6

2,0

3,2

1,8

2,2

Орієнтовна кількість переходів

чорнова

чорнова

Чорнова

напів

чистова

Чорнова

Напів

чистова

Чорнова

напів

чистова,

чистова

Чорнова

Напів чистова

Загальний припуск на сторону

3,2

2,7

2,1

2,2

1,8

2,1

Технологічний припуск на сторону

1,5

1,1

1,1

1,5

2

1,1

Розрахунковий розмір виливка

O201,8

O120,68

O54,2

130,8

O 17

O64,2

Прийнятий розмір виливка

O201,8

(±3,5)

O120,7

(±3,2)

O54,2

(±2,5)

130,8

(±3,2)

O 17

(±2,2)

O64,2

(±2,5)




Рис 1.8. Креслення виливка


1.9 Визначення вартості заготовки


Точна маса виливка дорівнює 17,52 кг

Вартість виготовлення виливка розраховується за укрупненими показниками.

Для визначення та обґрунтування способу лиття розрахуємо вартість для двох випадків які використовуються в малосерійному виробництві.

Перший випадок. Ручна формовка по дерев’яним моделям.

=2890 грн, оптова ціна 1т виливків з чавуну СЧ18;

- доплата за знижки за відхилення вимог до точності розмірів виливків від базових. Для наших умов =1,075.

- доплата за знижки за відхилення вимог до точності маси виливків від базових. Для наших умов =1,055.

- доплата за доставку виливків з потоншеними проти базових товщин стінками. У нашому випадку =1,1.

- доплата та знижки за серійність. У нашому випадку =1,0.

- коефіцієнт, що враховує доплати в залежності від призначення виливка.

У нашому випадку = 1,05.

-

коефіцієнт, що враховує доплати за термічну та термохімічну обробку. У нашому випадку =1,0

- доплата за ґрунтування виливків. У нашому випадку =1.

- коефіцієнт, що враховує доплату за спеціальні випробування. У нашому випадку такі випробування не передбачені, тому =1,0.

  1   2   3

Реклама:





Скачать файл (5095.9 kb.)

Поиск по сайту:  

© gendocs.ru
При копировании укажите ссылку.
обратиться к администрации
Рейтинг@Mail.ru