Розрахунок та проектування приводу головного руху станка І групи

Міністерство освіти та науки України Національний Технічний Університет «ХПІ»

Кафедра «Технології машинобудування та металорізальних верстатів»

Пояснювальна записка

до курсового проекту на тему:

" Розрахунок та проектування приводу головного руху верстата I групи"

Виконав:

Студент групи МШ — 36a

Тапеха О.В.

Прийняв:

Доц. Гасанов М. І.

Харків 2009

Зміст

Вступ

1. ВИЗНАЧЕННЯ ОСНОВНИХ СТРУКТУРНИХ ПАРАМЕТРІВ ВЕРСТАТА

1.1 Стислий опис особливостей оброблюваної поверхні

1.2 Визначення виробляючих ліній та методи їх отримання

2. ПОБУДОВА ТА АНАЛІЗ СТРУКТУРНОЇ СХЕМИ ВЕРСТАТА

3. РОЗРОБКА КІНЕМАТИЧНОЇ СХЕМИ ВЕРСТАТА

4. КІНЕМАТИЧНИЙ РОЗРАХУНОК ПРИВОДУ ГОЛОВНОГО РУХУ

4.1 Графоаналітичний метод розрахунку приводу головного руху

4.2 Визначення чисел зубців колес коробки швидкостей

4.3 Розрахунок параметрів усіх передач у ланцюзі приводу головного руху

4.4 Визначення розрахункового ряду частот обертання шпинделя

5. КЕРУВАННЯ ПРИВОДОМ ГОЛОВНОГО РУХУ

5.1 Розробка механізму керування (командоапарата) приводом головного руху

5.2 Розробка електросхеми керування приводом головного руху

6. РОЗРАХУНОК ТА ПРОЕКТУВАННЯ ПРИВОДУ ГОЛОВНОГО РУХУ

6.1 Похідні данні та вимоги

6.2 Розрахунок крутних моментів, діючих на валах та на шпинделі

6.3 Попередній розрахунок діаметрів валів коробки швидкостей

6.4 Розрахунок модулів та параметрів зубчастих передач

6.5 Розрахунок пасової передачі

6.6 Розрахунок шпоночних з`єднань

6.7. Вибір підшипників

6.8.Вибір електромагнітних муфт

6.9 Уточнюючий розрахунок шпинделя

6.10 Опис конструкції приводу головного руху

7. СИНТЕЗ ЕЛЕКТРОАВТОМАТИКИ

7.1 Синтез релейної схеми керування приводом головного руху через елементи алгебри логіки

8. КОМПАНОВКА ВЕРСТАТА ТА ЙОГО ЕКСПЛУАТАЦІЯ

8.1 Цільові вузли та їх взаємозв'язок і призначення

8.2 Експлуатаційні та технологічні можливості верстата

8.3 Система охолодження та змащувально-охолоджуюча рідина

9. ПИТАННЯ ЕКОЛОГІЇ ТА ТЕХНІКИ БЕЗПЕКИ

ЛІТЕРАТУРА

верстат привід вал підшипник муфта

1. ВИЗНАЧЕННЯ ОСНОВНИХ СТРУКТУРНИХ ПАРАМЕТРІВ ПРОЕКТУВАННЯ ВЕРСТАТА

Необхідно обробити поверхню циліндричного валу. Утворення такої поверхні легко реалізовується на верстатах першої групи, тобто токарної.

Обираємо за прототип токарного верстата загального призначення верстат моделі 1К62, який дозволяє використовувати можливості досконалого твердосплавного ріжучого інструменту і тим самим досягти суттєвого скорочення машинного часу при виготовленні деталей.

1.1 Короткий опис особливості оброблюваної поверхні

Будь — яка реальна поверхня, оброблюваної деталі може розглядатися, як деяка геометрична поверхня. Відповідно технологічний процес утворення реальних поверхонь являє собою процес, утворення відповідних геометричних поверхонь. Будь-яка геометрична поверхня може бути отримана як слід, який залишає одна виробляюча лінія-твірна, при її русі по іншій лінії-направляючій. Таким чином для отримання будь-якої геометричної поверхні необхідно поперед всього наявність двох виробляючих ліній — утворюючої і направляючої.

Рис. 1.1 Обробляюча деталь Для отримання цього валу (рис. 1.1) необхідно твірну лінію-1 переміщувати вздовж направляючої лінії-2.

1.2 Визначення довільних ліній і методи їх отримання Аналізуючи дану деталь і ріжучий інструмент визначаємо довільні лінії. Перша лінія — діаметр валу (1), друга лінія — довжина вала (2).

Визначаємо методи довільних ліній. Довільна лінія 1- діаметр валу. Він утворений методом сліду, тому що ми показуємо різець у вигляді матеріальної точки. Цей метод потребує один формоутворюючий рух Ф_V(В₁)

Довільна лінія 2-довжина валу. Вона утворена також методом сліду, він вимагає один формоутворюючий рух Ф_S(П₂) .

Таким чином, для одержання заданого валу потрібні два простих формоутворюючих рухи Ф_V(В₁) та Ф_S(П₂)

2. ПОБУДОВА ТА АНАЛІЗ СТРУКТУРНОЇ СХЕМИ ВЕРСТАТА На основі вищезазначеного виходить, що для обробки валика потрібні формоутворюючі рухи Фv (В₁) та Ф_S(П₂). Ці рухи можуть бути створені складною кінематичною групою, яка становить сполучення двигуна, внутрішнього та зовнішнього зв’язків.

Розглянемо формоутворюючий рух Ф_V(В₁):

Будуємо кінематичну групу для отримання цього формоутворюючого руху.

В₁— утворюється обертальною кінематичною парою: шпиндель 3, корпус 4. Для того щоб отримати цей рух потрібно джерело руху, джерелом є електродвигун Д. Щоб передати рух від джерела до потрібно зв’язати точку 9 з любою точкою внутрішнього зв’язку, такою точкою є точка 10. Щоб формоутворюючий рух здійснювався з певними параметрами, нам потрібно розмістити органи настроювання. Швидкість забезпечується органом настроювання і_V.

Таким чином отримана кінематична група, яка забезпечує отримання формоутворюючого руху Ф_V(В₁).

Запишемо структурні рівняння кінематичних зв’язків:

— внутрішній зв’язок: 3>4

— зовнішній зв’язок: Д>9>Р>і_V>10>7>В₁

Розглянемо другий формоутворюючий рух Ф_S(П₂):

Будуємо кінематичну групу для отримання цього формоутворюючого руху.

П₂— утворюється поступовою кінематичною парою: супорт 5, направляючими 6.

Для того щоб отримати цей рух потрібно зв’язати джерело руху (точку 9) з любою точкою внутрішнього зв’язку (точкою 8). Щоб формоутворюючий рух здійснювався з певними параметрами, нам потрібно розмістити органи настроювання. Подача забезпечується органом настроювання і_S.

Таким чином отримана кінематична група, яка забезпечує отримання формоутворюючого руху Ф_S(П₂).

Запишемо структурні рівняння кінематичних зв’язків:

— внутрішній зв’язок: 5>6

— зовнішній зв’язок: Д>9>Р>і_V>10>8>t>П₂

Неважко помітити, що верстат по змісту формоутворюючої структури підлягає до класу Е 2.2

Рис. 2.1 Структурна схема верстата.

3. РОЗРОБКА КІНЕМАТИЧНОЇ СХЕМИ ВЕРСТАТА Основою для розробки кінематичної схеми верстата є отримана структурна схема рис. 2.1. Умовні кінематичні зв’язки, виконані пунктиром, на структурній схемі необхідно замінити реальними механізмами послідовно з'єднати в кінематичні ланцюги.

Механізм головного руху згідно виду структурної схеми повинен містити електродвигун М, реверсивний механізм Р та орган настрою і_V. Орган настрою і_V повинен бути представлений коробкою швидкостей, яка має структурну формулу 10=2•5 і містить три групи передач та забезпечує отримання восьми ступенів частот обертання шпинделя n₁-n₁₀.

Рис. 3.1 Кінематична схема верстата Оскільки ми розробляємо верстат з автоматичним керуванням циклу робото, то відповідно розробляємо автоматичну коробку швидкостей, коробку швидкостей обертання шпинделя, яка базується на застосуванні електромагнітних муфт.

Відображає загальну тенденцію розвитку верстатів першої групи, реверсивний механізм розташуємо в коробці швидкостей. Реверсивний механізм також базується на застосуванні електромагнітних муфт. В якості джерела руху приймаємо електродвигун М.

Зв’язок 1−2 містить сукупність механізмів, які передають рух від шпинделя до ведучого валу коробки подач. Коробка передач I_s.

Для передачі обертання двигуна до коробки швидкостей використовується плоско-пасова передача із шківами d₁; d₂.

Таки чином отримана кінематична схема верстата рис. 3.1, яка забезпечує отримання згідно завданню десяти ступенів частот обертання шпинделя.

4. КІНЕМАТИЧНИЙ РОЗРАХУНОК ПРИВОДУ ГОЛОВНОГО РУХУ Привод головного руху повинен відрізняється максимальною простотою, містити мінімальну кількість механізмів і при цьому усі вали повинні бути розташовані паралельно один від одного. В якості органа настрою частіше всього треба використовувати коробку швидкостей, в якості механізмів коробки швидкостей використовують елементарні механізми різноманітного складу.

При проектуванні верстата завжди відоме його призначення, характер виконуємих технологічних операцій:

— розміри обробляємої деталі ;

— їх матеріали;

— особливості ріжучого інструменту;

Все це робить можливим визначити межові значення швидкостей V_min та V_max, які повинні забезпечувати привод і межові значення частот N_min та N_max.

4.1 Графоаналітичний метод розрахунку приводу головного руху Цей метод полягає в будівництві двох графіків:

1) структурна сітка, яка дає можливість визначити відносну залежність передаточних відношень в кожній групі передач;

2) графіка частот, який дає можливість визначити абсолютні величини передаточних відношень всіх передач коробки швидкостей.

Розглянемо розрахунок приводу головного руху, який включає коробку швидкостей з одним зв’язаним колесом і реверсивним механізмом. Привод головного руху включає двигун (М) з визначеними параметрами, пасову передачу (d₁-d₂) і коробку швидкостей, яка забезпечує зміну обертання шпинделя верстата. При вмиканні електромагнітної муфти ЕМВ шпиндель обертається за годинниковою стрілкою, а при вмиканні муфти ЕМН шпиндель обертається проти годинникової стрілки.

Коробка швидкостей має три групи передач по дві передачі в кожній групі і структурну формулу 10=2•5 і таким чином забезпечує вісім різних частот обертання шпинделя .

Позначимо передаточні відношення усіх передач:

Пасової

реверсивного механізму Першої групи Другої групи Для кінематичного розрахунку передаточне відношення реверсивного механізму приймаємо рівним одиниці.

Для коробки швидкостей, яка має три групи, визначаємо кількість можливих варіантів

B=m! =2! =1•2=2

Запишемо розгорнуті структурні формули для кожного варіанту:

перший варіант 10•5;

другий варіант 105•51;

За розгорнутими структурними формулами будуємо структурні сітки і перевіряємо на виконання двох умов: можливість конструктивного здійснення; можливість отримання мінімальних габаритів, при цьому знаменник ряду швидкостей ц=1.26

Для першого варіанту:

(D_і)_1гр=і₂/і₁=ц (D_і)_2гр=і₇/і₃=ц⁸

(D_і)_max?8>(D_і)_max=(D_і)_2гр=ц⁸=1.26⁸?8

(D_і)_1гр<(D_і)_2гр=ц<�ц⁸

Обидві вимоги виконуютьс Для другого варіанту:

(D_і)_1гр=і₂/і₁=ц⁵ (D_і)_2гр=і₇/і₃=ц⁴

(D_і)_max?8>(D_і)_max =(D_і)_1гр=ц⁵=1.26⁵?8

(D_і)_1гр<(D_і)_2гр=ц⁵<�ц⁴

Друга вимога не виконується Співвідношення варіантів показує, що кращім є перший варіант, оскільки він повністю задовольняє двом умовам. Для нього будуємо графік частот. При побудові графіка частот обираємо положення крапки n₀=n₈ в межах високих ступенів і визначаємо загальне мінімальне передаточне відношення коробки швидкостей, яке дорівнює добутку мінімальних передаточних відношень кожної групи передач

І_kc= і₃•і₁=1/ц⁹

Отриману ступінь при ц розбиваємо між min передаточним відношенням задовольняють двом умовам:

Рис. 4.1 Графік частот обертання шпинделя.

На основі отриманого графіка частот записуємо передаточні відношення по групам:

Обидві вимоги виконані.

4.2 Визначення чисел зубців усіх передач коробки швидкостей Число зубів коробки швидкостей є параметри передач коробки швидкостей. Число зубів коробки швидкостей визначають по групам.

Задамо значення чисел зубів відомого мінімального колеса. В цьому випадку для першої групи Z1 у межах від 18 до 20 і розв’язуємо систем трьох рівнянь з трьома невідомими.

Визначаємо невідомі

Z1+Z2=Z3+Z4

Задамо значення чисел зубів відомого мінімального колеса. В цьому випадку для другої групи Z5 в межах від 20 до 22. Розв’язуючи систему трьох рівнянь з трьома невідомими. Визначаємо невідомі

Z5+Z6=Z7+Z8 Z7+Z8=Z9+Z10

Z9+Z10=Z11+Z12 Z11+Z12=Z13+Z14

Що стосується чисел зубів коробки швидкостей реверсивного механізму, то їх визначаємо конструктивно, тобто передаточне відношення реверсивного механізму приймають рівним одиниці

I₀=Z1/Z2=1 Z1+Z2?100

Отриманні значення чисел зубів усіх коліс записуємо в таблицю 4.1 чисел зубів коробки швидкостей Таблиця 4.1 Числа зубів коробки швидкостей

4.3 Розрахунок параметрів постійних передач у ланцюзі приводу головного руху Постійною передачею у ланцюзі приводу головного руху є пасова передача. Для визначення параметрів годинникової передачі будуємо рівняння кінематичного балансу для першої ступені ряду частот обертання шпинделя Розв’язуємо це рівняння відносно параметрів пасової передачі

Обираємо d₁ із стандартного ряду шківів і визначаємо d₂ і порівнюємо його значення із значенням стандартного ряду: d₁=125; d₂=250

4.4 Визначаємо розрахункові значення частот обертання шпинделя Визначив параметри усіх передач у ланцюзі приводу головного руху, визначаємо розрахунковий ряд частот обертання шпинделя. Для визначення розрахункових значень необхідно скласти рівняння кінематичного балансу для всіх ступенів частот обертання шпинделя. При цьому помилки розрахункових значень від стандартного не повинні перевищувати 2.6%

Складемо рівняння кінематичного балансу для всіх ступенів і порівнюємо їх із стандартними значеннями Надалі замінюємо на n₀

Таблиця 4.2 Порівняння розрахункових значень частот зі стандартними значеннями

Відхилення розрахункового значення n_i від стандартного n_ic повинно бути не більш, тобто у нашому випадку:

Визначаємо відхилення кожного розрахункового значення:

та порівняймо з допустимим :

Таблиця 4.3 Відхилення розрахункових значень n_i від стандартних.

З результатів перевірки слідує, що кінематичний розрахунок приводу головного руху виконано правильно.

5. КЕРУВАННЯ ПРИВОДОМ ГОЛОВНОГО РУХУ Механізм керування приводу головного руху повинен забезпечувати керуванням циклом роботи верстата: пуск, зупинка, зміна напрямку, обертання, вмикання потрібних ступенів.

Ці механізми розподіляються на: автоматичне керування, яке в свою чергу розподіляється на систему керування без зворотного зв’язку і систему керування із зворотнім зв’язком і ручне керування, яке включає в себе многорукояточне керування та однорукоятне керування.

Механізми керування повинні відповідати наступним вимогам:

— швидкодія;

— безпечність керування;

— легкість керування;

— нескладність керування.

Автоматичне керування включає кнопочне керування. Воно являє собою вплив на стан електричних ланцюгів і їх зміну відповідно заданими значенням циклом керування. За допомогою даної системи забезпечуються всі види керування. Дуже зручним для керування приводу головного руху поміж наявності кнопочної станції, за допомогою якої проходить вмикання, вимикання та реверс є командоапарат, який забезпечує вмикання вищих частот обертання шпинделя.

В нашому варіанті керування коробкою швидкостей здійснюється при варіанті перша група — основна, друга група перша переборна, третя група — друга переборна, з наступною структурною формулою 10=2[1]•5[2]. Ссилаємось на перший варіант.

Кнопочне керування застосовується для коробки швидкостей з електромагнітними муфтами. Передача i₁ забезпечує вмикання електромагнітної муфти ЕМ1, відповідно: i₂-ЕМ2, i₃-ЕМ3, i₄-ЕМ4,

i₅-ЕМ5, i₆-ЕМ6, i₇-ЕМ7. Крім того коробка швидкостей має електромагнітні муфти ЕМВ та ЕМН. ЕМВ забезпечує пряме включення верстата, за годинниковою стрілкою. ЕМН забезпечує зворотне обертання шпинделя верстата, проти годинникової стрілки.

5.1 Розробка механізму керування (командоапарата) приводом головного руху В якості механізму керування приводу головного руху використовують командоапарат рис. 5.1

Командоапарат складається з:

Барабана-1, який жорстко встановлено на валу-2, і який можна жорстко повернути в потрібну позицію за допомогою рукоятки-3. Поворот на потрібну позицію здійснюється за вказівником частот-4. Барабан має ряд доріжок, кількість яких визначається числом електромагнітних муфт. На цих доріжках встановлюються кулачки-5, у місцях відповідних прийнятому порядку перемикання передач, які впливають на кінцеві вимикачі-6 (ВК1- ВК7), забезпечуючи вмикання відповідних електромагнітних муфт (ЕМ1-ЕМ7) при прийнятому варіанті послідовності перемикання передач. Зробимо розгортку-7 і вкажемо розташування кулачків-5 барабана-1. На розгортці для кожної ступені відводиться строчка. Число строк відповідає числу ступенів коробки швидкостей. В точці перетинання строки відповідною доріжкою встановлюються кулачки-5. Кожний контакт панелі, впливає через електричний ланцюг керування, вмикає відповідну електромагнітну муфту. Після розробки механізму керування розробляємо схему керування.

Рис. 5.1 Схема командоапарат

5.2 Розробка електричної схеми керування Після розробки механізму керування (командоапарат), здійснюємо монтаж електросхеми керування приводом головного руху сприймаючим сигнал від механізму керування.

Ця схема зображена на рис. 5.2 Живлення силового ланцюга здійснюється трьохфазним струмом. При вмиканні рукоятки ВП струм через фази Л2 таЛ3 йде на живлення понижуючого трансформатора Тр. Випрямлення струму здійснюється за допомогою діодів D1-D4, які увімкненні в мостову схему. Вторинна обмотка V2 забезпечує живлення схеми керування приводу головного руху. Кнопка С служить для знеструмлення всієї схеми керування.

Для прямого обертання шпинделя верстата служить кнопка В. Для зворотного — Н, розташована на пульті керування. При натиску однієї з цих кнопок, наприклад В, виникає вмикання ланцюга реле Рв і контактора К. Реле Рв своїм нормально відкритим контактом шунтує кнопку В і вмикає електромагнітну муфту ЕМВ, забезпечує кінематичне замикання ланцюга прямого обертання шпинделя. Водночас з цим контактор К своїм нормально відкритими контактами К1, К2, К3 вмикає електродвигун приводу головного руху. Реле Рв також має нормально замкнутий контакт, який забезпечує вмикання ланцюга зворотного обертання шпинделя верстата.

При натиску кнопки Н вмикає ланцюг живлення реле Рн і контактора К. Реле своїми нормально відкритими контактами шунтують кнопку Н і вмикають електромагнітну муфту ЕМН, яка забезпечує зворотне обертання шпинделя. Нормально закритий контакт Рн розмикає ланцюг прямого обертання шпинделя верстата. Задана частота обертання шпинделя верстата забезпечується комбінацією вмикання електромагнітних муфт ЕМ1-ЕМ7. Забезпечення вмикання електромагнітних муфт лягає на відповідне реле Р1-Р7. Керування якими здійснюється через кінцеві вмикачі ВК1-ВК2.

В схемі також передбачені блокіровки, які виключають випадкове вмикання ланцюгів, які не відповідають режимам роботи. З цією метою в схему вставлені нормально закриті контакти відповідних реле. Ця схема забезпечує керування коробки швидкостей із структурною формулою 10=2[1]•5[2], яка має реверсивний механізм.

Рис. 5.2 Електросхема керування приводом головного руху

6. РОЗРАХУНОК ТА ПРОЕКТУВАННЯ ПРИВОДУ ГОЛОВНОГО РУХУ Привід верстата забезпечує зв’язок від джерела руху до ланки, яке виконує виконавчий рух.

Привід головного руху-це сукупність механізмів, яка забезпечує кінематичний зв’язок від джерела руху до виконавчого ланки, яке здійснює головний рух. Привід головного руху містить: двигун, органи настрою, виконавче ланка. В верстатах токарної групи існують різні структури приводу: у вигляді окремих вузлів; коробка швидкостей та шпиндельний вузол виконані у вигляді одного вузла; у вигляді єдиного вузла

6.1 Початкові данні вимоги Початкові данні вимоги для розробки коробки швидкостей є:

1.потужність електродвигуна N_е=5.5КВт;

2.передаточне відношення пасової і зубчатих коліс і_р=d₁ /d₂=0,53;

3. кількість валів відповідно кінематичної схеми верстата (4);

4. кількість зубчатих коліс і кількість нарізаних зубів (див.табл.4.1);

5.кількість і розташування електромагнітних муфт (див. рис. 3.1)

Коробка швидкостей повинна задовольняти ряд потреб, таких як: min розміри коробки швидкостей верстата, співосність валів в коробці швидкостей, забезпечення потрібної потужності шпинделя верстата і забезпечення теплових та інших деформацій шпинделя, за допомогою відповідних опор шпинделя, забезпечення зручності при виготовленні усіх деталей та корпуса коробки швидкостей, їх технологічність у виготовленні, зручність в обслуговуванні, надійність і по можливості простоті та уніфікації окремих вузлів коробки швидкостей.

6.2 Розрахунок крутних моментів, діючих на валах та на шпинделі

Після того як проведено кінематичний розрахунок коробки швидкостей, переходимо до силового розрахунку, використовуючи для цього параметри електродвигуна (Nпотужність) і отримані кінематичні та геометричні параметри коробки швидкостей.

До силового розрахунку відноситься поперед всього визначення крутних моментів М_і на кожному валу коробки швидкостей, виходячи з умов повного використання потужності електродвигуна.

Крутний момент визначається за формулою:

М_і=9550N/n_і [Н•м],

де М_і — крутний момент на ітому валу (Н•м) ;

Nпотужність електродвигуна (кВт);

n_і — обертання і-го вала (об/хв).

Крутний момент на валу електродвигуна М_ед=9550N/n_ед =54.43 [Н•м],

де М_ед— крутний момент на валу електродвигуна (Н•м);

n_ед— обороти вала електродвигуна (об/хв).

Крутний момент реверсивного механізму (нульовий вал і₀)

М ₀ =М_ед•1/i_p •Ю_п.п • Ю² _шп =93.14 [Н•м],

де М₀— момент на реверсивному валу;

і_р — передаточне відношення пасової передачі;

Ю_п.п — ККД пасової передачі Ю_п.п=0.95;

Ю_підш— ККД підшипника Ю_підш=0.98;

Ю_з.п — ККД зубчатої пари Ю_з.п =0.93.

Крутний момент на валах коробки швидкостей М _і = М_і-1•1/i_і •Ю_з.п •Ю² _підш [Н•м],

де М_і— крутний момент на даному валу (Н•м);

М_і-1— крутний момент на попередньому валу (Н•м);

І_і — передаточне відношення зубчатої пари;

Ю ^к_підш— ККД підшипника гойдання Ю_підш=0.98

к-кількість підшипників на даному валу;

Ю ^t_з.п — ККД зубчатої передачі Ю_з.п =0.93;

t — кількість зубчатих пар на даному валу;

М₁ =9550•1/i₀ • Ю_{з.п •}Ю² _{підш _}=83.19 Н•м;

М ₁₁ =9550•1/i₁ •Ю_з.п •Ю² _підш=185.75 Н•м;

М ₁₁₁ =95 501/i₃ •Ю_з.п •Ю² _підш=535.19 Н•м;

6.3 Попередній розрахунок діаметрів валів коробки швидкостей Оскільки основні розміри коробки швидкостей ще не визначені (тобто опір, відстань між ними та інше) і відповідно немає можливості визначити переломні моменти, тому розрахунок можливо вести приблизно, а саме за формулою:

де d_і— діаметр і-го вала (мм);

М_і— крутний момент на і-му валу (Н•м);

й_об-припустима напруга при обертанні ([й_об]=25−30 Н/мм²)

26.508 мм,

25.529 мм,

33.367 мм,

47.48 мм, Отриманні значення діаметрів валів округлюємо до найближчого стандартного значення по ГОСТ 6636–84, у відповідності зі стандартними, вибираємо розміри вихідних кінців валів, де встановлено підшипники:

d₀=28 мм, d_підш=25мм, вал гладкий;

d₁=28 мм, d_підш=25мм, вал гладкий;

d₂=38 мм, d_підш=35мм, вал гладкий;

d₃=60 мм, d_підш=55мм, вал гладкий порожній.

6.4 Розрахунок модулів та параметрів зубчастих передач Зубчаті колеса є основним видом передач коробки швидкостей, і від їх габаритів і якості виконання в більшості залежать розміри та експлуатаційні характеристики всієї коробки швидкостей. Для визначення модулів зубчастих коліс використовуємо формулу:

де m_i — модуль і-ой групи;

k_m — коефіцієнт прямозубих коліс (k_m=14);

M_kpi — крутний момент на даному валу;

K_fв — коефіцієнт враховуючий нерівномірність навантаження вздовж зуба (K_fв=1.05−1.1);

Y _f — коефіцієнт враховуючий кількість зубів шестерні (Y _f=3.5−4);

z_i — min кількість зубів шестерні даної групи;

ш_bd — коефіцієнт ширини зуба (ш_bd=0.15);

у_fp — припустима напруга матеріалу (у_fp=230−600)

оскільки э зв’язане колесо, то приймаємо однаковий модуль для другої та третьої груп.

Приймаємо m₀=m₁

Після визначення модулів розраховуємо геометричні параметри зубатої передачі. Визначаємо міжосьову відстань в кожній групі передач, визначаємо ділильний діаметр зубчатих коліс, визначаємо діаметри верхівок зубів та діаметри впадин відповідно за формулами:

Міжосьову відстань визначаємо за формулою:

де А_і — міжосьова відстань даної групи; m_i — модуль даної групи; z_i1, z_i2 — кількість зубів даної групи.

Ділильний діаметр визначається за формулою:

d_i=m_i •z_i ,

де d_i — ділильний діаметр зубчатого колеса даної групи;

m_i — модуль даної групи;

z_i — кількість зубів даної групи.

Діаметр верхівки зубів даної групи визначаємо за формулою:

d_аi= d_i + 2m_i•(h_a + x_i),

де d_аi — діаметр верхівки зубів даної групи;

h_a — коефіцієнт висоти голівки зуба (h_a=1).

x_i — коефіцієнт радіального зміщення похідного контуру (x_i=0).

Діаметр впадин зубів даної групи :

d_fi = d_i — 2m_i•(h_a + c — x_i);

d_fi — діаметр впадин зубів даної групи;

h_a — коефіцієнт висоти голівки зуба (h_a=1);

c — коефіцієнт радіального зазору в парі похідних контурів (с=0.25).

x_i — коефіцієнт радіального зміщення похідного контуру (x_i =0).

Рис. 6.1 Загальний вид зубчатого колеса Ширина зубчатого венця даної групи визначається за формулою:

b_i=(6−8)•m_i,

b_i — ширина зубчатого венця даної групи;

m_i — модуль даної групи.

Довжина ступиці визначається за формулою:

l_cт=(1.0−1.6)•d,

l_cт — довжина ступиці;

d — основний діаметр (діаметр валу).

Діаметр ступиці визначаємо за формулою:

d_cт= 1.5•d + 10 мм, де d_cт — діаметр ступиці;

d — основний діаметр.

Ширина торців зубчатого венця визначаємо:

S=2.5•m_i + 2 мм, де S — ширина торців зубчатого венця;

m_i — модуль даної групи.

6.1 Таблиця геометричних параметрів зубчатих коліс

6.5 Розрахунок пасової передачі

У найпростішому виді пасова передача складається із провідних і веденого шківів і гнучкого зв’язку — ременя, надягнутого на шківи з натягом. Передача навантаження здійснюється за рахунок тертя між ременем і шківами.

Пасові передачі застосовують звичайно для зниження кутової швидкості в сполученні з іншими видами передач. У сполученні із зубчастою передачею ремінну встановлюють на менш навантажений швидкохідний щабель.

Промисловість випускає наступні типи стандартних приводних ременів:

— тканинні прогумовані ГОСТ 380 598–76;

— бавовняні ГОСТ 6982–75;

— вовняні ОСТ/НКТП 3157;

— шкіряні ГОСТ 18 679–73;

— із синтетичних матеріалів Найбільше широко застосовуються тканинні прогумовані ремені.

У приводах з постійним передаточним числом застосовують наступні типи клинових ременів:

— нормального перетину ГОСТ 1284–80;

— вузького перетину ТУ38−40 534−75;

— напівклинові ТУ 38−105 768−84;

Ремені нормального перетину є основними. У порівнянні з ременями інших типів вони найбільше широко використаються в загальному машинобудуванні. Ремені нормального перетину випускаються 7 розмірів: О, А, Б, В, Г, Д, Е Розглянемо передачу із двома шківами:

1. Крутний момент на швидкохідному валу визначається по формулі

;

М — крутний момент;

N_э — потужність електродвигуна;

n_эл — оберти вала електродвигуна.

Знаючи обертаючий момент вибираємо всі параметри ременя М=54.43 Н•м, обираємо січення пасу Б. Всі параметри вибираэмо с табл. 2.12[4].

b_p=14, h=10,5, b₀=17, y₀=4,0, F₁ =1.38

Швидкість ременя визначаємо

Vшвидкість ременя ;

d_p1- розрахунковий діаметр шківа;

n₁— частота обертання меншого шківа (n₁ = n_эл)

Рис. 6.2 Зріз клинового паса Міжосьова відстань Ар пасової передачі визначається компонуванням привода. Воно повинне перебуває в межах:

Ар=0.55•(d_р1+ d_р2)+h?a?2•(d_р1+ d_р2),

де Ар — міжосьова відстань пасової передачі, мм;

d_р1, d_р2 — відповідно діаметри більшого й меншого шківів, мм;

h — висота перетину ременя;

Міжосьова відстань вибираємо по таблиці 2.14 [4], при Ар=1.5 d_р1, I_p = 1

При обраній міжосьовій відстані Ар знаходимо розрахункову довжину ременя L по формулі:

де L — довжину ременя;

Ар — міжосьова відстань пасової передачі, мм;

d_р1, d_р2 — відповідно діаметри більшого й меншого шківів, мм.

Розрахункову довжину ременя округляємо до стандартної по таблиці 2.12 [4]

При стандартній довжині ременя перераховуємо міжосьову відстань Ар по формулі:

Перевіряємо кут обхвату на меншому шківі по формулі:

При цьому кут б не повинен бути менше 150⁰

Після цього визначаємо потужність (кВт), що допускає на один клиновий ремінь по формулі:

де [N] - потужність на один клиновий ремінь,

N₀ — потужність допуска на один клиновий ремінь при б=176⁰, і I_р=1, вихідній довжині L₀ і спокійній роботі. По таблиці 2.15 приймаємо N₀=0.89

С_б — коефіцієнт, що враховує вплив кута обхвату на тягову здатність ременя. По таблиці 2.18 С_б=1.

С_L — коефіцієнт. Враховуючий вплив кута обхвату на його довговічність, визначається залежно від відношенні по таблиці 2.19 С_L=1

С_р — коефіцієнт режиму роботи. По таблиці 2.8[4] С_р=1

виправлення, що враховує зменшення вплив на довговічність вигину ременя на великому шківі зі збільшенням передаточного числа;

Т_и — виправлення по крутному моменті на швидкохідному валу Н•м. По таблиці 2.20[4] Т_u =2.9.

n — частота обертання швидкохідного вала, об/хв Визначаємо розрахункове число клинових ременів у передачі:

Z — розрахункове число ременів;

N_эл — потужність електродвигуна, кВт

[N] - потужність на один клиновий ремінь, кВт З урахуванням нерівномірності розподілу навантаження між ременями дійсне число ременів у передачі визначається по формулі:

де Z — розрахункове число ременів;

C'_z — коефіцієнт числа ременів Для підвищення безвідмовності роботи приймаємо z=6.

6.6 Розрахунок шпоночних з'єднань Розрахунок шпоночних з'єднань.

В більшості випадків для кріплення колес та муфт на валах використовують ненапружені призматичні шпонки. Шпонки, що кріплять обирають за ГОСТ 10 748–79 і за СТ СЄВ 189−75. Найчастіше використовують шпонки із закругленими торцями. Найнебезпечнішою інформацією для шпонок і пазів є зминання від обертаючого моменту.

Розрахунок на зминання проводиться за наступною формулою:

де у_см — напруження зминання, МПа;

М — обертаючей момент на даному валу, Н м;

dдіаметр вала, мм;

hвисота шпонки, мм;

t₁— глибина шпобина шпонкового пазу, мм;

l_p— робоча довжина шпонки, мм.

яка розраховуеться за формулою:

l_p=l-b,

де lдовжина шпонки (загальна);

bширина шпонки, мм.

У загальному машинобудуванні напруження, що допускається на зминання приймають рівним:

— при середньому режимі праці у_см =130…180 МПа;

— при статичних перевантаженнях у_см =260МПа.

Матеріал шпонок це Ст 6, сталі 45,50

Для нульового валу: d=28мм.

Параметри шпонок l_ст=36; h=7; t₁=4; у_см=67.88<[ у_см]=130…180 МПа.

Рис. 6.3 Зріз валу зі шпонкою Для валу 1: d =28мм, l_ст=36; h=7; t₁=4.

у_см=60.632<[ у_см]=130…180 МПа.

Для валу 2: d =38мм, l_ст=49; h=8; t₁=5.

у_см=61.103<[ у_см]=130…180 МПа.

Для валу 3: d =60мм, l_ст=78; h=11 t₁=7.

у_см=52.316<[ у_см]=130…180 МПа.

6.7 Вибір підшипників Вибір раціонального типу розміру підшипника залежить від характеру навантаження, її величині та напрямку, частоти обертання, умов експлуатації, умов експлуатації, особливих вимог, що пред’являється до конструкції вузла та вартості підшипника.

Ми використовуємо два види підшипників у проектуванні приводу головного руху: кулькові підшипники гойдання та роликові радіально-упорні підшипники. Підшипники вибирають за динамічно статистичною вантажопідйомністю Підшипники гойдання є основним видом опор. Їх широке використання у промисловості обумовлено наступними перевагами по зрівнянню з підшипниками ковзання: малий момент тертя (особливо при малих швидкостях і зрушуванні); простота монтажу та експлуатації, незначний розхід змазки; високий ступень стандартизації та централізоване виготовлення (тобто низька вартість і повна взаємозамінність по з'єднувальним розмірам); висока навантажувальна придатність на одиницю ширини підшипника; менші вимоги до термообробки посадкових шийок валів; надійна праця в умовах частої зупинки та пусках приводу.

До недоліків підшипника качання мусимо віднести: низьку довго тривалість в умовах високих швидкостей і ударних навантажень; велике розсіювання строку служби (зі збільшенням навантаження розсіювання зменшується); великі радіальні розміри і масу; велика поперечну жорсткість; підвищену шумову характеристику при високих швидкостях; нерентабельність мілко серійного виготовлення підшипників; необхідність спеціального обладнання.

Для встановлення валів та великих зубчатих коліс використовуємо підшипники кулькові радіальні однорядні.

Цей тип підшипників є нерозбірним, найбільш простим і дешевим, використовується в якості універсальних опор у різноманітних вузлах. Призначений для сприйняття радіальних навантажень при високих частотах обертання, але може одночасно з радіальною сприймати і реверсивне осьове навантаження у межах до 70% від невикористаного радіального навантаження. При високих частотах обертання і чисто осьового навантаження підшипник, що розглядається, успішно використовується замість упорного.

Підшипник роликовий радіально-упорний конічний призначений для сприйняття радіальних і однобічних осьових навантажень. Він розбірний, допускає регулювання зазорів і компенсацію зносу. Сприймане осьове навантаження зростає зі збільшенням кута, контакту підшипника. Швидкохідність у порівнянні з підшипниками з циліндричними роликами значно нижче. Підшипник чуттєвий до монтажних перекосів і пружних деформацій валів.

Область застосування: важко навантажені опори твердих коротких, валів, що сприймають радіальне й осьове навантаження одночасно.

Геометричні та розрахункові параметри беремо з табл. 15,20 та дотакків 4−12 [8]

Розрахункову довго тривалість підшипника визначають:

де L_h-довго тривалість

nчастота обертання,[об/хв],

щкутова швидкість [рад/сек],

С_г — базова вантажопідйомність [Н],

Р_г — еквівалентне розрахункове динамічне навантаження, що діє на підшипник [Н],

Р =3 для кулькових,

Р =3,33 для роликових, Еквівалентне розрахунково динамічне навантаження в залежності від типу підшипника визначають за формулою:

1. Для кулькових радіальних, радіально-упорних, та роликових радіально-упорних:

F_r — радіальне навантаження на підшипник Н,

F_a -Осьове навантаження Н,

vкоефіцієнт обертання.

v=1.2 зовнішнє кільце,

v=1 внутрішнє кільце, к_б — коефіцієнт безпеки, к_б=1.3,

к_т — температурний коефіцієнт, к_т=1,

x — коефіцієнт радіального навантаження,

y — коефіцієнт осьового навантаження.

Мінімальна довго тривалість підшипника по ГОСТ 16 162– — 78 10 000 год.

год.

6.8 Вибір електромагнітних муфт Для автоматичного перемикання швидкостей у коробці швидкостей ми використовуємо електромагнітні муфти.

В електромагнітних муфтах обертаючий момент передається силами тертя, що виникають на поверхні фрикційних дисків при їхньому стисканні електромагнітом. Найбільш розповсюджені електромагнітні фрикційні та порошкові муфти, а також муфти ковзання (індукційні). Основні переваги електромагнітних муфт: зручність дистанційного й автоматичного керування; швидкодія; можливість точного регулювання моменту, що передається; відсутність неврівноважених сил.

Порівняні властивості названих видів муфт характеризуються наступним чином:

1. Найменшу передаточну можливість має електромагнітні дискові фрикційні муфти, для яких вона складає 0,9. Для порошкових муфт указане відношення в середньому дорівнює 0,75. Для індукційних муфт величина відношення залежить від їх корекції і коливається у межах від 0,2 до 0,9.

2. По швидкодії електромагнітні багатодискові фрикційні і порошкові муфти розрізняються несуттєво. Їх час вмикання коливається у межах 0,03 — 0,25 с, а час відхилення — у межах 0,01 — 0,35 с; індукційні муфти в цієї групі найменш швидкодійні.

Ми використовуємо електромагнітні дискові фрикційні муфти. В електромагнітних дискових муфтах зціплення фрикційних дисків, що зв’язують ведому та ведучу частини муфти, відбувається під дією сил електромагніта, які виникають при пропусканні току через обмотку збудження. Муфти є в основному зціпленні, тому мають запобіжні властивості.

Недоліком електромагнітних дискових фрикційних муфт є збільшення часу вимикання муфти із-за залишкового магнетизму і наявності масляної плівки на дисках, із-за чого необхідне встановлення пружин для розводу дисків.

Електромагнітні багатодискові муфти виконують з винесеними дисками і з магніто провідними дисками.

Ми використовуємо муфти з магніто провідними дисками. Вони відрізняються від муфт з винесеними дисками більшою компактністю та саморегулюванням при зношенні дисків; працюють у мастилі.

Вибір електромагнітних муфт здійснюється на основі зрівняння максимального крутного моменту на даному валу та номінального крутного моменту, що передається муфтою (табл. 4.21, стор. 234 [7])

6.9 Уточнюючий розрахунок шпинделя При розрахунку шпинделя потрібно перш за все представити розрахункову схему, яка враховувала б характер і координати прикладання сил. Розрахунок шпинделя здійснюється на міцність і на жорсткість. Розрахунок на міцність звичайно виконується як перевірочний розрахунок для тяжко навантажених шпинделів верстатів і зводиться до визначення запасу міцності.

Розрахунок на жорсткість є основним розрахунком і заключається у визначенні величини прогину переднього кінця шпинделя і кута нахилу передньої опори.

При розрахунку на жорсткість шпиндель замінюють в вигляді балки, встановленої на двох опорах. При цьому розрахункова схема в значній мірі залежить від прийнятих підшипників.

Як матеріал шпинделя приймаємо вуглеродисту конструкційну сталь 45. Розглянемо розрахунок шпинделя на прикладі представленої схеми.

Рис. 6.5 Розрахункова схема шпинделя Визначаємо діючі сили :

где P_t -тангенціальна сила, Н,

m — модуль даної групи, мм,

M_кр — обертаючий момент на IV валу, Н•м.

де Р_г — радіальна сила, Н, б — кут контакту, б=20⁰, tg б=0.364

где d_з — діаметр заготівки, d_з= (30−50), мм.

Якщо взяти в якості опор кулькові підшипники качання, то тоді розрахункова схема може бути представлена у вигляді балки на двох ножових опорах.

Рис. 6.6 Розрахункова схема валу

a=86 мм, b=57 мм, l=824 мм.

Будуємо розрахункові схеми з урахуванням площини дії сил (тобто вертикальні та горизонтальні площини).

Вертикальна площина:

1.Будуємо розрахункову схему у вертикальній площині.

Н.

Н.

Будуємо епюру згинаючих моментів у цій площині.

Для цього необхідно визначити згинаючі моменти, що діють в цій площині.

1 ділянка:

0?х₁?b М_из = R_A x₁

При х₁=0, М_из =0 Н мм, х₁=b, M_из =3 565 094,7 Н мм.

11 ділянка:

b?х₂?l М_из = R_A x₁+P_t(x₂ — b)

при х₂=b, M_из =3 565 094,7 Н мм, х₂=l, M_из =17 360 560 Н мм.

111ділянка:

l?х₃?l +a М_из = R_A x₁+P_t(x₂ — b) — R_b(l+a-l)

x₃=l, M_из =17 360 560 Н мм,

x₃=l+a, M_из =0 Н мм.

Рис. 6.7 Епюра згинаючих моментів вертикальної площини Горизонтальна площина

2.Будуємо розрахункову схему у горизонтальній площині.

Н.

Н.

1 ділянка:

0?х₁?b М_из = R_A x₁

При х₁=0, М_из =0 Н мм,

х₁=b, M_из =5 791 074 Н мм.

11 ділянка:

b?х₂?l М_из = R_A x₁+P_r(x₂ — b)

при х₂=b, M_из =5 791 074.66 Н мм, х₂=l, M_из =15 431 963.5 Н мм.

111ділянка

l?х₃?l +a М_из = R_A x₁+P_r(x₃ — b)+R_b

x₃=l, M_из =15 431 963.5 Н мм,

x₃=l+a, M_из =0 Н мм.

Рис. 6.8 Епюра згинаючих моментів у горизонтальній площині

3. Будуємо епюру сумарного згинаючого моменту:

1 ділянка:

0?х₁?b

при х₁=0, М _Уиз = 0 Н мм х₁=b, М _Уиз = 27 768 264 Н мм.

11 ділянка:

b?х₂?l

при х₂=b, М _Уиз = 27 768 264 Н мм, х₂=l, М _Уиз = 8 520 425 156.6 Н мм.

111ділянка:

l?х₃?l +a

x₃=l, М _Уиз = 8 520 425 156.6 Н мм,

x₃=l+a, М _Уиз =0 Н мм.

Рис. 6.9 Епюра згинаючих моментів Визначаємо приведений момент:

при х₂=b, M_пр = 90 450 373Н•мм ,

Визначаємо діаметр шпинделя в самому небезпечному зрізі:

мм, де у_-1 — межа витривалості (для ст.45: у_-1(500…700), Н/мм²).

6.10 Опис конструкції приводу головного руху Привод головного руху — сукупність механізмів, що забезпечує кінематичний зв’язок (передачу руху) від джерела руху до виконавчої ланки, яка виконує головний рух.

Привод головного руху має джерело руху, орган наладки та виконавчу ланку.

У якості джерела руху використовуємо електродвигун.

Виконавчою ланкою, що здійснює головний рух, є шпиндель.

У нашому токарному верстаті головний рух — обертаючий. Головний рух повинен утворюватися з визначеними параметрами, тому сукупність механізмів приводу головного руху обов’язково включає орган наладки.

Орган наладки забезпечує наладку руху виконавчої ланки на задану швидкість.

Для здійснення даного технологічного процесу протягом кожного циклу обробки необхідно зміна швидкостей робочих органів верстата: зміна величини та напрямку руху, вмикання й вимикання руху з подальшим гальмуванням.

Для забезпечення передачі обертаючого моменту від двигуна до коробки швидкостей використовуємо клинопасову передачу.

Для вмикання і вимикання швидкостей ми використовуємо фрикційні електромагнітні муфти, які забезпечують плавність вмикання і можливість вмикати швидкість на ходу.

Для зміни напрямку руху ми використовуємо реверсивний механізм. Реверсивний механізм повинен працювати з мінімальними втратами енергії, особливо при частому реверсированії, затрачувати мінімальний час на реверс при допустимих значеннях інерційного навантаження в механізмі привода.

Якщо необхідно змінювати напрям лише частини кінематичного ланцюга або здійснювати реверс при великих частотах обертання необхідний спеціальний механізм реверсу.

Використання циліндричних зубчатих коліс, де напрям обертання змінюється завдяки наявності в ланцюгу паразитної шестерні, просто по конструкційному оформленню.

При реверсированні швидкохідних валів слід використовувати фрикційні муфти.

На кінці останнього відомого валу знаходиться шпиндельний вузол, який з'єднується зі шпинделем.

7. СИНТЕЗ ЕЛЕКТРОАВТОМАТИКИ Розвиток промислового обладнання іде по шляху підвищення рівня автоматизації операцій, які виконуються, що пред’являє особливі вимоги до електроавтоматики.

Одночасно зі збільшенням об'єму задач, що вирішується, при проектуванні виникають проблеми, пов’язані зі зменшенням розмірів станцій електрообладнання, простотою його наладки, діагностикою несправностей і їх оперативним усуненням, підвищенням надійності роботи.

Ці проблеми призвели до вирішення задачі вирішення функцій електроавтоматики на новому рівні - з використанням програмних методів вирішення.

При синтезі принципових схем керування електроавтоматикою промислових механізмів потребується привести задані умови роботи механізму до вигляду, зручного для аналізу.

Така ж задача виникає при розробці типових схем шифраторів і дешифраторів, лічильників, регістрів тощо.

При розв’язку цієї задачі використовують циклограми і діаграми роботи, оператори стану та подій, карти й таблиці станів, таблиці вмикань. Різноманітність логічних схем пристроїв керування механізми можна поділити на комбінаційні схеми, в яких стан вихідних сигналів залежить тільки від стану вхідних сигналів у даний момент, так і у попередні моменти часу (наприклад, це дешифратори, шифратори, суматори тощо), і на послідовні схеми, в яких стан вихідних сигналів залежить як від стану вхідних сигналів у даний момент, так і у попередні моменти часу, тобто це схеми, які містять елементи пам’яті.

Схеми керування яким-небудь механізмом, наприклад схема керування приводом головного руху верстату або схема керування вибором і зміною інструменту, як правило, є цифровими автоматами, що включають до себе схеми обох виглядів. Аналіз і синтез подібних схем складні, тому в інженерної практиці схему керування доцільно поділять на закінчені пів схеми, які описуються рівняннями алгебри-логіки.

7.1 Синтез релейної схеми керування приводом головного руху через елементи алгебри-логіки У зв’язку з тим, що синтез схем електроавтоматики з використанням апарату алгебри-логіки є універсальним засобом, придатної для будь-якої елементної бази, основні правила розглянемо як для безконтактних, так і для релейних схем.

Правила побудови релейних схем:

Вхідне логічне керування перетворюється до вигляду И, ИЛИ та мінімізується;

прямому значенню логічної перемінної в рівнянні відповідає замикаючий контакт реле (нормально відкритий) у принципової схемі;

інверсному значенню логічної перемінної в рівнянні відповідає контакт реле, що розмикається (нормально закритий);

логічному добутку перемінних відповідає послідовне з'єднання контактів;

логічної сумі перемінних відповідає паралельне з'єднання контактів.

Правила побудови безконтактних схем:

Вхідне логічне рівняння необхідно привести до вигляду, що складається тільки із елементних логічних операцій, які реалізуються елементами вибраної проектувальником елементної бази й мінімізувати;

кожної елементарної логічної операції рівняння у принциповій схемі відповідає елемент, що реалізує цю операцію;

при багаторазовому вході в рівняння однієї елементарної логічної функції в іншу по логічної сумі, добутку або інверсії нарис схеми слід починати від останнього внутрішньго входу та закінчення зовнішньго.

Таблиця 7.1 Елементи релейно-контактних схем

Таблиця 7.2 Елементів безконтактних схем

Здійснимо синтез релейної схеми керування ПГР через елементи алгебри-логіки.

Складаємо рівняння з електросхеми керування К=Р_В+Р_Н

Р_В=Р_Н•(В+Р_В)

Р_Н=Р_В•(Н+Р_В)

Р₁=ВК1•Р₂

Р₂=ВК₂•Р₁,

Р₃=ВК₃•Р₄• Р₅• Р₆ •Р₇

Р₄=ВК₄•Р₃ Р₄ Р₆ Р₇

Р₅=ВК₅•Р₃ Р₄ Р₆ Р₇

Р_б=ВК₆•Р₃ Р₄ Р₅ Р₇

Р₇=ВК₆•Р₃ Р₄ Р₅ Р₆

У=С•(К+Р₁ +Р₂+Р₃+Р₄+Р₅+Р₆+Р₇)

Згідно отриманим рівнянням і відповідно з табл. 7.2 здійснюємо синтез релейної безконтактної схеми Для синтезу релейної схеми управління використовуємо логічні елементи серії ЛА 153, ЛА 154 та ЛА 155. (рис. 7.1).

Рис. 7.1 Синтез схеми керування ПГР

8. КОМПАНОВКА ВЕРСТАТА І ЙОГО ЕКСПЛУАТАЦІЯ Верстат 1К62 має тверду станину коробчатої форми з поперечними П-образними ребрами й посиленими для повздовжнього полозка супорта.

Станина змонтована на двох пустотілих тумбах. У передній тумбі встановлений електродвигун привода верстата, а в задній розташований бак для охолодної рідини.

Задня бабка закріплюється на станині однією рукояткою, однак вона має при цьому також додатковий болтовий затискач, використовуваний при свердлильних і важких токарських роботах.

Для запобігання травмування робітника що сходить або відлітає стружкою верстат оснащений швидковідкидним щитком із прозорим козирком .

Все електроустаткування зосереджене в окремій шафі встановленому за верстатом, із правої його сторони.