Курсовой проект по учебной дисциплине «Расчет и конструирование сапр станочных систем» на тему: «Расчет и проектирования узлов агрегатного сверлильного станка»

скачать МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ УКРАИНЫ ДОНЕЦКИЙ НАЦИОНАЛЬНЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ кафедра Мстанки КУРСОВОЙ ПРОЕКТ по учебной дисциплине «Расчет и конструирование САПР станочных систем» на тему: «Расчет и проектирования узлов агрегатного сверлильного станка» Выполнила: ст.гр.МС-07бс Нестерова М. М. Принял: Молчанов А.Д. Нконтролер: Гусев В.В. Донецк 2008 РЕФЕРАТ Курсовая работа содержит: 26 страниц, 11 рисунков, 4 источника, 4 приложения. Объект исследования – силовая головка агрегатного станка, схват робота.В курсовом проекте выбран электродвигатель, определены мощности, крутящие моменты, частоты вращения каждого вала. Рассчитаны модули для каждой передачи. Определены основные размеры зубчатых колес. Спроектирована передача и проведен расчет наиболее нагруженного вала. Выбраны подшипники качения, а также выбраны и рассчитаны шпоночные соединения. Выполнены чертежи силовой головки, схвата робота, общего вида станочной системы. ^ ПРОИЗВОДСТВО, ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТЬ, АТОМАТИЧЕСКАЯ ЛИНИЯ, СИЛОВАЯ ГОЛОВКА, СХВАТ, АГРЕГАТНЫЙ СТАНОК ЗАДАНИЕ НА КУРСОВОЙ ПРОЕКТ: Спроектировать и расчитать: Силовую головку для сверления отверстий в детали водило. Схват –для цилиндрической детали. СОДЕРЖАНИЕ стр. Введение 1. Расчет силовой головки…………………………………………………………6 1.1 Выбор прототипа силовой головки……………………………………….6 1.2 Расчет силовой головки…………………………………………………...10 1.3 Кинематический расчет силовой головки……………………………….10 1.4 Определение параметров зубчатых колес……………………………….12 1.5 Уточненый расчет вала…………………………………………………...13 1.6 Выбор элементов передающих крутящий момент……………………...15 1.7 Выбор подшипников……………………………………………………....16 2. Расчет схвата…………………………………………………………………….18 2.1 Выбор прототипа схвата………………………………………………….18 2.2 Определение усилий захватывания……………………………………....21 2.3 Описание выбраного схвата………………………………………………23 3. Определение компоновки станка………………………………………………24 Вывод……………………………………………………………………………….25 Перечень используемой литературы……………………………………………..26 ВВЕДЕНИЕ В настоящее время наблюдается тенденция на повышение уровня автоматизации производственных процессов. В производство все более внедряется автоматизированное оборудование, работающее без непосредственного участия человека или значительно облегчающее труд рабочего. Это позволяет значительно сократить трудоемкость производственного процесса, снизить себестоимость выпускаемой продукции, увеличить производительность труда. Поэтому главная задача инженеров—разработка автоматизированного оборудования, расчет его основных узлов и агрегатов, выявление наиболее оптимальных технических решений и внедрение их в производство. Целью данного курсового проекта является разработка силовой головки агрегатного станка, схвата робота. ^ 1.РАСЧЕТ СИЛОВОЙ ГОЛОВКИ. 1.1ВЫБОР ПРОТОТИПА СИЛОВОЙ ГОЛОВОКИ. Силовая головка является самостоятельным узлом агрегатного станка и предназначена для вращения рабочих шпинделей и осуществления продольной подачи инструмента. Силовые головки деляться насамодействующие и несамодействующие. Самодействующие силовые головки имеют встроенный привод для осуществления вращательного движения и движения подачи инструмента. У несамодействующих головок имееться только привод вращения шпинделей, головку устанавливают неподвижно на перемещающемся силовом столе, который имеет привод подачи, нахо­дящийся вне головки. ^ Самодействующие головки могут иметь механический, пневма­тический, гидравлический и пневмогидравлический приводы по­дачи. По номи­нальной мощности на шпинделе они подразделяются на малогабарит­ные (0,08—0,5 кВт), малые (0,15—2,8 кВт) и нормальные (1,6— 30 кВт). Для расширения их технологических возможностей силовые головки можно комплектовать дополнительными унифицированными устройствами и механизмами. Например, расточное приспособле­ние, устанавливаемое отдельно от силовой головки, но приводимое в движение от ее шпинделя и пиноли, обеспечивает большую жест­кость при расточных, обточных работах и работах торцовым инструментом. Механизм двусторонней обработки, предназначенный для расширения технологических возможностей силовой головки пинольного типа, позволяет одновременно с осевой подачей реализо­вать операции сверления, зенкерования, развертывания, нареза­ние резьбы, растачивание поверхностей, расположенных с проти­воположных сторон заготовки. Механизм обратного хода обеспечи­вает сверлильно-расточные операции с противоположной от сило­вой головки стороны. У головки с механической подачей (рис. 1.1) продольная подача осуществляется цилиндрическим кулачком 7 с винтовым пазом, который вращается от электродвигателя 5 через червяч­ную передачу 3—2, сменные зубчатые колеса 4 и червячную пару 1 и 9. Ролик 8 жестко связан с салазками 10 головки и при ее дви­жении остается неподвижным. Положение ролика вместе с ползушкой, к которой он прикреплен, регулируют винтом 6. Го­ловка имеет предохранительную фрикционную муфту 11. Шпиндель 12 вращается через две пары зубчатых колес от электро­двигателя 5. При механическом приводе, чтобы изменить величину подачи, необходимо переставить пару зубчатых колес. Величина подачи, каковы бы ни были температурные условия, постоянна, что в ряде случаев имеет важное значение для качества обработки и стойкости инструмента. Такой привод обладает большими преимуществами и при нарезании резьбы, когда требуется согласовать подачу с числами оборотов шпинделя. Рисунок - 1.1. Схема самодействующей головки с механической подачей Электромеханическая самодействующая головка с подачей ходовым винтом показана на рисунке 1.2 Рисунок - 1.2 Электромеханическая самодействующая силовая головка: а — кинематическая схема; б — общий вид Гамма нормализованых агрегатных самодействующих силовых головок показана на рисунке 1.3. Пневмогидравлический привод несложен по конструкции: в нем отсутствует насосная станция и часть гидроаппаратуры, применяемой в гидравлических подачах. Питание сжатым воздухом производится от цеховой сети. Так как имеющееся масло не проходит через переливные клапаны, как это имеет место в головке во время работы при наличии насоса, температура масла в головке всегда остается постоянной, и поэтому сохраняется стабильность подачи. Отрицательные стороны пневмогидравлической подачи - ограниченная величина развиваемого осевого усилия (практически не более 800 кг, поскольку давление в воздушной сети не превышает 4-5 ат); увеличение диаметра воздушного цилиндра с целью дальнейшего повышения усилия подачи, что влечет за собой увеличение габаритов головки. Рисунок - 1.3. Агрегатные самодействующие силовые головки: а - с гидравлической подачей; б — с плоскокулачковой подачей В качестве прототипа выбрана гидравлическая силовая головка модели 5У4022 ( рис.1.4). Большое распространение в агрегатных станках получили си­ловые головки с гидравлическим приводом. Корпус головки служит резервуаром для масла, которое гидронасосом подаеться в панель управления. Оттуда поступает в наружные трубопроводы для подвода к передней и задней полостям цилиндра. Рисунок 1.4- Силовая головка 5У4022 Перемещение корпуса 3 (рис. 1.4) головки по направляющей плите 19 осуществляется гидроцилиндром 20. Гильза цилиндра крепится к головке, а шток — к направляющей плите. Масло в гилроцилиндр поступает через гидропанель Ю типа 5У4222 от малогабаритного сдвоенного пластинча­того насоса 6 типа Г12-4, вращение которому пере­дается от электродвигателя 9 через зубчатый ре­дуктор и упругую муфту 7. Насос 6 расположен в полости 5 корпуса 3, которая заполняется маслом. Чтобы масло из полости 5 не вытекало через под­шипники приводного вала 2, последний защищен трубой 4 с уплотннтельнымп резиновыми кольцами. Залив масла осуществляется через отверстие, закрытое пробкой 12, через сетчатый фильтр 11. Переключение головки на различные переходы цик­ла осуществляется перемещением распределитель­ного золотника гидропанелн подач 10. Распредели-тельный золотник может перемещаться с помощью кулачков 18, непосредственно воздействующих на рычаг переключения панели (гидравлические упо­ры управления), либо посредством электромагни­тов, включаемых конечными выключателями 16, на которые воздействуют кулачки 15 (электрические упоры управления). Кулачки 15 и 18 соответствен­но расположены в Т-образных пазах планок 14 и 17. Команда на быстрый подвод головки дается включением электромагнита «подвод» гидропанели. Переключение на рабоччю подачу осуществ­ляется гидравлическими упорами управления. Команда на быстрый отвод головки может быть подана как гидравлическими упорами управления. так и включением электромагнита «отвод» гидропанели. Останов головки в исходном положении осу­ществляется гидравлическими упорами управления. Количество и расположения упоров управления зависят от требуемого цикла работы голови. Многошпиндельная коробка 1 крепится к фланцу корпуса головки. Шпиндели приво­дятся во вращение приводным валом 2 через сис­тему зубчатых колес. Смазка направляющих силовых головок осу­ществляется автоматически от клапана смазки в шести точках. Клапан обеспечивает подачу дозированного количества масла к каждой смазываемой точке один раз за 20 ходов головки. Импульс давления на срабатывание кла­пана смазки поступает от гидропанелн во время быстрого подвода головки. Масло для смазки направляющих подается из бачка 13. Масло для смазки зубчатых колес и подшипников редуктора головки подается через от­верстие в корпусе привода из резервуара многошпиндельной коробки, Во время работы головки масло возвращается а шпиндельную коробку по центральной трубе головки. Для предохранения направляющих силовой го­ловки от попадания на трущиеся поверхности грязи и твердых частиц на корпусе головки установлены четыре скребка. В корпусе скребка свободно пере­мешаются резина и войлок, расположенные в спе­циальных обоймах и поджимаемые пружинами к направляющей плите. Скребок крепится винтами к корпусу головки. В силовых головках вертикально­го исполнения детали скребка располагаются в корпусе серьги грузовой цепи. 1.2.Расчет силовой головки Силовую головку проектируем для сверления отверстия диаметром d=8,5мм и глубиной L=28мм Определим режимы обработки и усилия резания Скорость резания определим по формуле: ; где Сv=9,8; D=8,5; q=0,4; y=0,5; m=0,2; T=25; KV=0,9; S=0,2. Отсюда мм/мин. Зная скорость резания найдём частоту вращения по формуле: n==об/мин. Дальше определим осевую силу и крутящий момент по формулам: ; где СP=68; q=1; y=0,7; KP=1,03. ; где См=0,0345; q=2; y=0,8;KM=1. Отсюда Н. Н/мм. ^ 1.3.Кинематический расчёт силовой головки Произведём расчёт эффективной мощности резания по формуле: КВт. Для определения мощности электродвигателя необходимо знать КПД цепи главного движения. Принимаем его в пределах 0,7…0,85.  = 0,8 , кВт. Принимаем электродвигатель с фланцевым креплением модели 4А80В4У3 мощностью Nд=1,5 кВт, синхронная частота вращения n=1415об/мин., масса 56,8 кг. Основные геометрические параметры: d= 22мм; d2= 200мм; d3= 130 мм; d4= 12 мм; d5= 165 мм; h2= 138 мм; l1= 50 мм; l4= 10 мм; L= 320 мм; n= 4 шт. Рисунок 1.5 Электродвигатель Определяем мощность на первом валу: , где - мощность электродвигателя; - КПД подшипников качения; Определяем мощность на втором валу: , где - КПД прямозубой зубчатой передачи, Зная входную и выходную частоту вращения определим число зубьев зубчатой пары силовой головки: . Произведём расчёт модуля зубчатых колёс: где σизг и σпов – допускаемые напряжения на изгиб и по усталости поверхностных слоев, Н/см2. σизг=240 Н/см2, σпов=880 Н/см2. N – мощность на валу рассчитываемой шестерни, кВт n – число оборотов расщитуемой шестерни, об/мин. у – коэффициент формы зуба (при z=20-60 у=0,243-0,268); z – число зубьев шестерни i - передаточное число (принимается i≥1, т. е. для замедляющих передач берется величина обратная передаточному отношению). ψ – коэффициент ширины зубчатого колеса. ψ= где b – ширина шестерни, мм Принимаем ψ=6. k – коэффициент нагрузки который учитывает изменение нагрузки по сравнению с номинальной от действия различных факторов; k=1. Для передачи I – II модуль из условия обеспечения изгибной прочности: мм Из условия обеспечения усталостной прочности поверхностных слоев: мм Принимаем m = 1,5 мм 1.4.Определение параметров зубчатых колёс. К основным параметрам зубчатых колес относятся модуль, межосевое расстояние, ширина зубчатых колес, диаметр делительной окружности, диаметр вершин зубьев и диаметр впадин зубьев. Межосевое расстояние для расчитуемой передачи определяется по формуле: aW= aW= мм Диаметр делительной окружности зубчатых колес определяется по формуле: dwi=mZi dw1=1,5∙30=45мм dw2=1,5∙50=75мм Диметр вершин зубьев : dai= dwi+2m da1=45+2∙1,5=48мм da2=75+2∙1,5=78мм Диаметр впадин зубьев: dfi= dwi-2.5m df1=45-2,5∙1,5=41мм df2=75-2,5∙1,5=71мм Зная коэффициент ширины зубчатого колеса ψ=6, определим ширину зубчатого колеса: bi= ψ∙mi b1=6∙1,5=9мм. ^ Определяем параметры валов: Зная частоты вращения всех валов и мощности на них определяем крутящие моменты на валах. Мкр= Где N – мощность на расчитуемом валу, кВт; n – частота вращения расчитуемого вала, об/мин. МкрI=Н∙м МкрII=Н∙м Диаметры валов определяем по формуле: d= где [τк] – допускаемое касательное напряжение материала вала, МПа. Для материала вала (принимаем сталь 45) для которой [τк] =20 МПа. Расчетный диаметр первого вала: dI=мм Расчетный диаметр второго вала: d2=мм Принимаем следующие диаметры валов: dI=20мм, dII=30мм. 1.5.Уточненный расчет вала: Уточненный расчет выполняем для второго вала так как он является наиболее нагруженным, на втором валу наибольшее значение крутящего момента. Для проверочного расчета строим эпюру нагружения этого вала. Определим силы действующие в зубчатом зацеплении. Определяем окружную силу в зацеплении по формуле: Ft= Определяем радиальную силу: Fr=Fttgα, где α – угол профиля зубьев. α=200 Fr=405∙tg200=147 H Рассмотрим данную расчетную схему вала в двух плоскостях: горизонтальной и вертикальной, в которых действуют радиальная и окружная силы. Рисунок 1.6- Расчетная схема вала. В вертикальной плоскости: В горизонтальной плоскости: Максимальные реакции в опорах (наихудший вариант): Проверяем жесткость вала: , где d – средний диаметр вала = 30. Прогиб в вертикальной плоскости: Прогиб в горизонтальной плоскости: Суммарный максимальный возможный прогиб: Учитывая, что допускаемый прогиб мм, где δ – допуск на размер = 0,015мм (см. чертеж); можно сделать вывод, что вал по своим прочности и жесткости позволяет делать отверстия. 1.6.Выбор элементов передающих крутящий момент К элементам передающим крутящий момент относят детали в соединениях зубчатых колес с валами, передающие крутящий момент. В качестве сединительных элементов в соединении зубчатых колес с валами принимаем шпоночные соединения. Параметры шпонок и шлицев, установленных на валах, имеют следующие значения: На первом валу: bxhxl=6x6x14мм, t1=3,5мм. На втором валу: bxhxl=8x7x18мм, t1=4мм. Шпонки подлежат проверке на смятие, которая проводится по формуле: см =  [см] где Мкр –крутящий момент на валу, принимается согласно таблицы 1.2; d – диаметр вала; h – высота шпонки; lр – рабочая длина шпонки; [см] – допускаемые напряжения смятия для материала шпонки, для стали [см] = 150 МПа. Рабочая длина шпонки определяется по формуле: lр = lшп – b где lшп – длина шпонки; b – ширина шпонки. - для шпонки на первом валу: см = =49,2  150 МПа - для шпонки на втором валу: см = = 36,7  150 МПа Все выбранные шпонки соответствуют условию прочности при проверке на смятие. 1.7 Выбор и расчёт подшипников на выходном валу Для выбора подшипников опор валов определяем диаметры шипов валов, которые определяются по формуле: dш=(0,8…0,9) dв dш=(0,8…0,9) 20=16…18мм. dш=(0,8…0,9) 30=24…27мм. Основным расчетным параметром, определяющим трудоспособность подшипника, является долговечность: , где С – динамическая грузоподъемность, кН (102); Р – приведенная нагрузка, кН: P = (VXR+YA)kбkt, где V – «коэффициент кольца» при вращении внутреннего кольца (1); X, Y – коэффициент приведения (0,4;1,8); R, А – радиальная и осевая нагрузка (405; 1929); kб – коэффициент безопасности (1,2); kt – температурный коэффициент (1,4). ρ – коэффициент формы тел качения (3,33). P=3634,2H; Основываясь на выше изложенные расчеты заключаю, что конические радиально – упорные подшипники средней серии 7205 ГОСТ 27365 – 87 вполне удовлетворяют условию выполнения поставленной задачи. Серия- 27307; d=17 мм; D=40 мм; B=13мм; С=12kH. Серия- 27307; d=25 мм; D=62 мм; B=18мм; С=28kH. ^ 2.Расчет схвата 2.1ВЫБОР ПРОТОТИПА схвата. Схваты роботов осуществляют следующие функции: удер­живают объект манипулирования во время его транспор­тировки; ориентируют объект манипулирования; базируют положение объекта манипулирования относительно манипу­лятора. Следует отметить, что созданы достаточно универ­сальные схваты, имитирующие устройство кисти человека с ее 32 степенями подвижности, однако их применение не­выгодно из-за большой стоимости. В роботах широкое распространение нашли схваты спе­циального назначения, с помощью которых производят за­хват сравнительно небольшой номенклатуры объектов ма­нипулирования. Однако имеющиеся у современных роботов устройства смены схватов в автоматическом режиме обеспе­чивают работу с достаточно разнообразными объектами манипулирования при простоте и низкой стоимости кон­струкции. Схваты удерживают объект манипулирования с по­мощью сил трения, возникающих при кинематическом воз­действии его элементов на объект манипулирования, фикса­ции объекта манипулирования по имеющимся на нем выступам, отверстиям, штифтам, пазам и другим поверхно­стям, которые могут быть использованы в качестве баз, а также электромагнитных сил и вакуума. В большинстве случаев для уменьшения усилий привода схватов применяют комбинацию кинематического, электромагнитного и вакуум­ного воздействия с одновременным использованием для фиксации базовых поверхностей объекта манипулирова­ния. Выбор типа схвата. При выборе типа схвата необходим учитывать множество факторов, основными из которьи являются свойства объекта манипулирования, масса, форм и ее изменение в процессе обработки на технологическом оборудовании, требования к времени захвата и точности удерживания, свойства захватываемой поверхности (твер­дость, хрупкость, намагничиваемость, шероховатость по­верхности и т. д.). Однозначных рекомендаций по выбору типа схвата и его кинематики в общем случае дать невозможно. Конструкция н расчет механических схватов. На рис. 4.17, а — е показаны способы базирования деталей — объек­тов манипулирования. Рассмотрим конструкцию некоторых схватов. На рис. 2.1 показан неуправляемый схват. Неуправ­ляемые схваты выполняют в виде подпружиненных рычагов, упругих валиков и втулок. Разжим таких схватов происхо­дит вследствие контакта скосов, имеющихся на губках, с де­талью при движении робота. Диапазон перемещения губок и масса захватываемых деталей такими схватами огра­ничены. Зажим происходит пружиной 2, прижимающей губку 3 и деталь к губке 1, связанной с кистью робота Рисунок 2.1 Неуправляемый схват. На рис. 2.2 показан клещевой механический схват ры­чажного типа. Характерная особенность схвата — заклинива­ние его рычажной системы при захвате детали, что обеспечивает безопасную работу в случае обрыва питания приводного пневмоцилиндра. Рисунок 2.2- Клещевой механический схват ры­чажного типа. Движение от пневмоци линдра передается ползуну 1, который шарнирно связан с тягами 2. Последние через шарниры 3 воздействуют на рычаги 4, на которых установлены губки 5. Самоторможе-ние рычажной системы схвата обеспечивается за счет угла наклона тяг 2, равного 5...7° при зажиме заготовки. Схват способен с необходимым усилием производить зажим де. тали в ограниченных пределах колебаний ее размеров. Для регулировки перемещения губок служит винт 6, который позволяет перемещать рычаг 7 вокруг шарнира 8. ^ ЗАХВАТНЫЕ УСТРОЙСТВА Рисунок 2.3 Примеры конструкций захватных устройств Проектирование схватов проводят в такой последовательности: Выбирают тип схвата. Определяют усилие захвата. Определяют необходимое перемещение губок схвата. Определяют усилия в кинематических элементах схвата. Выбирают тип привода. Рассчитывают размеры кинематических элементов схвата и его привода. Выбираю механический схват рычажного типа. Так как схват может занимать как вертикальное, так и горизонтальное положение, принимаем способ удерживания заготовки за счет сил трения с базированием призмами. Рисунок 2.4 - Расчетная схема схвата. 2.2. Определение усилия захватывания Усилие удерживания заготовки: , где =25кг.- масса объекта манипулирования, кг; - максимальное ускорение центра масс объекта манипулирования, м/с2. Принимаем м/с2; - коэффициент трения, ; Н, Усилие привода схвата определяют из условия равенства элементарных работ, совершаемых приводом и губками схвата: , откуда . Величину называют передаточным отношением схвата. Для нашего случая . Из конструктивных соображений принимаем мм, мм. Угол определим исходя из максимального перемещения: мм где - ход, необходимый для выхода призмы от поверхности заготовки. ; . Н Диаметр поршня пневмоцилиндра: , где МПа – давление воздуха в пневмосистеме; - к.п.д. схвата и привода: , . мм. Принимаем мм. Ширину губок определяем по контактным напряжениям: , где МПа – модуль упругости материала; МПа (сталь 40Х, термообработка – улучшение, ), тогда мм Принимаем мм. Опасным сечением () губок является сечение, сопрягаемое со штоком пневмоцилиндра, испытывающее изгиб: , где МПа (сталь 40Х – улучшение), тогда мм Принимаем толщину рычага схвата равной 50 мм. Из конструктивных соображений принимаем расстояние между шарнирами мм. Тогда усилие, действующее на шарниры: Н. Диаметр шарниров выбираем исходя из расчета на срез ( МПа – допускаемое напряжение среза для стали 45): мм. Принимаем мм. Проверяем шарниры на смятие ( МПа – допускаемое напряжение смятия для стали 45): МПа. Для заданных параметров схвата при проектировании используем следующие размеры : диаметр шарниров – 50 мм, размеры рычагов – 190х40х60 мм, диаметр пневмоцилиндра – 125 мм. 2.3.Описание расчитаного схвата Манипулятор является исполнительным механизмом ПР и включает в себя следующие основные сборочные единицы: рука (или две руки); механизм подъема и поворота рук; пневмосистема. Рука манипулятора выполнена в виде унифицированной конструкции, предназначенной для захвата, удержания и ориентации в пространстве заготовок, деталей или технологической оснастки массой до 25 кг. Захват и зажим объекта манипулирования производится губками 1, установленными на шарнирах в корпусе, который крепится к фланцу 4, сидящему на шлицевом хвостовике вала 3. Размеры и конфигурации губок могут быть разнообразными в зависимости от формы и массы детали; в случае необходимости допускается замена всего схвата. Зажим и разжим схвата осуществляется сжатым воздухом, который через штуцер 22 и отверстие во втулке 15 подводится во внутреннюю полость валов 17 и 3, а затем поступает в рабочую полость пневмоцилиндра 2. Под давлением воздуха шток-поршень пневмоцилиндра 2 перемещается влево и при помощи закрепленного на штоке водила и рычагов сжимает губки схвата. Разжим схвата происходит под действием пружины при выключении давления воздуха в пневмоцилиндре. 3.^ ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОМПОНОВКИ СТАНКА Заготовка устанавливается на стол, движение вертикальной подачи осуществляет шпиндельный узел силовой головки, закрепленной на направляющих вертикальной колонны станка. Рисунок 3.1 – Компоновка сверлильного станка. Данная компоновка включает стандартные узлы: - силовая головка 5У4034 (1 шт.); - напольный робот(схват). ВЫВОД В данной курсовой работе рассматривался процесс проектирования агрегатных узлов металлорежущего станка для сверления. Поставленная цель работы - спроектировать оптимальную структурно-компоновочную схему агрегатного станка для условий автоматизированного производства детали водило - была полностью достигнута, при этом было выполнено основное требование к проектируемой линии: обеспечена требуемая производительность при наилучших экономических показателях. Курсовая работа включает пояснительную записку, которая содержит все необходимые сведения о проектировании агрегатного станка чертеж агрегатного сверлильного станка и схвата напольного робота. ^ ПЕРЕЧЕНЬ используемой литературы 1. Методичні вказівки до виконання курсової роботи з дисципліни „Теорія проектування автоматизованих верстатних комплексів» (для студентів спеціальності 7.090203) / Укл.: Калафатова Л.П., Молчанов О.Д. – Донецьк: ДонНТУ, 2003. – с 2. Справочник Технолога-машиностроителя. Т. 2 /Под ред. А.Г.Косиловой и Р.К.Мещерякова. - Г.: Машиностроение, 1985. - 656 с.; Справочник Технолога-машиностроителя. Т. 2 /Под ред. А.Г.Косиловой и Р.К.Мещерякова. - Г.: Машиностроение, 1985. - 496 с. 3. Металлорежущие системы машиностроительных производств: учебное пособие / под. ред. Г.Г. Земскова, О.В. Таратынова. – М.: Высш. Шк., 1988. – 464 с. 4. Нормализованные узлы металлорежущих станков. Атлас. – М.: Машиностроение, 1980. – 364 с. Скачать 215,25 Kb. оставить комментарий Нестерова М. М Дата 28.09.2011 Размер 215,25 Kb. Тип Курсовой проект, Образовательные материалы