Проектирование вертикально-сверлильного станка

/

Кафедра станков

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

на тему: «Проектирование вертикально-сверлильного станка»

Аннотация

Данный курсовой проект был разработан студентом четвертого курса машиностроительного факультета, группы. Было предложено спроектировать вертикально-сверлильный станок, по следующим данным:

— класс точности — нормальный;

— наибольший условный диаметр сверления — 18 мм.;

— наибольший ход шпинделя — 100 мм.;

— материал обрабатываемых изделий — сталь-чугун;

Курсовой проект содержит:

— пояснительную записку, из 29 листов, в которой было рассмотрено:

а) определение основных технических характеристик станка; б) проектирование кинематики станка, выбор компоновки; в) динамические и прочностные расчёты узлов, разрабатываемых конструктивно; г) описание структурной и кинематических схем, настройки станка; д) описание конструкции спроектированных узлов и систем станка;

— графический материал, содержащий четыре листа формата А1: кинематическая схема станка, развёртка привода главного движения, свёртка провода главного движения и коробка подач;

— спецификация привода главного движения;

• Введение 4
• 1. Литературный обзор 5
• 2. Определение основных технических характеристик станка 8
• 3. Синтез и описание кинематической структуры станка 10
• 4. Выбор и описание компоновки станка 11
• 5. Проектирование и описание кинематической схемы станка 14
• 5.1 Проектирование кинематики привода главного движения 14
• 5.2 Проектирование кинематики привода подач 17
• 6. Динамические, прочностные и другие необходимые расчёты проектируемых узлов 22
• 7. Описание конструкции спроектированных узлов 35
• 8. Описание системы смазки спроектированных узлов 36
• 9. Описание системы управления станком 38
• 10. Заключение 40
• Список использованной литературы 41

Современные металлорежущие станки — это высокоразвитые машины, включающие механические, электрические, электронные, гидравлические, пневматические и другие методы осуществления движением и управления циклом.

По конструкции и назначению трудно найти более разнообразные машины, чем металлорежущие станки. На них обрабатывают всевозможные детали — от мельчайших элементов часов и приборов до деталей, размеры которых достигают многих метров (турбины), прокатных станов. На станках обрабатывают и простые цилиндрические, и поверхности, описываемые сложными математическими уравнениями или заданные графически. При этом достигаются высокая точность обработки, измеряемая нередко долями микрометра. На станках обрабатывают детали из сталей и чугунов, из цветных, специальных жаропрочных, мягких твердых и других материалов. Современное станкостроение развивается быстрыми темпами. В решениях правительства по развитию станкостроения особое внимание обращено на опережающее развитие выпуска станков с числовым программным управлением, развитием производства тяжелых и уникальных станков.

Сверлильные станки предназначены для сверления глухих и сквозных отверстий, рассверливания, зенкерования, развертывания, растачивания и нарезания резьбы. Сверлильные станки подразделя-ются на вертикально-сверлильные настольные и наклонные, радиально-сверлильные, для глубокого сверления, центровальные и многошпиндельные.

1. Литературный обзор

Общий вид наиболее распространенного универсального одношпиндельного вертикально-сверлильного станка показан на рис. 1. Станок пред-назначен для работы в основных производственных цехах, а также в условиях единичного и мелкосерийного производства, в ремонтно-механических и инструментальных цехах.

вертикальный сверлильный станок кинематический

Рис. 1 Вертикально-сверлильный станок.

На фундаментной плите 1 смонтирована колонна 3 коробчатой формы. В ее верхней части размещена шпиндельная головка 6, несущая электродвиатель 5 и шпиндель 7 с инструментом 8. На вертикальных направляющих колонны установлена шпиндельная бабка 4, внутри которой размещён механизм подачи, осуществляющий вертикаль-ное перемещение шпинделя. Поднимать и опу-скать шпиндель можно механически и вручную, с помощью штурвала 2. Для установки и закрепления приспособления с обрабатываемыми заготовками имеется стол 9. Его устанавливают на различной высоте, в зависимости от разме-ров обрабатываемых деталей.

Синтез методов и кинематики формообразования поверхностей резанием

Кп+Сл Кп+Cл

Ф_V(В₁) Ф_V(В₁)

Ф_S(П₂) Ф_S(П₂)

Уст (П₃) Уст (П₃)

Кп+Кс

Ф_V(В₁)

Ф_S(П₂)

Уст (П₃)

Основные технические характеристики вертикально-сверлильных станков, близких по типоразмеру:

Параметры	2А150	2Г175	2Н175М
Наибольший условный диаметр сверления в стали
Рабочая поверхность стола	500×560	560×630	710×1250
Наибольшее расстояние от торца шпинделя до рабочей поверхности стола
Вылет шпинделя			200−760
Наибольший ход шпинделя		;	;
Наибольшее вертикальное перемещение
сверлильной (револьверной) головки
стола		;	;
Конус Морзе отверстия шпинделя			1,2 или 3
Число скоростей шпинделя
Частота вращения шпинделя об/мин	22−1000	18−800	22−1000
Число подач шпинделя (револьверной головки)
Подача шпинделя (револьверной головки), мм/об	0,05−2,25	0,018−4,5	0,05−2,24
Мощность электродвигателя в кВт	7,0
Габаритные размеры:
длина
ширина
высота
Масса, кг.

В качестве станка-прототипа выбираю вертикально-сверлильный станок 2А150 исходя из анализа его кинематики и технических характеристик.

2. Определение основных технических характеристик станка

1. Выбираем режущий инструмент

Спиральное сверло D_max=18 мм и D_min=3 мм. Материал режущей части быстрорежущая сталь Р6М5.

2. Назначаем режим резания

2.1 Назначаем подачи

S_min=0,1 мм/об

S_mах=1,6 мм/об

2.2 Стойкость инструмента

Т=25 мин

2.3 Определяем допустимую скорость резания

при сверлении

где

Общий поправочный коэффициент на скорость резания, учитывающий фактические условия резания, где

— поправочный коэффициент, учитывающий влияние физико-механических свойств обрабатываемого материала на скорость резания;

— поправочный коэффициент, учитывающий влияние инструментального материала на скорость резания

— коэффициент, учитывающий глубину

3. Синтез и описание кинематической структуры станка

Рис. 2 Структурная схема вертикально-сверлильного станка.

Основным формообразующими движениями при сверлильных операциях являются: главное — вращательное движение В1 и движение подачи П2 шпинделя станка. Кинематические цепи, осуществляющие эти движения, имеют самостоятельные органы настройки i_v и i_s, посредством которых устанавливается необходимая скорость вращения инструмента и его подача.

Вращение шпинделя осуществляется по цепи: от электродвигателя М по коробки скоростей i_v, которая обеспечивает 12 частот вращения, передаётся на шпиндель 2. (Мi_v-2)

Подача осуществляется по цепи: от электродвигателя М через коробку скоростей i_v, через коробку подач i_s, которая обеспечивает 9 подач, вращение сообщается реечному колесу К, которое передаёт вращение на пиноль шпинделя с рейкой t. (Мi_v-1- i_s-К-t)

4. Выбор и описание компоновки станка

Компоновка станка в значительной степени влияет на технико-экономические показатели. От компоновки зависит: жёсткость конструкции; тепловой баланс и температурная деформация; универсальность станка и его переналаживаемость; металлоёмкость; трудоёмкость изготовления, сборки; ремонтопригодность.

Рассмотрим три варианта компоновки вертикально-сверлильного станка и выберем один:

Структурная формула данной компоновки: 0ZC_v

Достоинства: жесткая конструкция станины.

Недостаток: ограниченные габариты обрабатываемой детали, трудность в сборки, при износе стола, куда устанавливается деталь, нету возможности замены его, при малых габаритах обрабатываемой детали уменьшается жесткость шпинделя, т.к. увеличивается величина вылета.

Структурная формула данной компоновки: Z0ZC_v

Достоинства: можно производить демонтаж стола, увеличиваются габариты обрабатываемой детали, возможность обеспечение жесткости шпинделя, за счёт подвода обрабатываемой детали к шпинделю.

Недостаток: уменьшается жёсткость из-за стола, а следовательно уменьшается точность позиционирования.

Структурная формула данной компоновки: Z0ZZC_v

Достоинства: можно производить демонтаж стола, простота сборки станка, т.к. коробку скоростей и подач можно собрать отдельно от станины, увеличиваются габариты обрабатываемой детали.

Недостаток: уменьшается жёсткость не только из-за стола, но и из-за возможности перемещать шпиндельный узел, а следовательно уменьшается точность обработки.

1 — деталь; 2 — станина станка; 3 — коробка скоростей и подач; 4 — шпиндель; 5 — стол.

Из рассмотренных вариантов выбираем второй, так как он самый оптимальный по жёсткости и точности.

5. Проектирование и описание кинематической схемы станка

5.1 Проектирование кинематики привода главного движения

Определяем предельный частоты вращения:

Диапазон регулирования R_n частот вращения исполнительного органа

Определяем число ступеней коробки скоростей, при =1,41:

Проверяем возможность осуществления простой мощности станка:

Для прямозубых колес С=8

Значит структура простая. Из множества возможных вариантов порядка расположения и переключения групповых передач выбираем вариант при котором вес и габариты проектируемого привода минимальны.

Проверяем осуществимость принятого варианта структуры привода по диапазону регулирования группы по условию

— принятый вариант осуществим.

Рис. 3 Структурная сетка.

Рис. 4 График частот вращения.

Передаточные отношения принимаем:

Исходя из этого, рассчитываем числа зубьев колёс:

i₁=½ i₂=5/7 i₃=1/1

a₁+b₁=3 a₂+b₂=12 a₃+b₃=2

Наименьшее общее кратное равно 12, т.к. Z_min=18.

Тогда Z₁=20, Z₂=40, Z₃=25, Z₄=35, Z₅=30, Z₆=30

i₄=19/53 i₅=1/1

a₄+b₄=72 a₅+b₅=2

Наименьшее общее кратное равно 72, при условии, что Z_min=18.

Тогда Z₇=19, Z₈=53, Z₉=38, Z₁₀=38

i₆=¼ i₇=2/1

a₆+b₆=5 a₇+b₇=3

Наименьшее общее кратное равно 15, при условии, что Z_min=19.

Тогда Z₁₁=20, Z₁₂=80, Z₁₃=80, Z₁₄=20.

Рис. 5 Кинематическая схема привода.

5.2 Проектирование кинематики привода подач

Диапазон регулирования R_n подач исполнительного органа

Определяем число ступеней коробки подач, при =1,41:

Проверяем возможность осуществления простой мощности станка:

Для прямозубых колес С=8

Значит структура простая.

Из множества возможных вариантов порядка расположения и переключения групповых передач выбираем вариант при котором вес и габариты проектируемого привода минимальны.

Проверяем осуществимость принятого варианта структуры привода по диапазону регулирования группы по условию

— принятый вариант осуществим.

Рис. 6 Структурная сетка привода подач.

Передаточные отношения принимаем:

Исходя из этого, рассчитываем числа зубьев колёс:

i₁=½ i₂=5/7 i₃=1/1

a₁+b₁=3 a₂+b₂=12 a₃+b₃=2

Наименьшее общее кратное равно 12, т.к. Z_min=17.

Тогда Z₁=20, Z₂=40, Z₃=25, Z₄=35, Z₅=30, Z₆=30

i₄=¼ i₅=½ i₆=2/1

a₄+b₄=5 a₅+b₅=3 a₆+b₆=3

Наименьшее общее кратное равно 15, при условии, что Z_min=17.

Тогда Z₇=19, Z₈=76, Z₉=30, Z₁₀=60, Z₁₁=60, Z₁₂=30.

Определяем минимальное значение частоты вращения последнего вращающегося звена в цепи подачи.

где S_min — минимальная подача (значение из стандартного ряда);

S_т.в. — шаг тягового вала;

Определяем минимальное передаточное отношение кинематической цепи подач:

где n₀ — один оборот шпинделя;

Рис. 7 График чисел подач.

6. Динамические, прочностные и другие необходимые расчёты проектируемых узлов

1. Частота вращения на валах

n_I=n_дв=955 мин^-1

n_II=800 мин^-1

n_III-IV=600 мин^-1

n_V=250 мин^-1

Угловые скорости на валах привода

с^-1

с^-1

с^-1

с^-1

Определяем мощности на валах:

Р_I =7000 Вт

Р_II = Р_I· _рем · _под= 7000 · 0,96·0,995 = 6865,6 Вт

Р_III = Р_II· _цил · _под= 6865,6· 0,98·0,995 = 6794,2 Вт

Р_IV = Р_III· _цил · _под=6794,2·0,98 · 0,995 = 6724,7 Вт

Р_V = Р_IV· _цил · _под=6724,7·0,98 · 0,995 = 6557,3 Вт

где з_под=0,99 — КПД пары подшипников

з_цил=0,98 — КПД цилиндрической прямозубой передачи

Определяем передаваемые крутящие моменты:

Т_I=Р_I/щ_I=7000/104,2=67,18 Н•м

Т_II=Р_II/щ_II=6865,6/83,8=81,93 Н•м

Т_III=Р_III/щ_III=6794,2/62,8=108,19 Н•м

Т_IV=Р_IV/щ_IV=6724,7/62,8=107,08 Н•м

Т_V=Р_V/щ_V=6557,3/26,2=250,29 Н•м

2. Расчёт зубчатой передачи

2.1. Материал шестерни: сталь 45; 240 285 НВ; _в=650 850 МПа; _Т=580 МПа; вид термообработки — улучшение.

Материал колеса: сталь 40; 4250 HRC_э; _в=630 780 МПа; _Т=400 МПа; вид термообработки — улучшение.

2.2. Определяем расчётный модуль зацепления

где

k_m=1,4

Y_FS — коэффициент, учитывающий форму зуба и равный 1.

_bd — коэффициент ширины шестерни относительно её ширины и равный 0,8.

k_F коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца и равный 1,2.

k_А коэффициент внешней динамической нагрузки и равный 1.

m=1,87 мм.

Значение m округляется до ближайшей величины в соответствии с ГОСТ 9563–60: m=2 мм.

2.3. Определение размеров передач и колёс.

Определяем размеры венцов колёс:

для передачи Z₁-Z₂

d₁=m•Z₁=2•20=40 мм

d₂=m•Z₂=240=80 мм

Диаметры вершин:

для Z₁-Z₂

d_a1=d₁+2•m=40+2•2=44 мм

d_a2=d₂+2•m=80+2•2=84 мм

Диаметры впадин:

для Z₁-Z₂

d_f1=d₁-2,5•m=40−2,5•2=35 мм

d_f2=d₂-2,5•m=80−2,5•2=75 мм

Ширина венцов колёс:

Принято К_а=495, К_Нв=1,02

Допускаемое напряжение

для колеса МПа

S_н=1,2

МПа Расчётное межосевое расстояние, мм

a_w=0,5(d₂+d₁)=0,5(40+80)=60

Значение а_w округляется до ближайшей величины в соответствии с ГОСТ 2185–66: а_w=60

мм

Принимаем b=15 мм.

тогда ширина шестерни:

b₁=b₂+(3?5)=28?30, принимаем 20 мм.

2.4. Проверка на выносливость по контактным напряжениям

Определяем окружные скорости

для ступени Z₁-Z₂

м/с Удельная расчётная окружная сила:

для ступени Z₁-Z₂

К_Нб=1 — для прямозубой передачи

К_Нв=1,01

Н/мм

Н/мм Расчётные контактные напряжения

_Н=Z_HZ_М

Z_М=175 МПа

Z_H=1,47

_Н=175•1,47 МПа

Условие контактной прочности для Z₁-Z₂ выполняется

Остальные размеры колёс рассчитываются аналогично и записываются в таблицу 1.

Таблица 1. Основные размеры и характеристики зубчатых колёс

Z	Диаметры, мм	Число зубьев колёс	Ширина зубчаты венцов, мм	Отношение b/d
	d	da	df
						0,5
						0,18
						0,4
						0,21
						0,33
						0,25
						0,65
						0,19
						0,32
						0,26
			43,75			0,5
			193,75			0,1
			193,75			0,125
			43,75			0,4

3. Предварительный расчёт валов Для валов выбираем материал: Сталь 40Х ГОСТ 4543–71

Т — крутящий момент, Н•мм

[ф_к] - допускаемое напряжение при кручении, МПа

[ф_к]=20…25

Выходной конец вала электродвигателя d_I=28 мм

мм

Принимаем d_II=25 мм

мм

Принимаем d_III=25 мм

мм

Принимаем d_IV=30 мм

мм

Принимаем d_V=35 мм

Термическая обработка: закалка + высокий отпуск НВ 230 285.

4. Основной расчёт валов

Для проверки возьмём вал IV, на котором размещен блок из двух колёс и два одиночных колеса.

Окружное усилие в зацепление

Н

Н Радиальное усилие в зацеплении

F_r1=107,08•0,36=38,55 Н

F_r2=375,72•0,36=135,26 Н

5. Проектный расчёт вала:

Вычисляем реакции в опорах, А и В в плоскости XOZ

Вычисляем реакции в опорах, А и В в плоскости YOZ

Вычисляем суммарные изгибающие моменты М_из в характерных участках вала М_и=, Н· м с построением эпюры изгибающих моментов М_и. рис. 6.

На рис. 8 представлена эпюра крутящих моментов Т, Н· м, передаваемых валом.

Вычисляем эквивалентные изгибающие моменты М_экв, Н· м в характерных точках

где =_-1и/4· _ои=280/4·480=0,146

Проверяем вал на усталостную прочность

Анализируя линию сечений вала, где приведённые напряжения равны допускаемым, можно сделать вывод, что потенциально слабым сечением вала является сечение с М_и=16,65 Н· м и Т=107,8 Нм.

Выбираем тип концентратора напряжений и выбираем значение коэффициентов концентрации напряжений по изгибу и по кручению

k=2,5; k=1,8

Коэффициент запаса прочности вала по нормальным напряжениям

S=_-1/(_a· k_д)

_-1=280 МПа

_a=_u=M_u· 10³/w

w=· d³/32=3,14·25³/32=1533

_a=_u=16,65· 10³/1533=10,86

k_д=(k/k_d+1/k_f-1)1/k_v

k_d=0,98

k_f=0,89

k_v=1,6

k_д=(2,5/0,98+1/0,89−1)1/1,6 =1,09

S=280/(10,86· 1,09)=23,65

Коэффициент запаса по касательным напряжениям

S=_-1/(_a· k_д+·_m)

_-1=170 МПа

_a=_m=Т· 10³/2w_p

w_p=d³/16=3,14· 25³/16=3068 МПа

_а=_m=107,8· 10³/2·3068=17,57

k_д=(k/k_d+1/k_F-1)1/k_v

k_d=0,98

k_F=0,89

k_v=1,6

k_д=(1,25/0,98+1/0,89−1)1/1,6=0,87

_T=0

S=170/(17,57· 0,87+0)=11,12

Общий запас сопротивления усталости

S=S· S/>S_min=1,5

условие выполняется

Рис. 8 Эпюры изгибающих моментов.

Подбор подшипников качения:

Диаметры шеек вала IV под подшипники были определены в предварительном расчёте валов и приняты d=25 мм.

1. Осевые составляющие от радиальных нагрузок в опорах Б и В, Н для подшипников:

F_{oc б (в)=}е· F_{r б (в)}

F_rб= Н

F_rв= Н

F_{oc б}=0,19· 116,58=22,15 Н

F_{oc в}=0,19· 168,93=32,09 Н

2. Определяем величину и направление результирующей осевой силы,

2.1 Для схемы «в распор» подшипником В, Н осевая нагрузка которого

В этом случае осевая нагрузка для подшипника Б, Н.

F_аб=22,15 Н; F_ав=22,15+32,09=54,24 Н

3.Для каждой опоры определяют соотношение

F_аб/(V· F_rб)=22,15/(1·116,58)=0,19

F_ав/(V· F_rв)=54,24/(1·168,93)=0,32>е, то Х=0,41 и Y=0,87

4. Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка, Н

Р_rб=[X· V·F_rб+Y·F_aб]·k·k_б=[1·1·116,58+1·22,15]·1·1=138,73 Н

Р_rв=[X· V·F_rв+Y·F_aв]k·k_б=[0,41·168,93+0,87·54,24]·1·1=116,45 Н

5. Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка с учётом изменения внешней нагрузки привода, Н

Р_rср=Р_r· k

k=[(T_k/T₁)3(t_k/L_h)]^(1/p); p=3,33

k=9000^1/3,33=15,39;

Р_rср=2135 H

6. Расчётная долговечность работы подшипника, час

L_hрасч=10⁶· (С/Р_rcp)^p/(60·n)=10⁶·(21 000/2135)^3,33/(60·630)=53 530

Исходя из этих расчётов выбираем роликовый радиально-упорный подшипник 7205А и 7206А по ГОСТ 27 365–87.

7. Описание конструкции спроектированных узлов

На верхнем конце шпинделя нарезаны шлицы, которыми он входит внутрь втулки, полу-чая от неё вращение. Нижний участок его смонтирован на подшипниках в пиноли. Конструкция узла такова, что шпиндель, свободно вращаясь, не имеет осевого смещения относительно пиноли. Последняя, получая верти-кальную подачу от реечного колеса, увлекает за собой шпиндель. Когда при сверлении шпиндель перемещается вниз или вверх, возвращаясь в исход-ное положение, шлицевый участок его скользит в шлицах втулки без нарушения кинематической связи. Сила подачи при сверлении воспринимается упорным подшипником, смонтированным в нижней части пиноли, а сама пиноль перемещается в круговых направляющих корпуса шпиндельной бабки.

Нижний конец шпинделя имеет коническое отверстие определенного стандартного размера. В него вводится хвостовик инструмента и удержи-вается там силой трения. Шпиндель имеет отверстие, в которое вводится клин для выталкивания инструмента. В случае необходимости закрепления в шпинделе инструмента различных диаметров с хвостовиками, меньшими размера гнезда, применяют переходные втулки.

8. Описание системы смазки спроектированных узлов

Основное назначения системы смазки коробки скоростей и коробки подач сводится к уменьшению потерь мощности на трение, сохранению точности работы, предотвращению вибрации, снижению интенсивности износа трущихся поверхностей, а также к предохранению их от заедания, задирав и коррозии.

В качестве смазочных материалов для подшипников возможно применение масла индустриального 20 (веретенное 3) или турбинного 30 (турбинное УТ), т.к. диаметры валов под подшипники не превышают 60 мм, а число оборотов составляет 2000 мин^-1.

В качестве смазочных материалов для зубчатых передач применяют жидкие минеральные масла. Выбор сорта минерального масла производится в зависимости от условий работы коробки скоростей и коробки подач, передаваемой мощности, окружной скорости в зацепление, а также температуры масла в картере коробок.

Также значение имеет вязкость, чем она меньше, тем выше окружная скорость т.к. в спроектированной коробке скоростей окружная скорость не превышает 2,5 м/с, то принимаем масло цилиндровое 24 (вискозин).

Кроме вязкости масла на выбор смазки зубчатых колёс большое влияние оказывает его маслянистость — способность образовывать на поверхности трение прочные абсорбированные плёнки с пониженным сопротивление сдвига.

Учёт маслянистости при выборе масла обеспечивает минимальный износ зубчатых передач, т.к. удельное давление при скорости 2,5−5 м/с составляет 1−5 кг/мм², то выбранный сорт масла цилиндровое 24 (вискозин) удовлетворяет нашим условиям.

Все передачи и подшипники, расположенные в общем корпусе, целесообразно обслуживать от одно централизованной системы смазки, что позволяет применить один и тот же смазочный материл.

В спроектированном станке применяем картерную систему смазки, когда масло из общей ванны увлекается и разбрызгивается зубчатыми передачами, образующийся при этом туман смазывает размещённые внутри коробки подшипники и передачи. Кроме того, масло, стекая по стенкам корпуса, также попадает на подшипники качения. Зубчатое колесо, разбрызгивающее масло, не должно быть слишком глубоко погружено в ванну, т.к. излишне высокий уровень заливки масла приводит к потерям мощности и перегреву всей системы. Зубчатые цилиндрические колёса достаточно нагружать в масло наполовину высоты зуба.

9. Описание системы управления станком

Главным движение в станке является вращение шпинделя, которое он получает от электродвигателя мощностью № 7 кВт через клиноременную передачу и коробку скоростей. Вращение шпинделя, с определённой частотой вращения, осуществляется за счёт переключения блоков зубчатых колёс при помощи двух рычагов. Осуществляется принцип управления с предварительным набором скоростей (преселективная система). Первый рычаг осуществляет передвижении первого блока колёс, второй рычаг — двух остальных. Исходя из этого, первый рычаг имеет три положения, второй четыре. И что бы получить необходимую частоту вращения шпинделя необходимо поставить рычаги в определённое положение.

Таблица 2. Управления коробкой скоростей.

Частота вращения шпинделя, об/мин	Положение первого рычага	Положение второго рычага	Зацепление колёс
	I	I	30/30>38/38>80/20
	I	II	25/35>38/38>80/20
	I	II	20/40>38/38>80/20
	I	IV	30/30>19/53>80/20
	II	I	25/35>19/53>80/20
	II	II	20/40>19/53>80/20
	II	III	30/30>38/38>20/80
	II	IV	25/35>38/38>20/80
	III	I	20/40>38/38>20/80
	III	II	30/30>19/53>20/80
	III	III	25/35>19/53>20/80
22,4	III	IV	20/40>19/53>20/80

По такому же принципу осуществляется переключения коробки подач. Она имеет один рычаг, который передвигает два зубчатых колёс.

Таблица 3. Управления коробкой подач.

Подача шпинделя, мм/мин	Положение рычага	Зацепление колёс
1,6	I	1 об.ш.>30/30>60/30>1/52>30/6
1,12	II	1 об.ш.>25/35>60/30>1/52>30/6
0,80	III	1 об.ш.>20/40>60/30>1/52>30/6
0,56	IV	1 об.ш.>30/30>30/60>1/52>30/6
0,40	V	1 об.ш.>25/35>30/60>1/52>30/6
0,28	VI	1 об.ш.>20/40>30/60>1/52>30/6
0,20	VII	1 об.ш.>30/30>19/76>1/52>30/6
0,14	VIII	1 об.ш.>25/35>19/76>1/52>30/6
0,1	IX	1 об.ш.>20/40>19/76>1/52>30/6

Перемещение шпинделя также можно осуществлять в ручную.

Заключение

Вертикально-сверлильные станки классифицируются по основным размерам: наибольшему диаметру обрабатываемого отверстия D.

По точности различают станки нормальной точности — Н, повышенной точности — П, высокой точности — В, особо высокой точности — А, особо точные — С.

Станком-прототипом данного спроектированного станка является вертикально-сверлильный станок модели 2А150.

На спроектированном станке могут выполняться следующие операции:

• сверление глухих, сквозных и ступенчатых отверстий;

• зенкерование отверстий;

• развёртывание отверстий;

• нарезание внутренней резьбы метчиком;

1. Общемашиностроительные нормативы режимов резания для технического нормирования работ по МРС, ч. I и II. Москва. Машиностроение. 1974 г.

2. Данилов В.А."Методические указания к курсовому проекту по курсу МРС", 1977 г.

3. Кузьмин"Конструирование деталей машин"

4. Государственный стандарт ЕСКД.

5. Свирщевский Ю.И."Расчет и конструирование коробок скоростей и подач." 1976 г.

6. Анурьев В.И."Справочник конструктора-машиностроителя". Москва. Машиностроение. 1974 г.

7. Кучер А.М."МРС. Основы конструирования и расчет."Ленинград. 1970 г.

8. Режимы резания металла. Справочник. Москва. 1972 г.