Исходныеданные
Тип станка: вертикальнофрезерный
Параметры станка:Приведенный диаметр заготовки
dпр мм 160 Максимальная длина заготовки
Lmax мм 930 Максимальное количество оборотов
nmax
мин-1 2000 Минимальное количество оборотов
nmin
мин-1 40 Продольная подача максимальная
Sп max мм/мин 1600 Продольная подача минимальная
Sп min мм/мин 50 Максимальная глубина резания
tmax мм 3.0 Среднее арифметическое значение диаметров шеек валов
dсmax мм 40 Среднее арифметическое значение диаметра шпинделя
dс min мм 82.5 Количество ступеней оборотов шпинделя
Zn 18 Количество ступеней подач
Zs 16
Кинематическийрасчет привода главного движения со ступенчатым регулированием
1. Определяем диапазонрегулирования чисел оборотов шпинделя по формуле:
Rn = nmax / nmin,
где nmax, nmin– соответственно максимальное и минимальное числа оборотов шпинделя, приведенныев таблице, мин-1.
Rn = 2000 / 40 = 50.
2. Определяем знаменательгеометрического ряда чисел оборотов шпинделя:
lgj = lgRn / Zn – 1,
где Zn – количествоступеней чисел оборотов шпинделя.
lgj = lg50 / 18-1 = 0.0999.
Из приложения 1 выбираемближайшее стандартное значение для j:
j = 1.26.
3. По значению j выбираем стандартный ряд чиселоборотов.2000 1600 1250 1000 800 630 500 400 315 250 200 160 125 100 80 63 50 40
4. На основе имеющихсявеличин Zn и j выбираемоптимальный структурный вариант привода по формуле:
Zn = p1(x1)x p2(x2) x… x pn(xn),
где p1, pn– количество различных передач в каждой группе; x1, xn –характеристика группы передач.
18 = 3(1) x 3(3)x 2(9).
Значения x1, x2,xn для j =1.26 должны удовлетворять условию:
для понижающих передач x1= 6;
для понижающих передач x2= 3.
5. По выбранномуоптимальному структурному варианту привода строим структурную сетку.
Задаемся частотойвращения электродвигателя nдв = 1460 об/мин и строим структурный графикчисел оборотов привода главного движения.
/>
7. Определим передаточноеотношение в каждой группе передач по формуле:
i = j±u,
где j – принятый знаменатель ряда чиселоборотов; u – количество интервалов.
in1= 1000 / 1460 = 0.69;
i1= j-1 = 1.26-1 =0.79;
i2= j-2 = 1.26-2 =0.63;
i3= j-3 = 1.26-3 = 0.5;
i4= j-1 = 1.26-1 =0.79;
i5= j-2 = 1.26-2 =0.63;
i6= j-5 = 1.26-5 =0.32;
i7= j3 = 1.263 = 2;
i8= j-6 = 1.26-6 =0.25.
8. Определяем числозубьев передач и диаметры шкивов клиноременной передачи.
Расчет чисел зубьеввыполняем по стандартной сумме зубьев:
zвщ = åz / 1+(1/j±u);
zвд = åz – zвш.
Первая группа передач åz = 93:
z1вщ = 93 / 1+1.26 = 41 z1вд = 93 – 41 = 52 i1` = 41 / 52 = 0.788;
z2вщ = 93 / 1+1.262 = 36 z2вд = 93 – 36 = 57 i2`= 36 / 57 = 0.63;
z3вщ = 93 / 1+1.263 = 31 z3вд = 93 – 31 = 62 i3`= 31 /62 = 0.5.
Вторая группа передач åz = 120:
z4вщ = 120 / 1+1/1.26 = 67 z4вд = 120 – 67 = 53 i4` = 67 / 53 = 1.264;
z5вщ = 120 / 1+1.262 = 46 z5вд = 120 – 46 = 74 i5`= 46 / 74 = 0.721;
z6вщ = 120 / 1+1.265 = 29 z6вд = 120 – 29 = 91 i6`= 29 / 91 = 0.318.
Третья группа передач åz = 150:
z7вщ = 150 / 1+1.1.263 = 100 z6вд = 150 – 100 = 50 i6` = 100 / 50 = 2;
z8вщ = 150 / 1+1.266 = 30 z6вд = 150 – 30 = 120 i6` = 30 / 120 = 0.25.
9. Определяем фактическиезначения частот вращения шпинделя и относительные погрешности:
Dnдоп = ± (1 – nшп. факт / nшп.станд) * 100% £ ±10(j – 1), %
где Dnдоп – относительнаяпогрешность.
Dnдоп = ± 10 (1.26 – 1) = 2.6 %.
Подставляем значения вформулу фактического значения:
П1ф = 1460 * in1` * i1` * i4` * i7`.
Получаем:
П1ф=1460*0.69*0.79*1.26*2=1991.97DП=1-1991.97/2000*100=0.4%.
Аналогично производимвычисления и с другими значениями, результаты сводим в таблицу.
Пф1
999.954 * i1` * i4` * i7` 1991.97 0.4 %
Пф2
999.954 * i2` * i4` * i7` 1592.26 0.5 %
Пф3
999.954 * i3` * i4` * i7` 1263.94 1.1 %
Пф4
999.954 * i1` * i5` * i7` 978.65 2.1 %
Пф5
999.954 * i2` * i5` * i7` 782.424 2.2 %
Пф6
999.954 * i3` * i5` * i7` 620.97 1.4 %
Пф7
999.954 * i1` * i6` * i7` 501.1 0.2 %
Пф8
999.954 * i2` * i6` * i7` 400.66 0.3 %
Пф9
999.954 * i3` * i6` * i7` 317.98 0.9 %
Пф10
999.954 * i1` * i4` * i8` 248.9 0.2 %
Пф11
999.954 * i2` * i4` * i8` 199.07 0.2 %
Пф12
999.954 * i3` * i4` * i8` 157.99 0.3 %
Пф13
999.954 * i1` * i5` * i8` 122.33 2.1 %
Пф14
999.954 * i2` * i5` * i8` 97.8 2.2 %
Пф15
999.954 * i3` * i5` * i8` 78.6 2.4 %
Пф16
999.954 * i1` * i6` * i8` 62.6 0.5 %
Пф17
999.954 * i2` * i6` * i8` 50.08 0.1 %
Пф18
999.954 * i3` * i6` * i8` 39.8 0.4 %
Таким образом, получаем, навсех ступенях относительную погрешность не превышающую предельно допустимую (2,6%).
Кинематическийрасчет привода подач со ступенчатым регулированием
Расчет привода подачведем аналогично расчету привода главного движения.
1. Диапазон регулированиячастот вращения определим по формуле:
Rn = Smax / Smin.
Rn = = 1600 / 50 = 32.
2. Знаменательгеометрического ряда частот вращения шпинделя:
tgj = lg Rn / zs– 1.
tgj = lg 32 / 15 – 1= 0.1.
Из приложения 1 выбираемближайшее стандартное значение для j:
j = 1.26.
3. Определяем ряд подач(мм/мин):1600 1269.84 1007.81 799.84 634.80 503.81 399.84 317.33 251.85 199.88 158.63 125.9 99.9 79.3 62.94 50
4. Преобразованиевращательного движения выходного вала коробки подач в поступательное движениестола происходит с помощью 5.
5. Для определения частотвращения выходного вала коробки подач nn (мм/об) необходимо каждоезначение ряда подач разделить на передаточное число.
Результаты сводим втаблицу.
266.67 211.64 167.97 133.31 105.8 83.97 66.64 52.89 41.96 33.31 26.44 20.98 16.65 13.22 10.49 8.33
6. Выбираем оптимальнуюструктурную формулу:
16 = 4(1) x 2(4)x 2(8).
7. На основе оптимальноговарианта строим структурную сетку и график частот вращения выходного вала.
/>
8. Определим количествозубьев и передаточное отношение.
Первая группа передач åz = 93:
z1вщ = 93 / 1+1.26 = 41 z1вд = 93 – 41 = 52 i1` = 41 / 52 = 0.788;
z2вщ = 93 / 1+1.262 = 36 z2вд = 93 – 36 = 57 i2`= 36 / 57 = 0.63;
z3вщ = 93 / 1+1.263 = 31 z3вд = 93 – 31 = 62 i3`= 31 /62 = 0.5.
Вторая группа передач åz = 120:
z4вщ = 120 / 1+1/1.26 = 67 z4вд = 120 – 67 = 53 i4` = 67 / 53 = 1.264;
z5вщ = 120 / 1+1.262 = 46 z5вд = 120 – 46 = 74 i5`= 46 / 74 = 0.721;
z6вщ = 120 / 1+1.265 = 29 z6вд = 120 – 29 = 91 i6`= 29 / 91 = 0.318.
Третья группа передач åz = 150:
z7вщ = 150 / 1+1.1.263 = 100 z6вд = 150 – 100 = 50 i6` = 100 / 50 = 2;
z8вщ = 150 / 1+1.266 = 30 z6вд = 150 – 30 = 120 i6` = 30 / 120 = 0.25.
9. Определим фактическиезначения частот вращения выходного вала и относительные погрешности при расчете.Величины заносим в таблицу.
Пф1
999.954 * i1` * i4` * i7` 1991.97 0.4 %
Пф2
999.954 * i2` * i4` * i7` 1592.26 0.5 %
Пф3
999.954 * i3` * i4` * i7` 1263.94 1.1 %
Пф4
999.954 * i1` * i5` * i7` 978.65 2.1 %
Пф5
999.954 * i2` * i5` * i7` 782.424 2.2 %
Пф6
999.954 * i3` * i5` * i7` 620.97 1.4 %
Пф7
999.954 * i1` * i6` * i7` 501.1 0.2 %
Пф8
999.954 * i2` * i6` * i7` 400.66 0.3 %
Пф9
999.954 * i3` * i6` * i7` 317.98 0.9 %
Пф10
999.954 * i1` * i4` * i8` 248.9 0.2 %
Пф11
999.954 * i2` * i4` * i8` 199.07 0.2 %
Пф12
999.954 * i3` * i4` * i8` 157.99 0.3 %
Пф13
999.954 * i1` * i5` * i8` 122.33 2.1 %
Пф14
999.954 * i2` * i5` * i8` 97.8 2.2 %
Пф15
999.954 * i3` * i5` * i8` 78.6 2.4 %
Пф16
999.954 * i1` * i6` * i8` 62.6 0.5 %
Пф17
999.954 * i2` * i6` * i8` 50.08 0.1 %
Пф18
999.954 * i3` * i6` * i8` 39.8 0.4 %
Силовой расчетпривода главного движения
1. Определяем эффективнуюмощность станка по формуле:
Nэф = Pz* V / 61200, кВт
где Pz –тангенциальная составляющая усилия резания, Н; V – скорость резания, м/мин.
2. Определим скоростьрезания по формуле:
V = (Cv * Dq/ (Tm * tx * Sy * Bu * zp)) * Kv, м/мин
где T – стойкость фрезы, минтабл. 40 [1]; C – коэффициент и показатели степеней в табл. 39 [1]; D – диаметробрабатываемой заготовки; B – ширина фрезы; Sz – подача на один зуб.
Kv = Kmv* Knv * Kиv,
где Kmv – коэффициент,учитывающий качество обрабатываемого материала, табл.1-4 [1]; Knv – коэффициент,учитывающий состояние поверхности заготовки, табл.5 [1]; Kиv – коэффициент,учитывающий материал инструмента, табл.6 [1].
Подставляем полученныезначения:
Kv = 1 * 1 * 0.9 = 0.9;
V=(700*1600.17)/(2000.33*30.38*0.180.4*1600.08*260.1)*0.9=126 м/мин.
3. Определим частотувращения шпинделя по формуле:
n = 1000V / pdmax, об/мин
где dmax –максимальный диаметр заготовки.
n = 1000 * 125 / p * 160 = 246 об/мин.
Ближайшее стандартноезначение из ряда чисел оборотов – 250 об/мин.
Согласно полученнойчастоте вращения уточняем скорость резания:
V = p * 160 *250 / 1000 = 125 м/мин.
4. Определим составляющуюсилы резания – окружную силу по формуле:
Pz = (10Cp* tx * Szy * Bu * z / (Dq * nw)) * Kmp, H
где значение всехкоэффициентов и Cp – табл.41 [1]; Kmp – поправочныйкоэффициент, табл. 9 [1] = 1.
Pz = 10 * 101 * 30.88 * 0.180.75 * 160 * 26/ (1600.87 *2500) * 1= 3691 H.
5. Найдем крутящий моментна шпинделе станка по формуле:
Mкр = Pz* D / z.
Mкр = 3691 * 160 / 200 = 2952.8 H.
Подставим вычисленныезначения в формулу эффективной мощности:
Ne = 3691 * 125 / 1020 * 60 = 7.54 кВт.
6. Определим мощностьхолостого хода.
Nхл = 4*10-6 * dcp * (pn * n1 * c*dшп / dср * n), кВт
где dср – среднееарифметическое диаметров всех опорных шеек коробки скоростей, мм; dшп– среднее арифметическое диаметров всех опорных шеек шпинделя, мм; c = 1.5 –коэффициент для подшипников качения; pn – количество передач, участвующихв передаче от входного вала к шпинделю.
Nхл = 4*10-6 * 45 * (3*900+1.5 * 68.4/40 * 380) = 0.6 кВт.
7. Определяем расчетныйКПД привода главного движения и привода подач:
hp = hзуб * hвчс,
где h – КПД передач и подшипников качения.
hp = 0.99 * 0.9 = 0.891.
8. Определим мощностьэлектродвигателя по формуле:
Nдв = (0.8 ¸ 1) * (Nэф / 0.74 + Nx), кВт.
Nдв = 0.8(7.54 / 0.74 + 0.5) = 8.6 кВт.
По таблице 248 [3]выбираем электродвигатель – 132М4 / 1460.
9. Определим коэффициентполезного действия:
Nст = hp * (1 – Nx / Nдв.ср).
Nст = 0.74 * (1 – 0.5/10) = 0.71.
10. Определим крутящиемоменты на каждом валу коробки скоростей по формуле:
Mk = 9740 * Nдв * h / np, Н*м
где np –расчетная частота вращения вала, мин-1; h – КПД механизма от валаэлектродвигателя до рассматриваемого вала.
Первый вал:
Mk1 = 9740 * 10 * 0.95 / 1000 = 92.5 H*м.
Второй вал:
Mk2 = 9740 * 10 * 0.93 / 500 = 185 H*м.
Третий вал:
Mk3 = 9740 * 10 * 0.90 / 160 = 578 H*м.
Шпиндель:
Mшп = 9740 * 10 * 0.89 / 50 = 1850 H*м.
11. Определим тяговоеусилие по формуле:
Q = M (Pz + G)+k*Px, H
где G = 3*103 – вес перемещающихсячастей; M = 0.16 – приведенный коэффициент трения; K = 1.12 – коэффициент, учитывающийопрокидывающий момент; Px – составляющая сила резания, определяетсяпо формулам теории резания [1], H.
Px = (10Cp/ 1) * tx * Szy * Vh * Kp.
Значения Cp ипоказателей степеней по табл.12 [1].
Px = 10 * 150 * 2.41 * 2.60.4 * 80-0.3 * 1 = 3267 H.
Q = 0.16 * (3691 + 3000) + 1.12 * 3267 = 4729.6 H.
Прочностнойрасчет основных элементов привода главного движения
1. Определимпредварительно диаметры всех валов по формуле:
di = 103* Ö Mki / (0.2 *[s]пр),мм
где [s]пр = 3*107 – допустимоенапряжение кручения.
d1 = 103* 3Ö 92/ 0.2*3*107 = 32 мм;
d2 = 103* 3Ö 185/ 0.2*3*107 = 44 мм;
d3 = 103* 3Ö 578/ 0.2*3*107 = 53 мм.
Расчетные значениякаждого вала округляем до ближайшего стандартного значения и получаем:
d1 = 35 мм, d2= 40 мм, d1 = 50 мм.
2. Определим модули групппередач из условия прочности на изгиб:
m = 3Ö 2Mk*Kg*Kh / (y*y1*Ke*z1*[s]n), мм
где Mk –крутящий момент, н*м; Kg– коэффициент динамической нагрузки (1.05 ¸ 1.17); Kh – коэффициент неравномерности нагрузки(1.06 ¸ 1.48); y = 6¸8 – коэффициент ширины; y1= 0.4 ¸0.5 – коэффициент формы; Ke = 0.01 – коэффициент одновременностизацепления; z1 – число зубьев шестерни; [s]n – допустимое напряжениена изгиб, находится как:
[s]n = ((1.3 ¸ 1.6) s-1 / [n]*Rs) * Rph,
где s-1 = 438 H/мм2 – пределвыносливости; [n] = 1.5 – допустимый коэффициент запаса; Rs = 1.5 – эффективный коэффициентконцентрации напряжения; Rph = 1 – коэффициент режима работы.
[s]n = 1.5 * 438 / 1.52 * 1 = 185 H/мм2.
Первая группа зубчатыхколес:
m1 = 3Ö 2*92*1.17*1.48 / (6*0.4*241*185*0.01) = 1.7.
Вторая группа зубчатыхколес:
m2 = 3Ö 2*185*1.17*1.48 / (6*0.4*57*185*0.01) = 2.
Третья группа зубчатыхколес:
m3 = 3Ö 2*578*1.17*1.48 / (6*0.4*62*185*0.01) = 2.3.
3. Определяем межосевоерасстояние по формуле:
A = (u+1) * 2Ö (340/[sk])2 + Mk/ (yва * u * Ru), мм
где [sk] = 1100 МПа – допустимое контактное напряжение; yва = 0.16 – коэффициент ширины колеса; Rn= 1 – коэффициент повышения допустимой нагрузки; u = 1/in –передаточное отношение.
Получаем:
A1 = (2.8 +1) 3Ö (340/1100)2 + 92*103 / 0.16 * 2.8 = 94 мм;
A2 = (2.8 +1) 3Ö (340/1100)2 + 185*103 / 0.16 * 2.8 = 120 мм;
A3 = (2.8 +1) 3Ö (340/1100)2 + 578*103 / 0.16 * 2.8 = 150 мм.
4. Уточним значениямодулей из условия:
m = (0.01 ¸ 0.02)A, мм
m1 = 0.02 * 94 = 1.8 = 2;
m2 = 0.02 * 120 = 2.1 = 2;
m3 = 0.015 * 150 = 2.2 = 2.
5. Проведем уточненныйрасчет валов.
Уточненный расчет валовна прочность производим для третьего вала, как наиболее нагруженного. Построимэпюры крутящих моментов.
Pi = 2Mk / dшi;
Ti = Pi * tg 20°.
d6 = 60 мм; d13 = 120 мм.
Mk = 578 * 103 H*мм.
P6= 2*578*103 / 60 =19266.7 H.
T6= tg20° * 19266.7 = 7012 H.
P13= 2*578*103 / 120 =9634 H.
T13= tg20° * 9634 = 3506 H.
Эпюра моментов
/>
6. Определим реакцииопор:
P6 * AC + P13* AD – Rbx* AB = 0;
Rbx= 19354 H;
Rax= P6 + P13 – Rbx = 9546.6 H;
T6 * AC – T13 * AD + Rbx * AB = 0;
Rby= 540 H;
Ray= T6 – T13 + Rby = 9978 H.
7. Произведемпредварительную оценку вала и уточненный расчет на прочность:
sпр = Ö Mu2 + 0.75Mk2/ W £ [s]u = 80 МПа,
где sпр – приведенное напряжение; Mu– max изгибающий момент в описанном сечении Н*м; W – момент сопротивления изгибу в описанном сечении,мм3.
Mu = Ö Mx2 + My2,Н*м
где Mx и My– максимальные моменты в опасном сечении, Н*м.
Mu = Ö19002 + 5462 =1976 H*м.
W = 0.1 * d3, мм2
где d – диаметр вала, мм.
W = 0.1 * 503 = 12500 мм3;
sпр= Ö19762 + 0.75 * 578 / 12500 = 17.8 = 18 МПа
Списокиспользуемых источников
1. Косилова А.Г. и Мещерякова Р.К. Справочниктехнолога-машиностроителя. Т 2. – М.: Машиностроение, 1985.
2. Ицкович Г.М. и др. Курсовое проектирование деталей машин.– М.: Машиностроение, 1970.
3. Детали машин. Примеры и задачи. / Под общей редакциейНичипорчика С.Н. – М.: Вышэйшая школа, 1981.
4. Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Конструирование узлов и деталеймашин. – М.: Высшая школа, 1985.
5. Гузенков П.Г. Детали машин. – М.: Высшая школа, 1975.