Проектирование вертикально фрезерного станка

Текст:
Исходные данные

Тип станка - вертикально фрезерный.
Параметры:
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 dс max мм 40
Среднее арифметическое значение диаметра шпинделя dс min мм 82.5
Количество ступеней оборотов шпинделя Zn 18
Количество ступеней подач Zs 16
Кинематический расчет привода главного движения со
ступенчатым регулированием.
1. Определяем диапазон регулирования чисел оборотов шпинделя по формуле.
Rn = nmax / nmin ,
где nmax , nmin - соответственно максимальное и минимальное числа оборотов шпинделя
приведенные в таблице, мин-1
Rn = 2000 / 40 = 50
2. Определяем знаменатель геометрического ряда чисел оборотов шпинделя:
lg? = lgRn / Zn - 1
где Zn - количеств ступеней чисел оборотов шпинделя
lg? = lg50 / 18-1 = 0.0999
Из приложения 1 выбираем ближайшее стандартное значение для ?
? = 1.26
3. По значению ? выбираем стандартный ряд чисел оборотов
4. На основе имеющихся величин Zn и ?выбираем оптимальный структурный вариант привода
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 ? = 1.26должны удовлетворять условию
для понижающих передачx1 = 6
для понижающих передачx2 = 3
5.По выбранному оптимальному структурному варианту привода строим структурную сетку.
6.Задаемся частотой вращения электродвигателя nдв = 1460 об/мин и строим структурный
график чисел оборотов привода главного движения.
7. Определим передаточное отношение в каждой группе передач по формуле:
i = ??u
где ? - принятый знаменатель ряда чисел оборотов
u - количество интервалов
in1 = 1000 / 1460 = 0.69
i1 = ?-1 = 1.26-1 = 0.79
i2 = ?-2 = 1.26-2 = 0.63
i3 = ?-3 = 1.26-3 = 0.5
i4 = ?-1 = 1.26-1 = 0.79
i5 = ?-2 = 1.26-2 = 0.63
i6 = ?-5 = 1.26-5 = 0.32
i7 = ?3 = 1.263 = 2
i8 = ?-6 = 1.26-6 = 0.25
8. Определяем число зубьев передач и диаметры шкивов клиноременной передачи
Расчетчисел зубьев выполняем по стандартной сумме зубьев.
zвщ = ?z / 1+(1/??u)
zвд = ?z - zвш
Первая группа передач ?z = 93
z1вщ = 93 / 1+1.26 = 41 z1вд = 93 - 41 = 52 i1` = 41 / 52 = 0.788
z2вщ = 93 / 1+1.262 = 36z2вд = 93 - 36 = 57 i2` = 36 / 57 = 0.63
3вщ = 93 / 1+1.263 = 31 z3вд = 93 - 31 = 62 i3` = 31 /62 = 0.5
Вторая группа передач ?z = 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 ?z = 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 фактические значения частот вращения шпинделя и относительные погрешности

?nдоп = ? (1 - nшп. факт / nшп.станд ) ? 100? ? ? 10(?-1), ?
где ?nдоп - относительная погрешность
?nдоп = ? 10 (1.26 - 1) = 2.6 ?
Подставляя значения формулу фактического значения получаем:
П1ф = 1460 ? in1` ? i1` ? i4` ? i7`
П1ф = 1460 ? 0.69 ? 0.79 ? 1.26 ? 2 = 1991.97 ?П = 1- 1991.97/2000? 100 = 0.4?
Аналогично производим вычисления 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 ?

Такимобразом получаем, на всех ступенях относительную погрешность не превышающую
предельно допустимую (2.6?)
Кинематический расчет привода подач со ступенчатым
регулированием.
Расчет привода подач ведем аналогично расчету привода главного движения.
1. Диапазон регулирования частот вращения
Rn = Smax / Smin = 1600 / 50 = 32
2. Знаменатель геометрического ряда частот вращения шпинделя:
tg? = lg Rn / zs - 1 = lg 32 / 15 = 0.1
Из приложения 1 выбираем ближайшее стандартное значение для ?
? = 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. Преобразование вращательного движения выходного вала коробки подач в поступательное
движение стола происходит с помощью

5. Для определения частот вращения выходного вала коробки подач nn (мм/об) необходимо
каждое значение ряда подач разделить на передаточное число.
Результатысводим в таблицу.
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 оптимальную структурную формулу:
16 = 4(1) x 2(4) x 2(8)
7. На основе оптимального варианта строим структурную сетку и график частот вращения
выходного вала.
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 расчет привода главного движения.

1. Определяемэффективную мощность станка по формуле:

Nэф = Pz ? V / 61200, кВт

гдеPz - тангенциальная составляющая усилия резания, Н
V - скорость резания, м/мин.

2. Определим скорость резания по формуле:

V = ( Cv ? Dq/ (Tm ? tx ? Sy ? Bu ? zp) ) ? Kv ,м/мин

где T - стойкость фрезы, мин табл. 40 [1]
C - коэффициент и показатели степеней в табл. 39 [1]
D - диаметр обрабатываемой 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 полученные значения:

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 частоту вращения шпинделя по формуле:


n = 1000V / ?dmax ,об/мин

где dmax - максимальный диаметр заготовки.

n = 1000 ? 125 / ? ? 160 = 246 об/мин

Ближайшее стандартное значение из ряда чисел оборотов - 250 об/мин.

Согласно полученной частоте вращения уточняем скорость резания:

V = ? ? 160 ? 250 / 1000 = 125 м/мин
4. Определим составляющую силы резания - окружную силу по формуле:

Pz = (10Cp ? tx ? Szy ? Bu ? z / (Dq ? nw )) ? Kmp , H

гдезначение всех коэффициентов и Cp - табл.41 [1]
Kmp - поправочный коэффициент, табл. 9 [1] = 1


Pz = 10 ? 101 ? 30.88 ? 0.180.75 ? 160 ? 26 / (1600.87 ? 2500) ? 1 = 3691 H


5. Найдем крутящий момент на шпинделе станка по формуле:

Mкр = Pz ? D / z ? 100 = 3691 ? 160 / 200 = 2952.8 H


Подставим вычисленные значения в формулу эффективной мощности:

Ne = 3691 ? 125 / 1020 ? 60 = 7.54 кВт


6. Определим мощность холостого хода.

Nхл = 4?10-6 ? dcp ? (pn ? n1 ? c?dшп / dср ? n) , кВт

гдеdср - среднее арифметическое 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, участвующих в передаче от входного вала к шпинделю.

Nхл = 4?10-6 ? 45 ? ( 3?900+1.5 ? 68.4/40 ? 380) = 0.6 кВт


7. Определяем расчетный КПД привода главного движения и привода подач.


?p = ?зуб? ?вчс ,

где ? - КПД передач и подшипников качения.

?p= 0.99 ? 0.9 = 0.891


8. Определим мощность электродвигателя.

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 коэффициент полезного действия:

Nст = ?p ? (1- Nx / Nдв.ср )

Nст = 0.74 ? ( 1 - 0.5/10) = 0.71


10. Определим крутящие моменты на каждом валу коробки скоростей по формуле:


Mk = 9740 ? Nдв ? ? / np, н?м

где np - расчетная частота вращения вала, мин-1
?- КПД механизма от вала электродвигателя до рассматриваемого вала.


Первый вал:
Mk1 = 9740 ? 10 ? 0.95 / 1000 = 92.5 H?м

Второй вал:
Mk2 = 9740 ? 10 ? 0.93 / 500 = 185H?м

Третий вал:
Mk3 = 9740 ? 10 ? 0.90 / 160 = 578H?м

Шпиндель
Mшп = 9740 ? 10 ? 0.89 / 50 = 1850H?м



11. Определим тяговое усилие по формуле:

Q = M (Pz + G) +k?Px, H

гдеG = 3?103 - вес перемещающихся частей;
M = 0.16-приведенный коэффициент трения;
K = 1.12 - коэффициент. учитывающий опрокидывающий момент.
Px -составляющая сила резания, определяется по формулам теории резания [1], H

Px = (10Cp / 1) ? tx ? Szy ? Vh ? Kp

Значения Cp и показателей 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

Прочностной расчет основных элементов привода главного движения.



1. Определим предварительно диаметры всех валов по формуле:

di = 103 ? ? Mki / (0.2 ?[?]пр) ,мм

где[?]пр= 3?107 - допустимое напряжение кручения.

d1 = 103 ? 3? 92/ 0.2?3?107= 32 мм

d2 = 103 ? 3? 185/ 0.2?3?107= 44 мм

d3 = 103 ? 3? 578/ 0.2?3?107= 53 мм


Расчетные значения каждого вала округляем до ближайшего стандартного значения и получаем
d1 = 35 мм, d2 = 40 мм, d1 = 50 мм.


2. Определим модули групп передач из условия прочности на изгиб:


m = 3? 2Mk?Kg?Kh / (??y1?K??z1?[?]n),мм


где Mk - крутящий момент, н?м
Kg - коэффициент динамической нагрузки (1.05 ? 1.17)
Kh - коэффициент неравномерности нагрузки (1.06 ? 1.48)
?= 6?8 - коэффициент ширины
y1 = 0.4 ?0.5 - коэффициент формы
K? = 0.01 - коэффициент одновременности зацепления
z1 - число зубьев шестерни
[?]n - допустимое напряжение на изгиб, находится как:


[?]n = ((1.3 ? 1.6) ?-1 / [n]?R? ) ? Rph ,

где ?-1 = 438 H/мм2 - предел выносливости
[n] = 1.5 - допустимый коэффициент запаса
R? = 1.5 - эффективный коэффициент концентрации напряжения
Rph = 1 - коэффициент режима работы.

[?]n = 1.5 ? 438 / 1.52 ? 1 = 185 H/мм2


Первая группа зубчатых колес:

m1 = 3? 2?92?1.17?1.48 / (6?0.4?241?185?0.01) = 1.7


Вторая группа зубчатых колес:

m2 = 3? 2?185?1.17?1.48 / (6?0.4?57?185?0.01) = 2


Третяя группа зубчатых колес:

m3 = 3? 2?578?1.17?1.48 / (6?0.4?62?185?0.01) = 2.3


3. Определяем межосевое расстояние по формуле:


A = (u+1) ? 2? (340/[?k])2 + Mk / (?ва ? u ? Ru) ,мм

где [?k] = 1100 МПа - допустимое контактное напряжение.
?ва = 0.16 - коэффициент ширины колеса.
Rn = 1 - коэффициент повышения допустимой нагрузки.
u- передаточное отношение.

u = 1/in ;

Получаем:

A1 = (2.8 +1) 3? (340/1100)2 + 92?103 / 0.16 ? 2.8= 94мм

A2 = (2.8 +1) 3? (340/1100)2 + 185?103 / 0.16 ? 2.8= 120мм

A3 = (2.8 +1) 3? (340/1100)2 + 578?103 / 0.16 ? 2.8= 150мм



4. Уточним значения модулей 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 уточненный расчет валов

Уточненный расчет валов на прочность производим для третьего вала, как наиболее
нагруженного. Построим эпюры крутящих моментов:

Mk = 578 ? 103 H?мм

Pi = 2Mk / dшi

Ti = Pi ? tg 20?

d6 = 60мм

d13 = 120 мм

P6 = 2?578?103 / 60 = 19266.7H

T6 = tg20? ? 19266.7= 7012 H


P13 = 2?578?103 / 120 = 9634H

T13 = tg20? ? 9634 = 3506H


6. Определим реакции опор:

P6 ? AC + P13 ? AD - Rbx ? AB = 0

Rbx = 19354 H

Rax = P6 + P13 - Rbx = 9546.6H

T6 ? AC - T13 ? AD + Rbx ? AB = 0

Rby = 540 H

Ray = T6 - T13 + Rby = 9978 H
7. Произведем предварительную оценку вала и уточненный расчет на прочность.
?пр = ? Mu2 + 0.75Mk2 / W? [?]u = 80 МПа.
где ?пр - приведенное напряжение
Mu - max изгибающий момент в описанном сечении Н?м
W - момент сопротивления изгибу в описанном сечении, мм3
Mu = ? Mx2 + My2,н?м
где Mx иMy - максимальные моменты в опасном сечении, н?м
Mu = ? 19002 + 5462= 1976H?м
W = 0.1 ? d3 , мм2
где d - диаметр вала, мм
W = 0.1 ? 503 = 12500мм3
?пр = ?19762 + 0.75 ? 578 / 12500 = 17.8 = 18 МПа < 80МПа>

СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМЫХ ИСТОЧНИКОВ.

1. Косилова А.Г. и Мещерякова Р.К. Справочник технолога-машиностроителя. Том2
-М.: Машиностроение, 1985.
2. Ицкович Г.М. и др. Курсовое проектирование деталей машин.
-М.: Машиностроение, 1970.
3. Детали машин. Примеры и задачи. /Под общей редакцией С.Н.Ничипорчика
-М.: Вышэйшая школа, 1981.
4. Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин.
-М.: Высшая школа, 1985.
5. Гузенков П.Г. Детали машин. -М.: Высшая школа, 1975.