Проектирование вертикально фрезерного станка (стр. 2 из 2)

1. Определяем эффективную мощность станка по формуле:

N_эф= P_z* V / 61200 , кВт

где P_z- тангенциальная составляющая усилия резания, Н

V - скорость резания, м/мин.

2. Определим скорость резания по формуле:

V = ( C_v*D^q/ (T^m* t^x* S^y * B^u* z^p) ) * K_v ,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

S_z - подача на один зуб

K_v = K_mv* K_nv* K_иv ;

где K_mv - коэффициент учитывающий качество обрабатываемого материала , табл.1-4 [1]

K_nv - коэффициент учитывающий состояние поверхности заготовки, табл.5 [1]

K_иv- коэффициент учитывающий материал инструмента, табл.6 [1]

Подставляем полученные значения:

K_v = 1 * 1 * 0.9 = 0.9

V = ( 700 * 160^0.17) / (200^0.33* 3^0.38* 0.18^0.4* 160^0.08* 26^0.1) * 0.9 = 126 м/мин

3. Определим частоту вращения шпинделя по формуле:

n = 1000V / pd_max ,об/мин

где d_max- максимальный диаметр заготовки.

n = 1000 * 125 / p* 160 = 246 об/мин

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

Согласно полученной частоте вращения уточняем скорость резания:

V = p* 160 * 250 / 1000 = 125 м/мин

4. Определим составляющую силы резания - окружную силу по формуле:

P_z = (10C_p* t^x* S_z^y* B^u* z / (D^q* n^w )) * K_mp , H

где значение всех коэффициентов и C_p- табл.41 [1]

K_mp- поправочный коэффициент, табл. 9 [1] = 1

P_z = 10 * 101 * 3^0.88* 0.18^0.75* 160 * 26 / (160^0.87* 250⁰) * 1 = 3691 H

5. Найдем крутящий момент на шпинделе станка по формуле:

M_кр = P_z* D / z * 100 = 3691 * 160 / 200 = 2952.8 H

Подставим вычисленные значения в формулу эффективной мощности:

N_e = 3691 * 125 / 1020 * 60 = 7.54 кВт

6. Определим мощность холостого хода.

N_хл = 4*10^-6* d_cp* (p_n* n₁* c*d_шп / d_ср*n) , кВт

где dср - среднее арифметическое диаметров всех опорных шеек коробки скоростей, мм

d_шп - среднее арифметическое диаметров всех опорных шеек шпинделя, мм

c = 1.5 - коэффициент для подшипников качения.

p_n - количество передач, участвующих в передаче от входного вала к шпинделю.

N_хл = 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.

h_p = h_зуб*h_вчс,

где h - КПД передач и подшипников качения.

h_p= 0.99 * 0.9 = 0.891

8. Определим мощность электродвигателя.

N_дв= (0.8 ¸ 1) * (N_эф / 0.74 + N_x) ; кВт

N_дв = 0.8 (7.54 / 0.74 + 0.5) = 8.6 кВт

По таблице 248[3] выбираем электродвигатель - 132М4 / 1460.

9. Определим коэффициент полезного действия:

N_ст= h_p* (1- N_x / N_дв.ср)

N_ст= 0.74 * ( 1 - 0.5/10) = 0.71

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

M_k = 9740 * N_дв*h / n_p , н*м

где n_p- расчетная частота вращения вала, мин^-1

h - КПД механизма от вала электродвигателя до рассматриваемого вала.

Первый вал:

M_k1 = 9740 * 10 * 0.95 / 1000 = 92.5 H*м

Второй вал:

M_k2 = 9740 * 10 * 0.93 / 500 = 185 H*м

Третий вал:

M_k3 = 9740 * 10 * 0.90 / 160 = 578 H*м

Шпиндель

M_шп = 9740 * 10 * 0.89 / 50 = 1850 H*м

11. Определим тяговое усилие по формуле:

Q = M (P_z + G) +k*P_x , H

где G = 3*10³- вес перемещающихся частей;

M = 0.16 - приведенный коэффициент трения;

K = 1.12 - коэффициент. учитывающий опрокидывающий момент.

P_x- составляющая сила резания, определяется по формулам теории резания [1], H

P_x = (10C_p / 1) * t^x* S_z^y* V^h* K_p

Значения C_p и показателей степеней по табл.12 [1]

P_x = 10 * 150 * 2.4¹* 2.6^0.4* 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:

d_i = 10³*Ö M_ki / (0.2 *[s]_пр) ,мм

где [s]_пр = 3*10⁷- допустимое напряжение 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 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 = ³Ö 2M_k*K_g*K_h / (y*y₁*K_e*z₁*[s]_n) ,мм

где M_k-крутящий момент, н*м

K_g- коэффициент динамической нагрузки (1.05 ¸ 1.17)

K_h- коэффициент неравномерности нагрузки (1.06 ¸ 1.48)

y= 6¸8 - коэффициент ширины

y₁= 0.4 ¸0.5 - коэффициент формы

K_e= 0.01 - коэффициент одновременности зацепления

z₁- число зубьев шестерни

[s]_n- допустимое напряжение на изгиб, находится как:

[s]_n= ((1.3 ¸ 1.6) s_-1 / [n]*R_s ) * R_ph ,

где s_-1 = 438 H/мм² - предел выносливости

[n] = 1.5 - допустимый коэффициент запаса

Rs = 1.5 - эффективный коэффициент концентрации напряжения

R_ph = 1 - коэффициент режима работы.

[s]_n = 1.5 * 438 / 1.5²* 1 = 185 H/мм²

Первая группа зубчатых колес:

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

Вторая группа зубчатых колес:

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

Третяя группа зубчатых колес:

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

3. Определяем межосевое расстояние по формуле:

A = (u+1) *²Ö (340/[s_k])² + M_k / (y_ва* u * R_u) ,мм

где [s_k] = 1100 МПа - допустимое контактное напряжение.

y_ва = 0.16 - коэффициент ширины колеса.

R_n = 1 - коэффициент повышения допустимой нагрузки.

u - передаточное отношение.

u = 1/i_n ;

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 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:

Эпюра моментов.

^{Rax Ray} T_B^{Rbx Rby}

C D

A T₆ P₆ P₁₃ B

300 215 40

^Rax P₆ P₁₃^Rbx

M_x

^Ray T₆ T₁₃^Rby

M_y

M_k = 578 * 10³H*мм

P_i = 2M_k / d_шi

T_i = P_i* tg 20°

d₆ = 60 мм

d₁₃ = 120 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

6. Определим реакции опор:

P₆* AC + P₁₃* AD - R_bx* AB = 0

R_bx = 19354 H

R_ax = P₆ + P₁₃ - R_bx = 9546.6 H

T₆* AC - T₁₃* AD + R_bx* AB = 0

R_by = 540 H

R_ay = T₆ - T₁₃ + R_by = 9978 H

7. Произведем предварительную оценку вала и уточненный расчет на прочность.

s_пр= Ö M_u² + 0.75M_k² / W £ [s]_u = 80 МПа.

где s_пр - приведенное напряжение

M_u- max изгибающий момент в описанном сечении Н*м

W - момент сопротивления изгибу в описанном сечении, мм³

M_u = Ö M_x² + M_y²,н*м

где M_xи M_y-максимальные моменты в опасном сечении, н*м

M_u = Ö 1900² + 546² = 1976 H*м

W = 0.1 * d³ , мм²

где d - диаметр вала, мм

W = 0.1 * 50³ = 12500 мм³

s_пр= Ö1976² + 0.75 * 578 / 12500 = 17.8 = 18 МПа < 80 МПа

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.