Исходные данные
Тип станка: вертикально фрезерный
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 | 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:
lgj = lgRn / Zn – 1,
где Zn – количество ступеней чисел оборотов шпинделя.
lgj = lg50 / 18-1 = 0.0999.
Из приложения 1 выбираем ближайшее стандартное значение для j:
j = 1.26.
3. По значению j выбираем стандартный ряд чисел оборотов.
2000 | 1600 | 1250 | 1000 | 800 | 630 | 500 | 400 | 315 |
250 | 200 | 160 | 125 | 100 | 80 | 63 | 50 | 40 |
4. На основе имеющихся величин Zn и j выбираем оптимальный 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 выбранному оптимальному структурному варианту привода строим структурную сетку.
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 = j±u,
где j – принятый знаменатель ряда чисел оборотов; 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 число зубьев передач и диаметры шкивов клиноременной передачи.
Расчет чисел зубьев выполняем по стандартной сумме зубьев:
zвщ = еz / 1+(1/j±u);
zвд = еz – zвш.
Первая группа передач еz = 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 еz = 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 еz = 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:
Dnдоп = ± (1 – nшп. факт / nшп. станд) * 100% Ј ± 10(j – 1), %
где Dnдоп – относительная погрешность.
Dnдоп = ± 10 (1.26 – 1) = 2.6 %.
Подставляем значения в формулу 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 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 % |
Таким образом, 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 определим по формуле:
Rn = Smax / Smin.
Rn = = 1600 / 50 = 32.
2. Знаменатель геометрического ряда частот вращения шпинделя:
tgj = lg Rn / zs – 1.
tgj = lg 32 / 15 – 1= 0.1.
Из приложения 1 выбираем ближайшее 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. Преобразование вращательного движения выходного вала коробки подач в поступательное движение стола происходит с помощью 5.
5. Для определения частот вращения выходного вала коробки подач nn (мм/об) необходимо каждое значение ряда подач разделить на передаточное число.
Результаты сводим 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.
8. Определим количество зубьев и передаточное отношение.
Первая группа передач еz = 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 еz = 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 еz = 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 фактические значения 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 расчет привода главного движения
1. Определяем эффективную мощность станка по формуле:
Nэф = Pz * V / 61200, кВт
где Pz – 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 / pdmax, об/мин
где dmax – 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:
Pz = (10Cp * tx * Szy * Bu * z / (Dq * nw)) * Kmp, H
где значение 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.
Mкр = 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
где dср – 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:
hp = hзуб * hвчс,
где h – КПД передач и подшипников качения.
hp = 0.99 * 0.9 = 0.891.
8. Определим мощность электродвигателя по формуле:
Nдв = (0.8 ё 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 = hp * (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 * h / np, Н*м
где np – расчетная частота вращения вала, мин-1; h – 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 = 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 тяговое усилие по формуле:
Q = M (Pz + G) +k*Px, H
где G = 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 * Ц Mki / (0.2 *[s]пр), мм
где [s]пр = 3*107 – допустимое напряжение кручения.
d1 = 103 * 3Ц 92/ 0.2*3*107 = 32 мм;
d2 = 103 * 3Ц 185/ 0.2*3*107 = 44 мм;
d3 = 103 * 3Ц 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 = 3Ц 2Mk*Kg*Kh / (y*y1*Ke*z1*[s]n), мм
где Mk – крутящий момент, н*м; Kg – коэффициент динамической нагрузки (1.05 ё 1.17); Kh – коэффициент неравномерности нагрузки (1.06 ё 1.48); y = 6ё8 – коэффициент ширины; y1 = 0.4 ё0.5 – коэффициент формы; Ke = 0.01 – коэффициент одновременности зацепления; z1 – число зубьев шестерни; [s]n – допустимое напряжение на изгиб, находится как:
[s]n = ((1.3 ё 1.6) s-1 / [n]*Rs) * Rph,
где s-1 = 438 H/мм2 – предел выносливости; [n] = 1.5 – допустимый коэффициент запаса; Rs = 1.5 – эффективный коэффициент концентрации напряжения; Rph = 1 – коэффициент режима работы.
[s]n = 1.5 * 438 / 1.52 * 1 = 185 H/мм2.
Первая группа зубчатых колес:
m1 = 3Ц 2*92*1.17*1.48 / (6*0.4*241*185*0.01) = 1.7.
Вторая группа зубчатых колес:
m2 = 3Ц 2*185*1.17*1.48 / (6*0.4*57*185*0.01) = 2.
Третья группа зубчатых колес:
m3 = 3Ц 2*578*1.17*1.48 / (6*0.4*62*185*0.01) = 2.3.
3. Определяем межосевое расстояние по формуле:
A = (u+1) * 2Ц (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) 3Ц (340/1100)2 + 92*103 / 0.16 * 2.8 = 94 мм;
A2 = (2.8 +1) 3Ц (340/1100)2 + 185*103 / 0.16 * 2.8 = 120 мм;
A3 = (2.8 +1) 3Ц (340/1100)2 + 578*103 / 0.16 * 2.8 = 150 мм.
4. Уточним значения модулей из условия:
m = (0.01 ё 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.
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 реакции опор:
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. Произведем предварительную оценку вала и уточненный расчет на прочность:
sпр = Ц Mu2 + 0.75Mk2 / W Ј [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 = Ц Mx2 + My2, Н*м
где Mx и My – максимальные моменты в опасном сечении, Н*м.
Mu = Ц19002 + 5462 = 1976 H*м.
W = 0.1 * d3, мм2
где d – диаметр вала, мм.
W = 0.1 * 503 = 12500 мм3;
sпр = Ц19762 + 0.75 * 578 / 12500 = 17.8 = 18 МПа < 80 МПа.
Список используемых источников
1. Косилова А.Г. и Мещерякова Р.К. Справочник технолога-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 редакцией Ничипорчика С.Н. – 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.