Проектирование вертикально фрезерного станка

Расчет привода подач ведем аналогично расчету привода главного движения. 1. Диапазон регулирования частот вращения R n = S max / S min = 1600 / 50 = 32 2. Знаменатель геометрического ряда частот вращения шпинделя: tg j = lg R n / z s - 1 = lg 32 / 15 = 0.1 Из приложения 1 выбираем ближайшее стандартное значение для j j = 1.26 3. Определяем ряд подач (мм / мин)

Результаты сводим в таблицу.

Первая группа передач z = 93 z 1 вщ = 93 / 1+1.26 = 41 z 1 вд = 93 - 41 = 52 i 1 ` = 41 / 52 = 0.788 z 2 вщ = 93 / 1+1.26 2 = 36 z 2 вд = 93 - 36 = 57 i 2 ` = 36 / 57 = 0.63 z 3 вщ = 93 / 1+1.26 3 = 31 z 3 вд = 93 - 31 = 62 i 3 ` = 31 /62 = 0.5 Вторая группа передач z = 120 z 4 вщ = 120 / 1+1/1.26 = 67 z 4 вд = 120 - 67 = 53 i 4 ` = 67 / 53 = 1.264 z 5 вщ = 120 / 1+1.26 2 = 46 z 5 вд = 120 - 46 = 74 i 5 ` = 46 / 74 = 0.721 z 6 вщ = 120 / 1+1.26 5 = 29 z 6 вд = 120 - 29 = 91 i 6 ` = 29 / 91 = 0.318 Третья группа передач z = 150 z 7 вщ = 150 / 1+ 1. 1.26 3 = 100 z 6 вд = 150 - 100 = 50 i 6 ` = 100 / 50 = 2 z 8 вщ = 150 / 1+1.26 6 = 30 z 6 вд = 150 - 30 = 120 i 6 ` = 30 / 120 = 0.25 9. Определим фактические значения частот вращения выходного вала и относительные погрешности. полученные при расчете величины заносим в таблицу.

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 * 250 0 ) * 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 * n 1 * c * d шп / d ср * n) , кВт где d ср - 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 * 10 3 - 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 * 2.4 1 * 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 = 10 3 * M ki / (0.2 * [ s ] пр ) , мм где [ s ] пр = 3 * 10 7 - допустимое напряжение кручения. d 1 = 10 3 * 3 92/ 0.2 * 3 * 10 7 = 32 мм d 2 = 10 3 * 3 185/ 0.2 * 3 * 10 7 = 44 мм d 3 = 10 3 * 3 578/ 0.2 * 3 * 10 7 = 53 мм Расчетные значения каждого вала округляем до ближайшего стандартного значения и получаем d 1 = 35 мм , d 2 = 40 мм , d 1 = 50 мм . 2. Определим модули групп передач из условия прочности на изгиб: m = 3 2M k * K g * K h / ( y * y 1 * K e * z 1 * [ 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 y 1 = 0.4 0.5 - коэффициент формы K e = 0.01 - коэффициент одновременности зацепления z 1 - 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/ мм 2 - предел выносливости [n] = 1.5 - допустимый коэффициент запаса R s = 1.5 - эффективный коэффициент концентрации напряжения R ph = 1 - коэффициент режима работы. [ s ] n = 1.5 * 438 / 1.5 2 * 1 = 185 H/ мм 2 Первая группа зубчатых колес: m 1 = 3 2 * 92 * 1.17 * 1.48 / (6 * 0.4 * 241 * 185 * 0.01) = 1.7 Вторая группа зубчатых колес: m 2 = 3 2 * 185 * 1.17 * 1.48 / (6 * 0.4 * 57 * 185 * 0.01) = 2 Третяя группа зубчатых колес: m 3 = 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/[ 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: A 1 = (2.8 +1) 3 (340/1100) 2 + 92 * 10 3 / 0.16 * 2.8 = 94 мм A 2 = (2.8 +1) 3 (340/1100) 2 + 185 * 10 3 / 0.16 * 2.8 = 120 мм A 3 = (2.8 +1) 3 (340/1100) 2 + 578 * 10 3 / 0.16 * 2.8 = 150 мм 4. Уточним значения модулей из условия: m = (0.01 0.02)A , мм m 1 = 0.02 * 94 = 1.8 = 2 m 2 = 0.02 * 120 = 2.1 = 2 m 3 = 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 T 6 P 6 P 13 B 300 215 40 Rax P 6 P 13 Rbx M x Ray T 6 T 13 Rby M y M k = 578 * 10 3 H * мм P i = 2M k / d ш i T i = P i * tg 20 ° d 6 = 60 мм d 13 = 120 мм P 6 = 2 * 578 * 10 3 / 60 = 19266.7 H T 6 = tg20 ° * 19266.7 = 7012 H P 13 = 2 * 578 * 10 3 / 120 = 9634 H T 13 = tg20 ° * 9634 = 3506 H 6. Определим реакции опор: P 6 * AC + P 13 * AD - R bx * AB = 0 R bx = 19354 H R ax = P 6 + P 13 - R bx = 9546.6 H T 6 * AC - T 13 * AD + R bx * AB = 0 R by = 540 H R ay = T 6 - T 13 + R by = 9978 H 7. Произведем предварительную оценку вала и уточненный расчет на прочность. s пр = M u 2 + 0.75M k 2 / 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, мм 3 M u = M x 2 + M y 2 , н * м где M x и M y - максимальные моменты в опасном сечении, н * м M u = 1900 2 + 546 2 = 1976 H * м W = 0.1 * d 3 , мм 2 где d - диаметр вала, мм W = 0.1 * 50 3 = 12500 мм 3 s пр = 1976 2 + 0.75 * 578 / 12500 = 17.8 = 18 МПа 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.