Курсовая работа: Расчет вертикально-фрезерного станка

Курсовая работа: Расчет вертикально-фрезерного станка

Исходные данные

Тип станка: вертикально фрезерный

Параметры станка:

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.

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 = 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 фактические значения частот вращения шпинделя и относительные погрешности:

Dnдоп = ± (1 – nшп. факт / nшп. станд) * 100% £ ± 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.

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):

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.

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 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 фактические значения частот вращения выходного вала и относительные погрешности при расчете. Величины заносим в таблицу.

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 ¸ 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 * Ö Mki / (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 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 одновременности зацепления; z1 – число зубьев шестерни; [s]n – допустимое напряжение на изгиб, находится как:

[s]n = ((1.3 ¸ 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 = 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.

Третья 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/[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 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.

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 = 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 < 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.