Проектування вертикально фрезерного верстата

Исходные данные.

Тип верстата — вертикально фрезерный.

Параметры:

Наведений діаметр заготівлі dпр мм.

160 Максимальна довжина заготівлі Lmax.

мм 930.

Максимальне кількість оборотів nmax мин-1 2000.

Мінімальна кількість оборотів nmin мин-1 40.

Поздовжня подача максимальна Sп max мм/мин 1600.

Поздовжня подача мінімальна Sп min мм/мин 50.

Максимальна глибина різання tmax мм 3.0.

Середнє арифметичне значення діаметрів шийок валів dс max мм 40.

Середнє арифметичне значення діаметра шпинделя dс min мм 82.5.

Кількість щаблів оборотів шпинделя Zn 18.

Кількість щаблів подач Zs 16.

Кінематичний розрахунок приводу головного рух зі.

східчастим регулированием.

1. Визначаємо діапазон регулювання чисел оборотів шпинделя по формуле.

Rn = nmax / nmin ,.

де nmax, nmin — відповідно максимальне і мінімальну числа оборотів шпинделя.

наведені у таблиці, мин-1.

Rn = 2000 / 40 = 50.

2. Визначаємо знаменник геометричного низки чисел оборотів шпинделя:

lg? = lgRn / Zn — 1.

де Zn — кількостей щаблів чисел оборотів шпинделя.

lg? = lg50 / 18−1 = 0.0999.

З докладання 1 вибираємо найближче стандартне значення для ?

? = 1.26.

3. За значенням? вибираємо стандартний ряд чисел оборотів.

4. За підсумками наявних величин Zn і ?вибираємо оптимальний структурний варіант привода.

Zn = p1(x1) x p2(x2) x … x pn (xn).

де p1, pn — кількість різних передач у кожному группе.

x1,xn — характеристика групи передач.

18 = 3(1) x 3(3) x 2(9).

Значення x1, x2, xn для? = 1.26должны задовольняти условию.

для знижувальних передачx1 = 6.

для знижувальних передачx2 = 3.

5.По обраному оптимальному структурному варіанту приводу будуємо структурну сетку.

6.Задаемся частотою обертання електродвигуна nдв = 1460 об./хв й будуємо структурний.

графік чисел оборотів приводу головного движения.

7. Визначимо передатне ставлення до кожної групі передач по формуле:

і = ??u.

де? — ухвалений знаменник низки чисел оборотов.

u — кількість 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. Визначаємо число зубів передач і діаметри шківів клиноременной передачі.

Расчетчисел зубів виконуємо по стандартної сумі зубьев.

zвщ = ?z / 1+(1/??u).

zвд = ?z — zвш.

Перша група 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.

Друга ж група 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.

Третю групу 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. Визначаємо фактичні значення частот обертання шпинделі і відносні погрешности.

?nдоп =? (1 — nшп. факт / nшп. станд)? 100?? ? 10(?-1), ?

де ?nдоп — відносна погрешность.

?nдоп =? 10 (1.26 — 1) = 2.6 ?

Підставляючи значення формулу фактичного значення 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?

Аналогічно виробляємо обчислення і коїться з іншими значеннями, результати зводимо 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 отримуємо, усім щаблях відносну похибка не перевищує.

гранично допустиму (2.6?).

Кінематичний розрахунок приводу подач зі східчастим.

регулированием.

Розрахунок приводу подач ведемо аналогічно розрахунку приводу головного движения.

1. Діапазон регулювання частот обертання.

Rn = Smax / Smin = 1600 / 50 = 32.

2. Знаменник геометричного низки частот обертання шпинделя:

tg? = lg Rn / zs — 1 = lg 32 / 15 = 0.1.

З докладання 1 вибираємо найближче стандартне значення для ?

? = 1.26.

3. Визначаємо ряд подач (мм/мин).

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.

4. Перетворення обертального руху вихідного валу коробки подач в поступальний.

рух столу твориться з допомогою.

5. Для визначення частот обертання вихідного валу коробки подач nn (мм/об) необхідно.

кожне значення низки подач розділити на передатне 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. Вибираємо оптимальну структурну формулу:

16 = 4(1) x 2(4) x 2(8).

7. За підсумками оптимального варіанта будуємо структурну сітку і графік частот вращения.

вихідного 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 ?

Силовий розрахунок приводу головного движения.

1. Определяемэффективную потужність верстата по формуле:

Nэф = Pz? V / 61 200, кВт.

гдеPz — тангенциальная складова зусилля різання, Н.

V — швидкість різання, м/мин.

2. Визначимо швидкість різання по формуле:

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

де T — стійкість фрези, хв табл. 40 [1].

З — коефіцієнт й економічні показники ступенів в табл. 39 [1].

D — діаметр оброблюваної заготівлі.

Bширина фрезы.

Sz — подача однією зуб.

Kv = Kmv? Knv? Kиv ;

де Kmv — коефіцієнт враховує якість оброблюваного матеріалу, табл.1−4 [1].

Knvкоефіцієнт враховує стан поверхні заготівлі, табл.5 [1].

Kиv — коефіцієнт враховує матеріал інструмента, табл.6 [1].

Підставляємо отримані 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. Визначимо частоту обертання шпинделя по формуле:

n = 1000V / ?dmax, об/мин.

де dmax — максимальний діаметр заготовки.

n = 1000? 125 /? ? 160 = 246 об/мин.

Найближче стандартне значення з низки чисел оборотів — 250 об/мин.

За отриманою частоті обертання уточнюємо швидкість резания:

V =? ? 160? 250 / 1000 = 125 м/мин.

4. Визначимо складову сили різання — окружну силу по формуле:

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

гдезначение всіх коефіцієнтів і Cp — табл.41 [1].

Kmp — поправочний коефіцієнт, табл. 9 [1] = 1.

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

5. Знайдемо крутний момент на шпинделе верстата по формуле:

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

Підставимо обчислені значення формулу ефективної мощности:

Ne = 3691? 125 / 1020? 60 = 7.54 кВт.

6. Визначимо потужність холостого хода.

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

гдеdср — середнє арифметичне діаметрів всіх опорних шийок коробки швидкостей, мм.

dшп — середнє арифметичне діаметрів всіх опорних шийок шпинделя, мм.

з = 1.5 — коефіцієнт для підшипників качения.

pn — кількість передач, що у передачі від вхідного валу до шпинделю.

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

7. Визначаємо розрахунковий ККД приводу головного руху, і приводу подач.

?p = ?зуб? ?вчс ,.

де? — ККД передач і підшипників качения.

?p= 0.99? 0.9 = 0.891.

8. Визначимо потужність электродвигателя.

Nдв = (0.8? 1)? (Nэф / 0.74 + Nx); кВт.

Nдв = 0.8 (7.54 / 0.74 + 0.5) = 8.6 кВт.

По таблиці 248[3] вибираємо електродвигун — 132М4 / 1460.

9. Визначимо коефіцієнт корисної действия:

Nст = ?p? (1- Nx / Nдв. ср).

Nст = 0.74? (1 — 0.5/10) = 0.71.

10. Визначимо крутящие моменти кожному валу коробки швидкостей по формуле:

Mk = 9740? Nдв? ? / np, н? м.

де np — розрахункова частота обертання валу, мин-1.

?- ККД механізму від валу електродвигуна до аналізованого вала.

Перший вал:

Mk1 = 9740? 10? 0.95 / 1000 = 92.5 H? м.

Другий вал:

Mk2 = 9740? 10? 0.93 / 500 = 185H? м.

Третій вал:

Mk3 = 9740? 10? 0.90 / 160 = 578H? м.

Шпиндель.

Mшп = 9740? 10? 0.89 / 50 = 1850H? м.

11. Визначимо тягове зусилля по формуле:

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

гдеG = 3?103 — вагу переміщаються частей;

M = 0.16-приведенный коефіцієнт трения;

K = 1.12 — коефіцієнт. враховує перекидаючий момент.

Pxскладова сила різання, визначається по формулам теорії різання [1], H.

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

Значення Cp і показників ступенів 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 розрахунок основних елементів приводу головного движения.

1. Визначимо попередньо діаметри всіх валів по формуле:

di = 103? ? Mki / (0.2 ?[?]ін), мм.

где[?]пр= 3?107 — дозволене напруга 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.

Розрахункові значення кожного валу округляем до найближчого стандартного значення й получаем.

d1 = 35 мм, d2 = 40 мм, d1 = 50 мм.

2. Визначимо модулі груп передач з умови міцності на изгиб:

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

де Mk — крутний момент, н? м.

Kg — коефіцієнт динамічної навантаження (1.05? 1.17).

Kh — коефіцієнт нерівномірності навантаження (1.06? 1.48).

?= 6?8 — коефіцієнт ширины.

y1 = 0.4 ?0.5 — коефіцієнт формы.

K? = 0.01 — коефіцієнт одночасності зацепления.

z1 — число зубів шестерни.

[?]n — дозволене напруга на вигин, перебуває как:

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

де ?-1 = 438 H/мм2 — межа выносливости.

[n] = 1.5 — припустимий коефіцієнт запаса.

R? = 1.5 — ефективний коефіцієнт концентрації напряжения.

Rph = 1 — коефіцієнт режиму работы.

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

Перша група зубчастих колес:

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

Друга ж група зубчастих колес:

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

Третяя група зубчастих колес:

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

3. Визначаємо межосевое відстань по формуле:

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

де [?k] = 1100 МПа — дозволене контактне напряжение.

?ва = 0.16 — коефіцієнт ширини колеса.

Rn = 1 — коефіцієнт підвищення припустимою нагрузки.

uпередатне отношение.

u = 1/in ;

Получаем:

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

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

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

4. Уточнимо значення модулів з 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. Проведемо уточнений розрахунок валов.

Уточнений розрахунок валів на міцність виробляємо для третього валу, як найбільш.

навантаженого. Побудуємо эпюры крутящих моментов:

Mk = 578? 103 H? мм.

Pi = 2Mk / dшi.

Ti = Pi? tg 20?

d6 = 60 мм.

d13 = 120 мм.

P6 = 2?578?103 / 60 = 19 266.7H.

T6 = tg20?? 19 266.7= 7012 H.

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

T13 = tg20?? 9634 = 3506H.

6. Визначимо реакції опор:

P6? AC + P13? AD — Rbx? AB = 0.

Rbx = 19 354 H.

Rax = P6 + P13 — Rbx = 9546.6H.

T6? AC — T13? AD + Rbx? AB = 0.

Rby = 540 H.

Ray = T6 — T13 + Rby = 9978 H.

7. Зробимо попередню оцінку валу і уточнений розрахунок на прочность.

?ін =? Mu2 + 0.75Mk2 / W? [?]u = 80 МПа.

де ?ін — наведене напряжение.

Mu — max изгибающий той час у описаному сечении Н? м.

W — момент опору вигину у вищеописаному сечении, мм3.

Mu =? Mx2 + My2, н?м.

де Mx иMy — максимальні моменти в небезпечному сечении, н? м.

Mu =? 19 002 + 5462= 1976H? м.

W = 0.1? d3, мм2.

де d — діаметр валу, мм.

W = 0.1? 503 = 12 500 мм³.

?ін = ?19 762 + 0.75? 578 / 12 500 = 17.8 = 18 МПа < 80МПа>

СПИСОК ВИКОРИСТОВУВАНИХ ИСТОЧНИКОВ.

1. Косилова О. Г. і Мещерякова Р. К. Довідник технолога-машиностроителя. Том2.

— М.: Машинобудування, 1985.

2. Ицкович Г. М. та інших. Курсове проектування деталей машин.

— М.: Машинобудування, 1970.

3. Деталі машин. Приклади і завдання. /Під загальною редакцією С. Н. Ничипорчика.

— М.: Вышэйшая школа, 1981.

4. Дунаев П. Ф. Лєліков О. П. Конструювання вузлів і деталей машин.

— М.: Вищу школу, 1985.

5. Гузенков П. Г. Деталі машин. -М.: Вищу школу, 1975.