Проектирование вертикально фрезерного станка

Исходные данные









Тип станка - вертикально фрезерный.





Параметры:







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:



lg = lgRn / Zn - 1 



где Zn - количеств ступеней чисел оборотов шпинделя



lg = lg50 / 18-1 = 0.0999



Из приложения 1 выбираем ближайшее стандартное значение для 



 = 1.26



3. По значению  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   выбираем оптимальный структурный вариант привода



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  = 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 = u



где  - принятый знаменатель ряда чисел оборотов

        u - количество 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. Определяем число зубьев передач и диаметры шкивов клиноременной передачи 

     Расчет  чисел зубьев выполняем по стандартной сумме зубьев.



zвщ = z / 1+(1/u)



zвд = z - zвш 

Первая группа передач z = 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 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



Третья группа 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. Определяем фактические значения частот вращения шпинделя и относительные погрешности



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



где nдоп - относительная погрешность



nдоп =  10 (1.26 - 1) = 2.6 



Подставляя значения формулу фактического значения 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



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 



Rn = Smax / Smin = 1600 / 50 = 32



2. Знаменатель геометрического ряда частот вращения шпинделя:



tg = lg Rn / zs - 1 = lg 32 / 15 = 0.1



Из приложения 1 выбираем ближайшее стандартное значение для 



 = 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. 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.
















												         1600

												         1269



												         1007 (266)



												          799  (211)



												         634   (167)



												         503   (133)

												         399   (105)



												         317   (83)



												         251   (66)



												        199    (52)



												        158    (41)



												        125    (33)

												        99      (26)



												        79      (20)



												        62      (16)



												        50      (133)

												                  (10)



												                   (8)





8. Определим количество зубьев и передаточное отношение.



Первая группа передач z = 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 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



Третья группа 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. Определим фактические значения частот вращения выходного вала и относительные 

     погрешности. полученные 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 / dmax ,об/мин



     где dmax - максимальный диаметр заготовки.



n = 1000  125 /   160 = 246 об/мин



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



Согласно полученной частоте вращения уточняем скорость резания:



V =   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  100 = 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 = 410-6  dcp  (pn  n1  cdшп / 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 = 410-6  45  ( 3900+1.5  68.4/40  380) = 0.6 кВт





7. Определяем расчетный КПД привода главного движения и привода подач.





p = зуб   вчс ,



   где  - КПД передач и подшипников качения.



p  = 0.99  0.9 = 0.891





8. Определим мощность электродвигателя.



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 = p  (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   / np   , нм



      где np - расчетная частота вращения вала, мин-1 

               - КПД механизма от вала электродвигателя до рассматриваемого вала.





Первый вал:

Mk1 = 9740  10  0.95 / 1000 = 92.5 Hм



Второй вал:

Mk2 = 9740  10  0.93 / 500 = 185  Hм



Третий вал:

Mk3 = 9740  10  0.90 / 160 = 578  Hм



Шпиндель

Mшп = 9740  10  0.89 / 50 = 1850  Hм







11. Определим тяговое усилие по формуле:



Q = M (Pz + G) +kPx  , H



      где  G = 3103 - 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   Mki / (0.2 []пр) ,мм



    где  []пр  = 3107 - допустимое напряжение кручения.



d1 = 103  3 92/ 0.23107   = 32 мм



d2 = 103  3 185/ 0.23107   = 44 мм



d3 = 103  3 578/ 0.23107   = 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 = 3 2MkKgKh / (y1Kz1[]n)   ,мм





    где Mk - крутящий момент, нм 

         Kg - коэффициент динамической нагрузки (1.05  1.17)

         Kh - коэффициент неравномерности нагрузки (1.06  1.48)

           = 68 - коэффициент ширины

	  y1 = 0.4 0.5 - коэффициент формы

            K = 0.01 - коэффициент одновременности зацепления  

          z1 - число зубьев шестерни

	  []n - допустимое напряжение на изгиб, находится как:





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



     где -1 = 438 H/мм2 - предел выносливости

            [n] = 1.5 - допустимый коэффициент запаса

             R = 1.5 - эффективный коэффициент концентрации напряжения

             Rph = 1 - коэффициент режима работы.



[]n = 1.5  438 / 1.52  1 = 185 H/мм2





Первая группа зубчатых колес:



m1 = 3 2921.171.48 / (60.42411850.01) = 1.7





Вторая группа зубчатых колес:



m2 = 3 21851.171.48 / (60.4571850.01) = 2





Третяя группа зубчатых колес:



m3 = 3 25781.171.48 / (60.4621850.01) = 2.3





3. Определяем межосевое расстояние по формуле:





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



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

            ва = 0.16 - коэффициент ширины колеса.

             Rn = 1 - коэффициент повышения допустимой нагрузки.

              u  - передаточное отношение.



u = 1/in ;



   Получаем:



A1 = (2.8 +1) 3 (340/1100)2 + 92103 / 0.16  2.8  = 94  мм



A2 = (2.8 +1) 3 (340/1100)2 + 185103 / 0.16  2.8  = 120   мм



A3 = (2.8 +1) 3 (340/1100)2 + 578103 / 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 				           TB      Rbx         Rby	

						C			       D

        A	 	      T6      P6		           P13	             B



		     300		     215		 40





		         Rax			  P6			        P13        Rbx



	 







		        Mx









			Ray			   T6			T13 		 Rby 











	        

     My 











Mk = 578  103    Hмм



Pi = 2Mk / dшi 



Ti = Pi  tg 20



d6 = 60  мм



d13 = 120 мм



P6 = 2578103 / 60 = 19266.7  H



T6 = tg20  19266.7  = 7012 H





P13 = 2578103 / 120 = 9634  H



T13 = tg20  9634 = 3506  H





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.



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



           где пр - приведенное напряжение

                   Mu - max изгибающий момент в описанном сечении Нм

                   W - момент сопротивления изгибу в описанном сечении, мм3 



Mu =  Mx2 + My2     ,нм



           где Mx и  My - максимальные моменты в опасном сечении, нм



Mu =  19002 + 5462  = 1976  Hм



W = 0.1  d3 , мм2



           где d - диаметр вала, мм



W = 0.1  503 = 12500   мм3



пр = 19762 + 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.