Преобразование вращательного движения выходного вала коробки подач в поступательное движение стола происходит с помощью 5

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 n_n (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 åz = 93:

z_1вщ = 93 / 1+1.26 = 41 z_1вд = 93 – 41 = 52 i₁^` = 41 / 52 = 0.788;

z_2вщ = 93 / 1+1.26² = 36 z_2вд = 93 – 36 = 57 i₂^` = 36 / 57 = 0.63;

z_3вщ = 93 / 1+1.26³ = 31 z_3вд = 93 – 31 = 62 i₃^` = 31 /62 = 0.5.

Вторая группа передач åz = 120:

z_4вщ = 120 / 1+1/1.26 = 67 z_4вд = 120 – 67 = 53 i₄^` = 67 / 53 = 1.264;

z_5вщ = 120 / 1+1.26² = 46 z_5вд = 120 – 46 = 74 i₅^` = 46 / 74 = 0.721;

z_6вщ = 120 / 1+1.26⁵ = 29 z_6вд = 120 – 29 = 91 i₆^` = 29 / 91 = 0.318.

Третья группа передач åz = 150:

z_7вщ = 150 / 1+1.1.26³ = 100 z_6вд = 150 – 100 = 50 i₆^` = 100 / 50 = 2;

z_8вщ = 150 / 1+1.26⁶ = 30 z_6вд = 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:

N_эф = P_z * V / 61200, кВт

где P_z – тангенциальная составляющая усилия резания, Н; V – скорость резания, м/мин.

2. Определим скорость резания по формуле:

V = (C_v * D^q/ (T^m * t^x * S^y * B^u * z^p)) * K_v, 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; S_z – подача на один зуб.

K_v = K_mv * K_nv * K_иv,

где K_mv – коэффициент, учитывающий качество обрабатываемого материала, табл.1-4 [1]; K_nv – коэффициент, учитывающий состояние поверхности заготовки, табл.5 [1]; K_иv – коэффициент, учитывающий материал инструмента, табл.6 [1].

Подставляем полученные значения:

K_v = 1 * 1 * 0.9 = 0.9;

V=(700*160^0.17)/(200^0.33*3^0.38*0.18^0.4*160^0.08*26^0.1)*0.9=126 м/мин.

3. Определим частоту вращения шпинделя по формуле:

n = 1000V / pd_max, об/мин

где d_max – 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:

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 * 250⁰) * 1 = 3691 H.

5. Найдем крутящий момент на шпинделе станка по формуле:

M_кр = P_z * D / z.

M_кр = 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 * n₁ * c*d_шп / d_ср * n), кВт

где dср – 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 по формуле:

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*10³ – 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 * 2.4¹ * 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 = 10³ * Ö M_ki / (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 2M_k*K_g*K_h / (y*y₁*K_e*z₁*[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; y₁ = 0.4 ¸0.5 – коэффициент формы; K_e = 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]*R_s) * R_ph,

где s_-1 = 438 H/мм² – предел выносливости; [n] = 1.5 – допустимый коэффициент запаса; Rs = 1.5 – эффективный коэффициент концентрации напряжения; R_ph = 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/[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 = 1/i_n – 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.

P_i = 2M_k / d_шi;

T_i = P_i * tg 20°.

d₆ = 60 мм; d₁₃ = 120 мм.

M_k = 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 – R_bx * AB = 0;

R_bx = 19354 H;

R_ax = P₆ + P₁₃ – R_bx = 9546.6 H;

T₆ * AC – T₁₃ * AD + R_bx * AB = 0;

R_by = 540 H;

R_ay = T₆ – T₁₃ + R_by = 9978 H.

7. Произведем предварительную оценку вала и уточненный расчет на прочность:

s_пр = Ö M_u² + 0.75M_k² / 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, мм³.

M_u = Ö M_x² + M_y², Н*м

где M_x и M_y – максимальные моменты в опасном сечении, Н*м.

M_u = Ö1900² + 546² = 1976 H*м.

W = 0.1 * d³, мм²

где d – диаметр вала, мм.

W = 0.1 * 50³ = 12500 мм³;

s_пр= 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.