Широкоуниверсальный фрезерный станок

 

 

- коэффициент на обрабатываемый  материал, определяется по таблицам 1-4 [1, с. 261-263]. - коэффициент на инструментальный материал, определяется по таблице 6 [1, с. 263]. - коэффициент учитывающий глубину сверления определяется по таблице 31 [1, с. 280].

 

 

Тогда

 

 

Число оборотов:

 

 

Крутящий момент и осевую силу рассчитываем по формуле:

 

 

 

Значение коэффициентов  , и показателей степеней приведены в таблице 32 [1, с. 281].

 

Для :

 

Для :

 

Коэффициент, учитывающий фактические условия обработки, в данном случае зависит только от материала заготовки и определяется выражением:

 

 

 

Мощность резания:

 

 

3 Кинематическая структура станка

 

Рисунок 3

 

Э22   Ф_q(В₁)

Ф_s(П₂)

 

4 Варианты компоновки  станка

 

 

Рисунок 4

 

Горизонтальный вариант XZOY/B_h

 

Вертикальный вариант XZOY/

 

5 Кинематический  расчет привода главного движения

 

Варианты кинематических схем с геометрических рядом чисел  оборотов связаны двух основных задач привода: настройки чисел оборотов в пределах заданного диагноза Д, уменьшения (редукций или увлечения ) (мультипликаций) числа оборотов шпинделя.

При проектирований привода  станка необходимо строится, чтобы  при заданном числе Z ступеней частоты вращения шпинделя и заданном  диапазоне регулирования привод имел:

1. минимальные число всех передач;
2. минимальные число групп передач;
3. минимальные габариты;
4. минимальный вес;

 

Зная частоты вращения шпинделей в каждой позиции обработки, проектируем кинематическую схему многошпиндельной коробки. Главное требование к кинематическим цепям – максимально возможно обеспечить совпадение расчетных частот вращения с частотами вращения полученными в результате подбора передаточных отношений. Передаточные отношения (числа зубьев ведущего и ведомого колес) подбираются согласно графикам частот вращения.

Для вычерчивания кинематической схемы принимаем конструктивно модуль для всех зубчатых колес мм, знаменатель ряда частот вращения .

По известным значениям  наибольшей и наименьшей частоты  вращения определяем диапазон регулирования:

 

 

Определяем диапазон регулирования коробки скоростей:

 

 

Число ступеней скорости шпинделя определяем по формуле:

 

 

 

 

Принимаем коробку скоростей:

 

 

 

Тогда

 

Структурная формула  коробки передач будет иметь  вид:

 

 

Рассчитаем все частоты  вращения:

 

 

Для построения графика чисел оборотов необходимо в каждом из соотношений  выбрать одно передаточное число; тогда определяются и все остальные значения. График чисел оборотов строим также в логарифмическом масштабе. Каждому валу отвечаем вертикальная линия графика. Горизонтальные линий имеют отметки чисел оборотов соответствующего вала или шпинделя в пределах от минимального да максимального числа оборотов. Передаточные отношения передач выражаются лучами. Для ускорительной передачи передаточное отношение и  луч направляем вверх, для за медлительной передачи передаточных отношений и луч направляем вниз. При передаточном отношении луч направляется горизонтально.

Выбор передаточных отношений i следует производить так, чтобы их значения не выходили за допускаемые пределы.

 

 

 

Ограничения передаточных отношений предельными значениями применяется во избежание чрезмерно больших диаметров ведомых колес и увеличения по этой причине радиальных габаритов привод

 

На рисунке 5 представлен график частот вращения.

 

 

Рисунок 5

 

По графику частот вращения определяем передаточные отношения:

 

 

 

6 Расчет чисел  зубьев 

 

Число чисел зубьев колес групповых передач обуславливается межцентровым расстояние а, которое остается постоянным для данной группы.

Сумму чисел зубьев определяем по таблице 4.5 [2, с. 101].

 

 

Учитывая передаточные отношения находим числа зубьев каждого колеса по таблице 4.5 [2, с. 101]:

 

 

 

Рисунок 6

 

7 Расчет модулей  зубчатых передач

 

При расчете на прочность  зубьев зубчатых колес рассчитываются модули по контактным напряжениям и по напряжениям изгиба.

Расчет зубчатых передач  для коробок скоростей ведут  для модуля, исходя из прочности по напряжениям изгиба и контактным напряжениям по формулам:

 

Модуль по изгибу:

 

(см)

 

Модуль по контактным напряжениям:

 

(см)

 

Z – число зубьев меньшего зубчатого колеса в группе передач

 

Z = 19

 

- наименьшая частота вращения вала, при которой передается наибольшая установленная мощность

 

= 148 об/мин

 

- мощность

 

 

 

 

- ширина зубчатого колеса

- модуль (предварительно берем  значение модуля, равного 2)

 

 

 

-допускаемое напряжение по  изгибу, определяем по таблице  2.2 [3, с. 12]:

 

 

-допускаемое напряжение по  усталости поверхностных слоев,  определяем по таблице 2.2 [3, с. 12]:

 

 

- коэффициент формы зуба

 

 

 

- динамический коэффициент,  учитывает дополнительные нагрузки, возникающие при входе зубьев  в зацепление, которые возникают в результате удара.

 

 

 

 

- окружная скорость зубчатого колеса.

 

 

 

- межосевое расстояние

 

 

- погрешность окружного шага, определяется в зависимости от  степени точности.

 

 

 

 

 

- коэффициент концентрации, учитывает  распределение эпюры давлений по длине зуба.

 

 

- коэффициент режима работы, учитывает то обстоятельство, что коробка скоростей работает не только при номинальной нагрузке, но и на других режимах.

 

 

 

Тогда рассчитываем модули:

 

 

 см =

=2,3 мм

 

 

 см = 2 мм

 

Берем

 

Рассчитываем диаметры валов:

 

 

 

- допускаемое напряжение при  кручении для валов из среднеуглеродистой стали.

 

 

Тогда диаметр

 

 

 

Проверочный расчет зубчатого  зацепления

При проектировании коробки  предварительно были приняты модуль зубчатого зацепления мм и делительные диаметры зубчатых колес. Ширина зубчатого венца принимается в пределах . Ширину зубчатого венца окончательно принимаем

 

 мм.

 

Для зубчатых колес принимаем  материал сталь 40Х. Вид термической  обработки – улучшение. Твердость 240 НВ.

 

8 Размеры зубчатых  колес

 

Размеры зубчатого колеса

Делительный диаметр  зубчатого колеса 

 

 мм

 

Диаметр окружности вершин зубьев зубчатого колеса

 

 мм

 

Диаметр окружности впадин зубьев зубчатого колеса

 

 мм

 

Размеры зубчатого колеса

Делительный диаметр  зубчатого колеса 

 

 мм

 

Диаметр окружности вершин зубьев зубчатого колеса

 

 мм

 

Диаметр окружности впадин зубьев зубчатого колеса

 

 мм

 

Размеры зубчатого колеса

Делительный диаметр  зубчатого колеса  мм

Диаметр окружности вершин зубьев зубчатого колеса

 

 мм

 

Диаметр окружности впадин зубьев зубчатого колеса

 

 мм

 

Размеры зубчатого колеса

Делительный диаметр  зубчатого колеса 

 

 мм

 

Диаметр окружности вершин зубьев зубчатого колеса

 

 мм

 

Диаметр окружности впадин зубьев зубчатого колеса

 

 мм

 

Размеры зубчатого колеса

Делительный диаметр  зубчатого колеса 

 

 мм

 

Диаметр окружности вершин зубьев зубчатого колеса

 

 мм

 

Диаметр окружности впадин зубьев зубчатого колеса

 

 мм

 

Размеры зубчатого колеса

Делительный диаметр  зубчатого колеса 

 

 мм

 

Диаметр окружности вершин зубьев зубчатого колеса

 

 мм

 

Диаметр окружности впадин зубьев зубчатого колеса

 

 мм

 

9 Определение крутящих моментов на валах привода

 

Крутящий момент на валу электродвигателя определяем по формуле

 

     

 

где N_H – номинальная мощность электродвигателя привода (N_H = 2,2 кВт);

       n_H – номинальное число оборотов в минуту электродвигателя        (n_H = 500мин^-1).

 

 

Крутящий момент на валах  привода определяем по формуле 

 

     

 

где n_I – число оборотов в минуту первого вала привода (n_I = 640 мин^-1);

        - К. П. Д. передач от электродвигателя до первого вала.

 

     

 

- К. П. Д. муфты ( = 0,95);

- К. П. Д. пары подшипников качения ( = 0,99).

 

 

Подставляя найденные  значения , получаем

 

 

Крутящий момент на втором валу привода определяем по формуле

 

     

 

где n_II – число оборотов в минуту второго вала (n_II = 640мин ^-1);

        - К. П. Д. коробки от первого вала до второго вала, включая зубчатую передачу

 

     

 

- К. П. Д. зубчатой передачи ( =0,97).

 

 

Подставляя найденные  значения B (4.4), получаем

 

 

Крутящий момент на третьем  валу привода определяем по формуле 

 

 

где n_III – число оборотов в минуту третьего вала привода ( n_III = 250

мин ^-1);

        - К. П. Д. коробки от первого до третьего вала.

 

 

Подставляя найденные значения в , получаем

 

 

Крутящий момент на четвертом валу привода определяем по формуле

 

 

где n_IV – число оборотов в минуту третьего вала привода (n_IV = 160

мин ^-1)

       - К. П. Д. коробки от третьего до четвертого вала

 

 

Подставляя найденные  значения, получаем

 

 

10 Выбор подшипников проектирующего узла

 

В коробках скоростей  и подач станков общего назначения в качестве опор валов применяются  подшипники значения, так как они  лучше воспринимают различные нагрузки в широком диапазоне скоростей и при частого пусках и остановках. При воздействий на узел только радикальной нагрузки то есть когда вал передает крутящий момент при помощи прямозубых колес применяют радикальные подшипники.

Исходные данные     = 30 мм – диаметр под подшипник, R₁=1176 H, R₂ = 837H,n_ІІІ = 250 мин, режим напряжения – І ( 9,0.83)

Находим эквивалентные  нагрузки

 

 

Где  - коэффициент  эквивалентности  (К_t=0,8 [9, с. 8])

 

1. Предварительные шариковый радикальный подшипник мягкой серий №206
2. Для этих подшипников из табл. 24.10     находим что базовая динамическая грузоподъемность C_r=15,3 kH, а базовая статическая грузоподъемность C_or=10,2kH
3. Находим эквивалентную динамическую радикальную нагрузку

 

     (4.27)

 

Где  V – коэффициент вращения (V = 1[9, c. 83])

        X – коэффициент (X=1 [9, c. 84])

        Y – коэффициент (y=0 [9, c. 83])

        – коэффициент безопасности

        K_T – температурный коэффициент (К_Т=1 [9, c. 84])

 

 

4. Определяем требуемую динамическую грузоподъемность подшипника

 

    (4.28)