ПЕРЕЛІК ДИСЦИПЛІН:
  • Адміністративне право
  • Арбітражний процес
  • Архітектура
  • Астрологія
  • Астрономія
  • Банківська справа
  • Безпека життєдіяльності
  • Біографії
  • Біологія
  • Біологія і хімія
  • Ботаніка та сільське гос-во
  • Бухгалтерський облік і аудит
  • Валютні відносини
  • Ветеринарія
  • Військова кафедра
  • Географія
  • Геодезія
  • Геологія
  • Етика
  • Держава і право
  • Цивільне право і процес
  • Діловодство
  • Гроші та кредит
  • Природничі науки
  • Журналістика
  • Екологія
  • Видавнича справа та поліграфія
  • Інвестиції
  • Іноземна мова
  • Інформатика
  • Інформатика, програмування
  • Історичні особистості
  • Історія
  • Історія техніки
  • Кибернетика
  • Комунікації і зв'язок
  • Комп'ютерні науки
  • Косметологія
  • Короткий зміст творів
  • Криміналістика
  • Кримінологія
  • Криптология
  • Кулінарія
  • Культура і мистецтво
  • Культурологія
  • Російська література
  • Література і російська мова
  • Логіка
  • Логістика
  • Маркетинг
  • Математика
  • Медицина, здоров'я
  • Медичні науки
  • Міжнародне публічне право
  • Міжнародне приватне право
  • Міжнародні відносини
  • Менеджмент
  • Металургія
  • Москвоведение
  • Мовознавство
  • Музика
  • Муніципальне право
  • Податки, оподаткування
  •  
    Бесплатные рефераты
     

     

     

     

     

     

         
     
    Проектування вертикально фрезерного верстата
         

     

    Металургія
    Вихідні дані

    Тип верстата - вертикально фрезерний.
    Параметри:
    Наведений діаметр заготовки dпр мм
    160 Максимальна довжина заготовки Lmax
    мм 930
    Максимальна кількість оборотів nmax хв-1 2000
    Мінімальна кількість оборотів nmin хв-1 40
    Продольная подача максимальна Sп max мм/хв 1600
    Продольная подача мінімальна Sп min мм/хв 50
    Максимальна глибина різання tmax мм 3.0
    Середнє арифметичне значення діаметрів шийок валів DС max мм 40
    Середнє арифметичне значення діаметру шпинделя DС min мм 82.5
    Кількість ступенів оборотів шпинделя Zn 18
    Кількість ступенів подач Zs 16
    Кінематичний розрахунок приводу головного руху з
    ступеневим регулюванням.
    1. Визначаємо діапазон регулювання чисел обертів шпинделя за формулою.
    Rn = nmax/nmin,
    де nmax, nmin - відповідно максимальне і мінімальне числа обертів шпинделя
    наведені в таблиці, хв-1
    Rn = 2000/40 = 50
    2. Визначаємо знаменник геометричного ряду чисел оборотів шпинделя:
    lg? = LgRn/Zn - 1
    де Zn - кількостей ступенів чисел оборотів шпинделя
    lg? = Lg50/18-1 = 0.0999
    З додатка 1 вибираємо найближчим стандартне значення для?
    ? = 1.26
    3. За значенням? вибираємо стандартний ряд чисел оборотів
    4. На основі наявних величин Zn і? Обираємо оптимальний структурний варіант приводу
    Zn = p1 (x1) x p2 (x2) x ... x pn (xn)
    де p1, pn - кількість різних передач в кожній групі
    x1, xn - характеристика групи передач
    18 = 3 (1) x 3 (3) x 2 (9)
    Значення x1, x2, xn для? = 1.26должни задовольняти умові
    для понижуючих передачx1 = 6
    для понижуючих передачx2 = 3
    5.По обраного оптимального варіанту структурному приводу будуємо структурну сітку.
    6.Задаемся частотою обертання електродвигуна nдв = 1460 об/хв і будуємо структурний
    графік чисел оборотів приводу головного руху.
    7. Визначимо передавальне відношення в кожній групі передач за формулою:
    i =?? u
    де? - Прийнятий знаменник ряду чисел оборотів
    u - кількість інтервалів
    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 клиноремінною передачі
    Расчетчісел зубів виконуємо за стандартною сумі зубів.
    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 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
    Третя група 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 шпинделя і відносні похибки

    ? nдоп =? (1 - nшп. Факт/nшп.станд)? 100? ? ? 10 (? -1),?
    де? nдоп - відносна похибка
    ? nдоп =? 10 (1.26 - 1) = 2.6?
    Підставляючи значення формулу фактичного значення отримуємо:
    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 проводимо обчислення і з іншими значеннями, результати зводимо в таблицю.
    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?

    Такімобразом отримуємо, на всіх щаблях відносну похибка не перевищує
    гранично допустиму (2.6?)
    Кінематичний розрахунок привода подач зі ступінчастим
    регулюванням.
    Розрахунок приводу подач ведемо аналогічно розрахунку приводу головного руху.
    1. Діапазон регулювання частот обертання
    Rn = Smax/Smin = 1600/50 = 32
    2. Знаменник геометричного ряду частот обертання шпинделя:
    tg? = Lg Rn/zs - 1 = lg 32/15 = 0.1
    З додатка 1 вибираємо найближчим стандартне значення для?
    ? = 1.26
    3. Визначаємо ряд подач (мм/хв)
    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. Перетворення обертового руху вихідного вала коробки подач в поступальний
    рух столу відбувається за допомогою

    5. Для визначення частот обертання вихідного вала коробки подач nn (мм/об) необхідно
    кожне значення ряду подач розділити на передавальне число.
    Результатисводім в таблицю.
    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. На основі оптимального варіанту будуємо структурну сітку і графік частот обертання
    вихідного валу.
    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 руху.

    1. Определяемеффектівную потужність верстата за формулою:

    Nеф = Pz? V/61200, кВт

    гдеPz - тангенціальна складова зусилля різання, Н
    V - швидкість різання, м/хв.

    2. Визначимо швидкість різання за формулою:

    V = (Cv? Dq/(Tm? Tx? Sy? Bu? Zp))? Kv, м/хв

     де T - стійкість фрези, хв табл. 40 [1]
    C - коефіцієнт і показники ступенів в табл. 39 [1]
     D - діаметр оброблюваної заготовки
     B-ширина фрези
     Sz - подача на один зуб

    Kv = Kmv? Knv? Kіv;

     де Kmv - коефіцієнт що враховує якість оброблюваного матеріалу, табл.1-4 [1]
     Knv-коефіцієнт що враховує стан поверхні заготовки, табл.5 [1]
     Kіv - коефіцієнт що враховує матеріал інструменту, табл.6 [1]

     Підставляємо отримані значення:

    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/хв


    3. Визначимо частоту обертання шпинделя за формулою:


    n = 1000V /? dmax, об/хв

    де dmax - максимальний діаметр заготовки.

    n = 1000? 125 /? ? 160 = 246 об/хв

    Найближче стандартне значення із ряду чисел оборотів - 250 об/хв.

    Відповідно до отриманої частоті обертання уточнюємо швидкість різання:

    V =? ? 160? 250/1000 = 125 м/хв
    4. Визначимо складову сили різання - окружну силу за формулою:

    Pz = (10Cp? Tx? Szy? Bu? Z/(Dq? Nw))? Kmp, H

     гдезначеніе 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 шпинделі верстата за формулою:

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


    Підставимо обчислені значення у формулу ефективної потужності:

    Ne = 3691? 125/1020? 60 = 7.54 кВт


    6. Визначимо потужність холостого ходу.

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

    гдеdср - середнє арифметичне діаметрів усіх опорних шийок коробки швидкостей, мм
    dшп - середнє арифметичне діаметрів усіх опорних шийок шпинделя, мм
    c = 1.5 - коефіцієнт для підшипників кочення.
    pn - кількість передач, що беруть участь у передачі від вхідного вала до шпинделя.

    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 кочення.

    ? p = 0.99? 0.9 = 0.891


    8. Визначимо потужність електродвигуна.

    Nдв = (0.8? 1)? (Nеф/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 дії:

    Nст =? P? (1 - Nx/Nдв.ср)

    Nст = 0.74? (1 - 0.5/10) = 0.71


    10. Визначимо крутний момент на кожному валу коробки швидкостей за формулою:


    Mk = 9740? Nдв? ?/Np, н? М

    де np - розрахункова частота обертання вала, хв-1
    ? - ККД механізму від вала електродвигуна до розглянутого валу.


    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 за формулою:

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

    гдеG = 3? 103 - вага переміщаються частин;
    M = 0.16-наведений коефіцієнт тертя;
    K = 1.12 - коефіцієнт. враховує перекидаючий момент.
    Px-складова сила різання, визначається за формулами теорії різання [1], H

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

    Значення Cp і показників ступенів з 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
     
    Міцнісний розрахунок основних елементів приводу головного руху.



    1. Визначимо попередньо діаметри всіх валів за формулою:

    di = 103? ? Mki/(0.2? [?] Пр), мм

     де [?] пр = 3? 107 - допустиме напруження кручення.

    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 вала округляємо до найближчого стандартного значення і отримуємо
    d1 = 35 мм, d2 = 40 мм, d1 = 50 мм.


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


    m = 3? 2Mk? Kg? Kh/(?? Y1? K?? Z1? [?] N), мм


     де Mk - крутний момент, н? м
     Kg - коефіцієнт динамічного навантаження (1.05? 1.17)
     Kh - коефіцієнт нерівномірності навантаження (1.06? 1.48)
     ? = 6? 8 - коефіцієнт ширини
    y1 = 0.4? 0.5 - коефіцієнт форми
     K? = 0.01 - коефіцієнт одночасності зачеплення
    z1 - число зубів шестерні
    [?] n - допустима напруга на вигин, знаходиться як:


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

    де? -1 = 438 H/мм2 - межа витривалості
     [n] = 1.5 - допустимий коефіцієнт запасу
    R? = 1.5 - ефективний коефіцієнт концентрації напруги
    Rph = 1 - коефіцієнт режиму роботи.

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


    Перша група зубчастих коліс:

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


    Друга група зубчастих коліс:

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


    Третя група зубчастих коліс:

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


    3. Визначаємо міжосьова відстань за формулою:


    A = (u 1)? 2? (340/[? K]) 2 + Mk/(? Ва? U? Ru), мм

     де [? k] = 1100 МПа - допустиме контактне напруження.
     ? ва = 0.16 - коефіцієнт ширини колеса.
    Rn = 1 - коефіцієнт підвищення допустимого навантаження.
    u-передавальне відношення.

    u = 1/in;

    Отримуємо:

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

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

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



    4. Уточнимо значення модулів з умови:

    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 валів

    Уточнений розрахунок валів на міцність виробляємо для третього валу, як найбільш
    навантаженого. Побудуємо епюри що крутять моментів:

    Mk = 578? 103 H? Мм

    Pi = 2Mk/dшi

    Ti = Pi? tg 20?

    d6 = 60мм

    d13 = 120 мм

    P6 = 2? 578? 103/60 = 19266.7H

    T6 = tg20? ? 19266.7 = 7012 H


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

    T13 = tg20? ? 9634 = 3506H


    6. Визначимо реакції опор:

    P6? AC + P13? AD - Rbx? AB = 0

    Rbx = 19354 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 міцність.
    ? пр =? Mu2 + 0.75Mk2/W? [?] u = 80 МПа.
    де? пр - наведене напруга
    Mu - max вигинає момент в описаному перетині Н? М
    W - момент опору вигину в описаному перетині, мм3
    Mu =? Mx2 + My2, н? М
    де Mx іMy - максимальні моменти в небезпечному перерізі, н? м
    Mu =? 19002 + 5462 = 1976H? М
    W = 0.1? d3, мм2
    де d - діаметр вала, мм
    W = 0.1? 503 = 12500мм3
    ? пр =? 19762 + 0.75? 578/12500 = 17.8 = 18 МПа <80МПа>

    Список використаних джерел.

    1. Косилова А.Г. і Мещерякова Р.К. Довідник технолога-машинобудівника. Том2
    -М.: Машиностроение, 1985.
    2. Іцкович Г.М. та ін Курсове проектування деталей машин.
    -М.: Машиностроение, 1970.
    3. Деталі машин. Приклади і задачі./Під загальною редакцією С. Н. Нічіпорчіка
     -М.: Вышэйшая школа, 1981.
    4. Дунаев П.Ф. Льоліком О.П. Конструювання вузлів і деталей машин.
     -М.: Вища школа, 1985.
    5. Гузенко П.Г. Деталі машин. -М.: Вища школа, 1975.
         
     
         
    Реферат Банк
     
    Рефераты
     
    Бесплатные рефераты
     

     

     

     

     

     

     

     
     
     
      Все права защищены. Reff.net.ua - українські реферати !