126088 (690870), страница 2

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 2)

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=(700160^0.17)/(200^0.333^0.380.18^0.4160^0.0826^0.1)0.9=126 м/мин.

3. Определим частоту вращения шпинделя по формуле:

n = 1000V / d_max, об/мин

где d_max – 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:

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 = 410^-6 d_cp (p_n n₁ cd_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 = 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 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 = _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 / n_p, Нм

где n_p – расчетная частота вращения вала, мин^-1; – КПД механизма от вала электродвигателя до рассматриваемого вала.

Первый вал:

M_k1 = 9740 10 0.95 / 1000 = 92.5 Hм.

Второй вал:

M_k2 = 9740 10 0.93 / 500 = 185 Hм.

Третий вал:

M_k3 = 9740 10 0.90 / 160 = 578 Hм.

Шпиндель:

M_шп = 9740 10 0.89 / 50 = 1850 Hм.

11. Определим тяговое усилие по формуле:

Q = M (P_z + G) +kP_x, H

где G = 310³ – 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 M_ki / (0.2 []_пр), мм

где []_пр = 310⁷ – допустимое напряжение кручения.

d₁ = 10^{3 3} 92/ 0.2310⁷ = 32 мм;

d₂ = 10^{3 3} 185/ 0.2310⁷ = 44 мм;

d₃ = 10^{3 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 2M_kK_gK_h / (y₁Kz₁[]_n), мм

где M_k – крутящий момент, нм; K_g – коэффициент динамической нагрузки (1.05 1.17); K_h – 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) R_ph,

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

Третья 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 + M_k / (_ва u R_u), мм

где [_k] = 1100 МПа – допустимое контактное напряжение; _ва = 0.16 – коэффициент ширины колеса; R_n = 1 – коэффициент повышения допустимой нагрузки; u = 1/i_n – передаточное отношение.

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.

P_i = 2M_k / d_шi;

T_i = P_i tg 20.

d₆ = 60 мм; d₁₃ = 120 мм.

M_k = 578 10³ Hмм.

P₆ = 257810³ / 60 = 19266.7 H.

T₆ = tg20 19266.7 = 7012 H.

P₁₃ = 257810³ / 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:

_пр = M_u² + 0.75M_k² / W []_u = 80 МПа,

где _пр – приведенное напряжение; M_u – max изгибающий момент в описанном сечении Нм; W – момент сопротивления изгибу в описанном сечении, мм³.

M_u = M_x² + M_y², Нм

где M_x и M_y – максимальные моменты в опасном сечении, Нм.

M_u = 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. 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.

Характеристики

Список файлов курсовой работы