Проектирование вертикально фрезерного станка — страница 4

  • Просмотров 3179
  • Скачиваний 212
  • Размер файла 23
    Кб

участвующих в передаче от входного вала к шпинделю. Nхл = 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. hp = hзуб * hвчс , где h - КПД передач и подшипников качения. hp = 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 = hp * (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 * h / np , н*м где np - расчетная частота вращения вала, мин-1 h - КПД механизма от вала электродвигателя до рассматриваемого вала. Первый вал: Mk1 = 9740 * 10 * 0.95 / 1000 = 92.5 H*м Второй вал: Mk2 = 9740 * 10 * 0.93 / 500 = 185 H*м Третий вал: Mk3 = 9740 * 10 * 0.90 / 160 = 578 H*м Шпиндель Mшп = 9740 * 10 * 0.89 / 50 = 1850 H*м 11. Определим тяговое усилие по формуле: Q = M (Pz + G) +k*Px , H где G = 3*103 -

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 * Ö Mki / (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 2Mk*Kg*Kh / (y*y1*Ke*z1*[s]n) ,мм где Mk - крутящий момент, н*м Kg - коэффициент динамической нагрузки

(1.05 ¸ 1.17) Kh - коэффициент неравномерности нагрузки (1.06 ¸ 1.48) y = 6¸8 - коэффициент ширины y1 = 0.4 ¸0.5 - коэффициент формы Ke = 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]*Rs ) * Rph , где s-1 = 438 H/мм2 - предел выносливости [n] = 1.5 - допустимый коэффициент запаса Rs = 1.5 - эффективный коэффициент концентрации напряжения Rph = 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 Третяя 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/[sk])2 + Mk / (yва * u * Ru) ,мм где [sk] = 1100 МПа - допустимое контактное напряжение. yва = 0.16 - коэффициент ширины колеса. Rn = 1 - коэффициент повышения допустимой нагрузки. u -