трусики женские украина

На головну

 Проектування вертикально фрезерного верстата - Технологія

Вихідні дані

Тип верстата - вертикально фрезерний.

Параметри:

 Приведений діаметр заготовки

 d пр мм 160

 Максимальна довжина заготовки

 L max мм 930

 Максимальна кількість обертів

 n max

 хв -1 2000

 Мінімальна кількість обертів

 n min

 хв -1 40

 Поздовжня подача максимальна

 S п max мм / хв 1600

 Поздовжня подача мінімальна

 S п min мм / хв 50

 Максимальна глибина різання

 t max мм 3.0

 Середнє арифметичне значення діаметрів шийок валів

 d з max мм 40

 Середнє арифметичне значення діаметра шпинделя

 d з min мм 82.5

 Кількість ступенів оборотів шпинделя

 Z n 18

 Кількість ступенів подач

 Z s 16

Кінематичний розрахунок приводу головного руху зі

ступінчастим регулюванням.

1. Визначаємо діапазон регулювання чисел оборотів 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:

lgj = lgRn / Zn - 1

де Zn - кількостей ступенів чисел оборотів шпинделя

lgj = lg50 / 18-1 = 0.0999

З додатку 1 вибираємо найближче стандартне значення для j

j = 1.26

3. За значенням j вибираємо стандартний ряд чисел оборотів

 2000 1600 1250 1000 800 630 500 400 315

 250 200 160 125 100 80 63 50 40

4. На основі наявних величин Zn і j 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, xnдля j = 1.26 повинні задовольняти умові

для понижуючих передач x1 = 6

для понижуючих передач x2 = 3

5. За обраному оптимальному структурному варіанту приводу будуємо структурну сітку.

6. Задаємось 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 = j ± u

де j - прийнятий знаменник ряду чисел оборотів

u - кількість інтервалів

in1 = 1000/1460 = 0.69

i1 = j-1 = 1.26-1 = 0.79

i2 = j-2 = 1.26-2 = 0.63

i3 = j-3 = 1.26-3 = 0.5

i4 = j-1 = 1.26-1 = 0.79

i5 = j-2 = 1.26-2 = 0.63

i6 = j-5 = 1.26-5 = 0.32

i7 = j3 = 1.263 = 2

i8 = j-6 = 1.26-6 = 0.25

8. Визначаємо число зубів передач і діаметри шківів клинопасової передачі

Розрахунок чисел зубів виконуємо за стандартною сумі зубів.

zвщ = az / 1+ (1 / j ± u)

zвд = az - zвш

Перша група передач az = 93

z1вщ = 93/1 + 1.26 = 41 z1вд = 93 - 41 = 52 i1` = 41/52 = 0.788

z2вщ = 93/1 + 1.262 = 36 z2вд = 93 - 36 = 57 i2` = 36/57 = 0.63

z3вщ = 93/1 + 1.263 = 31 z3вд = 93 - 31 = 62 i3` = 31/62 = 0.5

Друга група передач az = 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 az = 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

Dnдоп = ± (1 - Nшп. Факт / Nшп. Станд) * 100% ? ± 10 (j-1),%

де Dnдоп- відносна похибка

Dnдоп = ± 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 DП = 1- 1991.97 / 2000 * 100 = 0.4%

Аналогічно проводимо обчислення і з іншими значеннями, результати зводимо в таблицю.

 П ф1

 999.954 * i 1 `* i 4` * i 7 `1991.97 0.4%

 П ф2

 999.954 * i 2 `* i 4` * i 7 `1592.26 0.5%

 П Ф3

 999.954 * i 3 `* i 4` * i 7 `1263.94 1.1%

 П Ф4

 999.954 * i 1 `* i 5` * i 7 `978.65 2.1%

 П ф5

 999.954 * i 2 `* i 5` * i 7 `782.424 2.2%

 П Ф6

 999.954 * i 3 `* i 5` * i 7 `620.97 1.4%

 П Ф7

 999.954 * i 1 `* i 6` * i 7 `501.1 0.2%

 П Ф8

 999.954 * i 2 `* i 6` * i 7 `400.66 0.3%

 П Ф9

 999.954 * i 3 `* i 6` * i 7 `317.98 0.9%

 П Ф10

 999.954 * i 1 `* i 4` * i 8 `248,9 0.2%

 П Ф11

 999.954 * i 2 `* i 4` * i 8 `199.07 0.2%

 П ф12

 999.954 * i 3 `* i 4` * i 8 `157.99 0.3%

 П Ф13

 999.954 * i 1 `* i 5` * i 8 `122.33 2.1%

 П ф14

 999.954 * i 2 `* i 5` * i 8 `97.8 2.2%

 П Ф15

 999.954 * i 3 `* i 5` * i 8 `78.6 2.4%

 П ф16

 999.954 * i 1 `* i 6` * i 8 `62.6 0.5%

 П Ф17

 999.954 * i 2 `* i 6` * i 8 `50.08 0.1%

 П ф18

 999.954 * i 3 `* i 6` * i 8 `39.8 0.4%

Таким чином отримуємо, на всіх щаблях відносну похибка не перевищує

гранично допустиму (2.6%)

Кінематичний розрахунок приводу 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:

tgj = lg Rn / zs- 1 = lg 32/15 = 0.1

З додатку 1 вибираємо найближче стандартне значення для j

j = 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 обертального руху вихідного вала коробки подач в поступальний

рух столу відбувається за допомогою

5. Для визначення частот обертання вихідного валу коробки подач nn (мм / об) необхідно

кожне значення ряду подач розділити на передавальне число.

Результати зводимо 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.

1600

1269

1007 (266)

799 (211)

634 (167)

503 (133)

399 (105)

317 (83)

251 (66)

199 (52)

158 (41)

125 (33)

99 (26)

79 (20)

62 (16)

50 (133)

(10)

(8)

8. Визначимо кількість зубів і передавальне відношення.

Перша група передач az = 93

z1вщ = 93/1 + 1.26 = 41 z1вд = 93 - 41 = 52 i1` = 41/52 = 0.788

z2вщ = 93/1 + 1.262 = 36 z2вд = 93 - 36 = 57 i2` = 36/57 = 0.63

z3вщ = 93/1 + 1.263 = 31 z3вд = 93 - 31 = 62 i3` = 31/62 = 0.5

Друга група передач az = 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 az = 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. Визначимо фактичні значення частот обертання вихідного валу і відносні

похибки. отримані при розрахунку величини заносимо в таблицю.

 П ф1

 999.954 * i 1 `* i 4` * i 7 `1991.97 0.4%

 П ф2

 999.954 * i 2 `* i 4` * i 7 `1592.26 0.5%

 П Ф3

 999.954 * i 3 `* i 4` * i 7 `1263.94 1.1%

 П Ф4

 999.954 * i 1 `* i 5` * i 7 `978.65 2.1%

 П ф5

 999.954 * i 2 `* i 5` * i 7 `782.424 2.2%

 П Ф6

 999.954 * i 3 `* i 5` * i 7 `620.97 1.4%

 П Ф7

 999.954 * i 1 `* i 6` * i 7 `501.1 0.2%

 П Ф8

 999.954 * i 2 `* i 6` * i 7 `400.66 0.3%

 П Ф9

 999.954 * i 3 `* i 6` * i 7 `317.98 0.9%

 П Ф10

 999.954 * i 1 `* i 4` * i 8 `248,9 0.2%

 П Ф11

 999.954 * i 2 `* i 4` * i 8 `199.07 0.2%

 П ф12

 999.954 * i 3 `* i 4` * i 8 `157.99 0.3%

 П Ф13

 999.954 * i 1 `* i 5` * i 8 `122.33 2.1%

 П ф14

 999.954 * i 2 `* i 5` * i 8 `97.8 2.2%

 П Ф15

 999.954 * i 3 `* i 5` * i 8 `78.6 2.4%

 П ф16

 999.954 * i 1 `* i 6` * i 8 `62.6 0.5%

 П Ф17

 999.954 * i 2 `* i 6` * i 8 `50.08 0.1%

 П ф18

 999.954 * i 3 `* i 6` * i 8 `39.8 0.4%

Силовий розрахунок приводу головного руху.

1. Визначаємо ефективну потужність верстата за формулою:

Nеф = Pz * V / 61200, кВт

де Pz- 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 * Kиv;

де Kmv- коефіцієнт враховує якість оброблюваного матеріалу, табл.1-4 [1]

Knv- коефіцієнт враховує стан поверхні заготовки, табл.5 [1]

Kіv- коефіцієнт враховує матеріал інструмента, 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 / pdmax, об / хв

де dmax- максимальний діаметр заготовки.

n = 1000 * 125 / p * 160 = 246 об / хв

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

Згідно отриманої частоті обертання уточнюємо швидкість різання:

V = p * 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

де значення 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

Підставами 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

де dср - 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.

hp = hзуб * hвчс,

де h - ККД передач і підшипників кочення.

hp = 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 = hp * (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 * h / np, н * м

де np- розрахункова частота обертання валу, хв-1

h - 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 = 185 H * м

Третій вал:

Mk3 = 9740 * 10 * 0.90 / 160 = 578 H * м

Шпиндель

Mшп = 9740 * 10 * 0.89 / 50 = 1850 H * м

11. Визначимо тягове зусилля за формулою:

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

де G = 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 Cpі показників ступенів 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

Міцнісний розрахунок основних елементів приводу головного руху.

1. Визначимо попередньо діаметри всіх валів за формулою:

di = 103 * O Mki / (0.2 * [s] пр), мм

де [s] пр = 3 * 107- допустима напруга кручення.

d1 = 103 * 3O 92 / 0.2 * 3 * 107 = 32 мм

d2 = 103 * 3O 185 / 0.2 * 3 * 107 = 44 мм

d3 = 103 * 3O 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 = 3O 2Mk * Kg * Kh / (y * y1 * Ke * z1 * [s] n), мм

де Mk- крутний момент, н * м

Kg- коефіцієнт динамічного навантаження (1.05 ? 1.17)

Kh- коефіцієнт нерівномірності навантаження (1.06 ? 1.48)

y = 6?8 - коефіцієнт ширини

y1 = 0.4 ?0.5 - коефіцієнт форми

Ke = 0.01 - коефіцієнт одночасності зачеплення

z1- число зубів шестерні

[S] n- допустима напруга на вигин, знаходиться як:

[S] n = ((1.3 ? 1.6) s-1 / [n] * Rs) * Rph,

де s-1 = 438 H / мм2- межу витривалості

[N] = 1.5 - допустимий коефіцієнт запасу

Rs = 1.5 - ефективний коефіцієнт концентрації напруги

Rph = 1 - коефіцієнт режиму роботи.

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

Перша група зубчастих коліс:

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

Друга група зубчастих коліс:

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

Третя група зубчастих коліс:

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

3. Визначаємо міжосьова відстань за формулою:

A = (u + 1) * 2O (340 / [sk]) 2+ Mk / (yва * u * Ru), мм

де [sk] = 1100 МПа - допустиме контактне напруження.

yва = 0.16 - коефіцієнт ширини колеса.

Rn = 1 - коефіцієнт підвищення допустимого навантаження.

u - передавальне відношення.

u = 1 / in;

Отримуємо:

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

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

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

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 крутних моментів:

Епюра моментів.

Rax RayTBRbx Rby

C D

A T6P6P13B

300215 40

RaxP6P13Rbx

Mx

RayT6T13Rby

My

Mk = 578 * 103H * мм

Pi = 2Mk / dшi

Ti = Pi * tg 20 °

d6 = 60 мм

d13 = 120 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

6. Визначимо реакції опор:

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

Rbx = 19354 H

Rax = P6 + P13- Rbx = 9546.6 H

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.

S пр = O Mu2 + 0.75Mk2 / W ? [s] u = 80 МПа.

де sпр- наведене напруга

Mu- max вигинає момент в описаному перетині Н * м

W - момент опору вигину в описаному перетині, мм3

Mu = O Mx2 + My2, н * м

де Mxі My- максимальні моменти в небезпечному перерізі, н * м

Mu = O 19002+ 5462 = 1976 H * м

W = 0.1 * d3, мм2

де d - діаметр вала, мм

W = 0.1 * 503 = 12500 мм3

S пр = O19762 + 0.75 * 578/12500 = 17.8 = 18 МПа <80 МПа

Список використаних джерел.

1. Косилова А.Г. і Мещерякова Р.К. Довідник технолога-машинобудівника. Том2

-М .: Машинобудування, 1985.

2. Ицкович Г.М. та ін. Курсове проектування деталей машин.

-М .: Машинобудування, 1970.

3. Деталі машин. Приклади і задачі. / За загальною редакцією С.Н.Нічіпорчіка

-М .: Вишейшая школа, 1981.

4. Дунаєв П.Ф. Льоліком О.П. Конструювання вузлів і деталей машин.

-М .: Вища школа, 1985.

5. Гузенко П.Г. Деталі машин. -М .: Вища школа, 1975.

Авіація і космонавтика
Автоматизація та управління
Архітектура
Астрологія
Астрономія
Банківська справа
Безпека життєдіяльності
Біографії
Біологія
Біологія і хімія
Біржова справа
Ботаніка та сільське господарство
Валютні відносини
Ветеринарія
Військова кафедра
Географія
Геодезія
Геологія
Діловодство
Гроші та кредит
Природознавство
Журналістика
Зарубіжна література
Зоологія
Видавнича справа та поліграфія
Інвестиції
Інформатика
Історія
Історія техніки
Комунікації і зв'язок
Косметологія
Короткий зміст творів
Криміналістика
Кримінологія
Криптологія
Кулінарія
Культура і мистецтво
Культурологія
Логіка
Логістика
Маркетинг
Математика
Медицина, здоров'я
Медичні науки
Менеджмент
Металургія
Музика
Наука і техніка
Нарисна геометрія
Фільми онлайн
Педагогіка
Підприємництво
Промисловість, виробництво
Психологія
Психологія, педагогіка
Радіоелектроніка
Реклама
Релігія і міфологія
Риторика
Різне
Сексологія
Соціологія
Статистика
Страхування
Будівельні науки
Будівництво
Схемотехніка
Теорія організації
Теплотехніка
Технологія
Товарознавство
Транспорт
Туризм
Управління
Керуючі науки
Фізика
Фізкультура і спорт
Філософія
Фінансові науки
Фінанси
Фотографія
Хімія
Цифрові пристрої
Екологія
Економіка
Економіко-математичне моделювання
Економічна географія
Економічна теорія
Етика

8ref.com

© 8ref.com - українські реферати


енциклопедія  бефстроганов  рагу  оселедець  солянка