Горизонтально фрезерный станок

где K_mv - коэффициент, учитывающий качество материала заготовки; K_пv - коэффициент, учитывающий состояние поверхности заготовки (принимаем K_пv = 0,8); K_иv - коэффициент, учитывающий материал инструмента (принимаем K_иv = 1);

(13)

где K_г - коэффициент, характеризующий группу стали по обрабатываемости (принимаем K_г = 1,0); - показатель степени (принимаем = -0,9).

Принимаем В = 100 мм;

Скорректируем скорость резания по станку:

(14)

 

где n – частота вращения фрезы;

Ближайшая частота  вращения на станке n = 80 мин^-1, тогда

 

Сила резания:

(15)

где С_р; x; y; n; q; w - коэффициент и показатели степени (принимаем соответственно 68,2; 0,86; 0,72; 1,0; 0,86; 0); К_мр - коэффициент, учитывающий влияние качества обрабатываемого материала.

(16)

где n – показатель степени (при фрезеровании n = 0,3/0,3);

 

Принимаем для  станка асинхронный электродвигатель переменного тока с короткозамкнутым ротором 4А132М4У3. Основные характеристики двигателя:

1. Мощность N_ном (кВт) – 11,0;
2. Частота вращения n (мин^-1) – 1400;
3. КПД η – 87,5%;
4. cos j – 0,87.
5. М_кр/N_ном = 2,5;
6. М_пол/М_ном = 1,4;
7. М_min|N_ном= 1,0.

 

 

3 Кинематический расчет привода главного движения

 

3.1 Построение структурной  сетки

 

Рассмотрим 4 варианта структурной  сетки:

а) ;

б) ;

в) ;

г) .

Построим 4 варианта структурных сеток:

Рисунок 3 – Структурные сетки

 

 

Выбираем первый вариант, т.к. эта структурная сетка  позволяет получить минимальные  размеры коробки скоростей и  обеспечивает лучшие условия для  работы зубчатых передач.

 

3.2 Разработка кинематической схемы проектируемого станка

 

Выбрав структурную  сетку, приступаем к разработке кинематической схемы. Для этого вычерчиваем  все линии, соответствующие количеству валов. Эти линии располагаются  горизонтально и вертикально, в зависимости от типа станка и на них вычерчиваем зубчатые блоки (тройные, зубчатые колеса).

 

Рисунок 4 – Кинематическая схема

 

 

 

 

3.3 Построение графика частот вращения шпинделя

 

График частот вращения шпинделя строят в полном соответствии с принятой структурной сеткой и разработанной кинематической схемой проектируемого станка.

Рисунок 5 - График частот вращения шпинделя

 

3.4 Определение  передаточных отношений и подбор  зубчатых колёс

 

Из графика (рисунок 5) находим передаточные отношения:

Передаточное  отношение ремённой передачи

(16)

Принимаем: ,

Для зубчатых колёс:

По полученным передаточным отношениям определяем число зубьев Z зубчатых колес.

 

Числа зубьев колес определяются для каждой группы передач. При этом сумма зубьев каждой пары колес в  пределах данной группы должна быть постоянной. Число зубьев группы, а также число  зубьев шестерен определяются по таблице (приложение 18 [1]). Во избежание получения вала-шестерни, что экономически нецелесообразно, принимаем Z_min ³ 21.

Первая группа колес:

Вторая группа колес:

Третья группа колес:

Занесём выбранные значения зубьев колёс в таблицу.

 

Таблица 3 – Передаточные отношения и числа зубьев колёс

i	i1 = 1/2	i2 = 1/1,58	i3 = 1/1,26	i4 = 1/3,16	i5 = 1/1,58	i6 = 1,26	i7 = 1/3,98	i8 = 2
группы	101			101			108
Число зубьев колёс	Z1:Z2 = = 34:67	Z3:Z4 = = 39:62	Z5:Z6 = = 45:56	Z7:Z8 = = 24:77	Z9:Z10 = = 39:62	Z11:Z12 = = 56:45	Z13:Z14 = = 22:86	Z15:Z16 = = 72:36

 

 

3.5 Определение фактических частот вращения и величин погрешностей

 

По графику  частот вращения составляем уравнение  кинематического баланса и определим фактические частоты вращения:

(17)

 

В станкостроении принято, чтобы фактическая частота  вращения не отклонялась от стандартного (заданного) значения более чем на:

(18)

Поэтому определим величину погрешности для каждой частоты вращения и сравним с допускаемым значением:

(19)

Все фактические  частоты вращения не отклоняются  от стандартного значения более чем  на .

 

4 Силовой расчет элементов коробки скоростей

 

Силовой расчет элементов  коробки заключается в расчете  ременной передачи, определении модулей  зубчатых колес, расчете диаметров  валов, размеров муфт, шпонок, подборе  подшипников.

 

4.1 Определение угловых скоростей валов

 

Расчетная частота  вращения шпинделя n_p:

(20)

Стандартное значение 125 мин^-1.

Угловая скорость электродвигателя w₀:

(21)

Угловая скорость первого вала коробки скоростей w_I:

(22)

Угловая скорость второго вала коробки скоростей w_II:

(23)

Угловая скорость третьего вала коробки скоростей w_III:

(24)

 

 

 

Угловая скорость четвертого вала коробки скоростей w_IV:

(25)

 

4.2 Мощность и крутящий момент на валах

 

Нулевой вал (вал  электродвигателя) N₀:

(26)

где N_эл.дв – мощность электродвигателя: N_эл.дв = 11 кВт = 11000 Вт.

Крутящий момент на валу М₀:

(27)

I вал:

(28)

где η_р – КПД клиноременной передачи; η_з.п – КПД зубчатой передачи; η_п – КПД подшипников качения;

(29)

II вал:

(30)

(31)

 

 

 

III вал:

(32)

(33)

IV вал:

(34)

(35)

Результаты расчета сведем в таблицу

 

Таблица 4 – Мощность и крутящий момент на валах

№ вала	N, Вт	n, мин-1	w, с-1	M, н×М	i
Вал (0) электродвигателя	11000	1400	146,6	75,0
					0,893
I	10458	1250	130,9	80
					1,58
II	10250	800	82,8	124
					1,58
III	10046	500	52,4	192
					3,98
IV	9847	125	13,17	747

 

 

 4.3 Расчет модулей зубчатых колес

 

При расчете зубчатых передач  модуль зубчатых колес определяется как из прочности зуба на изгиб (m_изг), так и из усталости поверхностных слоев (m_пов) для каждой группы передач.

Для стальных цилиндрических колес с прямыми зубьями указанные  модули определяются по формулам:

(36)

где N – мощность, передаваемая валом; n – частота вращения вала; Z – число зубьев меньшего колеса в расчетной цепи; y = b/m = 6 ¸ 10 - коэффициент ширины, учитывающий соотношение ширины зубчатого колеса b и его модуля m; y = 0,243 ¸ 0,268 – коэффициент формы зуба; y₀ = 0,7 ¸ 1,6 – коэффициент, учитывающий симметричность расположения шестерни на валу и жесткость вала; i – передаточное отношение по расчетной цепи для группы передач.

Коэффициент нагрузки k:

(37)

где k_д – коэффициент динамической нагрузки; k_к – коэффициент концентрации нагрузки; k_р – коэффициент режима работы.

Рекомендуется при предварительном расчете:

  

Допускаемое напряжение на изгиб:

(38)

где s_-1 – предел выносливости материала зубьев при изгибе с симметричным циклом нагружения; n = 2 ¸ 2,5 – запас прочности (в приближенных расчетах принимают n = 2,5).

Допускаемое контактное напряжение сжатия:

(39)

где С_в – коэффициент; НВ – твердость поверхности по Бринеллю.

В качестве материала  для ведущих зубчатых колес примем сталь 40Х, термообработка – улучшение, тогда: НВ = 255 кг/мм² (табл.4 [1]); s_-1 = 40 кг/мм² = 4000 кг/cм² (табл.5 [1]); С_в = 25 (табл.6 [1]).

Первая группа колес:

Вторая группа колес:

Третья группа колес:

Из рассчитанных модулей m_изг и m_пов для каждой группы колес принимаем наибольший и округляем по ОСТ 1597: