00p / Гаврилин А.М. Расчет и проектирование металлорежущих станков

3 Прочностной расчет основных элементов привода

Расчётные осевые нагрузки, действующие на радиаъно-; <>о:.1Ьх подшипники, определяют в зависимости от схемы воздействия внеш­ них сил с учетом выбранного относительного расположения подшип­ ников (рис. 3.5).

Рис. 3.5. Схема установки радиально-упорных подшияников

Расчетная осевая нагрузка на каждый из двух подшипников (I или II) может быть определена по формулам (табл. 3.21), 8 которой Si и Sr, - осевые составляющие силы радиальных нагрузок Ny\ и jVy[b прило­ женных соответственно к подшипникам I и II.

Величины .Si и «Sn определяются по формулам:

а) для радиальных и радиально-упорных подшипников

90

3.4 Конструирование опор валов на подшипниках качения

шипников с углом контакта а - 26° и а ~ 36° берётся из табл. 3.17, а для роликоподшипников - из табл. 3.18. Для шарикоподшипников с углом контакта а= 12° величину е определяют из уравнения

N lg~-"~-l/114

»в* = - % г г — ; 4,729

а с углом контакта <х - 15°:

lg—'--1,766

• " - % « —

где С0 - статическая грузоподъемность, кгс (берётся из справоч­ ника [15]).

Приведенные формулы справедливы для определения эквивалент­ ной нагрузки подшипниковых узлов, работающих при постоянных режимах. Однако подшипниковые узлы валов коробок скоростей и коробок подач подавляющего большинства металлорежущих станков испытывают переменные во времени нагрузки и частоты вращения. В этом случае подшипники выбирают по приведённой эквивалентной

нагрузке Q„ и расчетному числу оборотов вала пргсчШ- Под приведен­ ной эквивалентной нагрузкой понимается условная нагрузка, которая

обеспечивает ту же долговечность, какой достигает подшипник в дей­ ствительных условиях работы.

Величина приведённой нагрузки определяется по формуле

h - общее число миллионов оборотов за период эксплуатации подшипникового узла.

При расчете универсальных станков невозможно регламентиро­ вать срок эксплуатации станка на"каждом режиме нагрузки.

91

3 Прочностной расчет основных элементов привода

Помимо этого большинство валов, особенно в коробках скоро­ стей, несёт на себе группы ведущих и ведомых шестерён. В течение всего срока службы подшипников работают поочередно только одна из ведущих и одна из ведомых шестерен. Приведенная эквивалентная нагрузка универсальных станков определяется умножением макси­ мальной эквивалентной нагрузки на коэффициент переменности ре­ жима, который может быть представлен в виде произведения k^-kn-kh где кы - коэффициент, учитывающий переменность мощности, при­ нимаемый равным 0,84 для широкоуниверсальных станков; ка - коэффициент, учитывающий переменность чисел оборотов вала рассчитываемого подшипника; к\ - коэффициент, учитывающий из­ менение нагрузки на опоры в связи с поочерёдностью работы шес­ терён.

Определение приведённой эквивалентной нагрузки производится по формуле

D = итах/итга и от диапазона чисел оборота подшипника, в котором не может быть использована полная мощность станка D\ = n/nmin, где п - число оборотов подшипника, начиная с которого (и выше) может быть использована полная мощность привода.

Значение коэффициента к\ выбирается по аналогии со значения­ ми, приведенными в табл. 3.22, составленной применительно к наибо­ лее распространенным схемам расположения шестерен на валах (рис. 3.7).

При определении кпвщ и £1вщ берутся значения D и D\ рассматри­ ваемого вала, а при определении кпам и к\вм - D и D\ вала, который передает вращение на рассматриваемый вал.

92

3.4 Конструирование опор валов на подшипниках качения

Динамическая грузоподъемность радиальных и радиальноупорных подшипников есть такая постоянная радиальная нагрузка, которую каждый из группы идентичных подшипников (с неподвиж­ ным наружным кольцом) сможет воспринимать в течение расчетного срока службы, исчисляемого в миллионах оборотов внутреннего кольца.

93

Рис. 3.7. Схемы расположения зубчатых колес ua валах

3.4 Конструирование опор валов на подшипниках качения

Динамическая грузоподъемность упорных и упорно-радиальных подшипников - постоянная центральная, чисто осевая нагрузка, кото-

. рую любой из группы идентичных подшипников сможет во­ спринимать в течение расчётного срока службы, исчисляемого в миллионах оборотов одного из колец подшипника.

Зависит динамическая грузоподъемность подшипника исключи­ тельно от материала, размеров и конструкции подшипника. Долговеч­ ность же подшипников обусловлена воспринимаемой ими нагрузкой и их динамической грузоподъемностью. Номинальная долговечность h, или /?4 при известной динамической грузоподъемности подшипника в зависимости от действующей нагрузки, может быть определена ИЗ зависимости;

где С - динамическая грузоподъёмность, кгс; Q - эквивалентная нагрузка, кгс;

п- число оборотов одного из колец подшипника, об/мин;

р= 3 - для шарикоподшипников;

р= 10/3 - для роликоподшипников.

Формулы справедливы при любой частоте вращения п >10 об/мин, но не превышающей предельно допустимую для данного типа под­ шипника. При п = 1-ьЮ об/мин расчёт ведут, исходя из 10 об/мин, при

п< 1 об/мин действующую нагрузку рассматривают как статическую

ивыбор подшипника ведут по величине статической грузоподъемно­ сти для данного типоразмера.

Зная действующие нагрузки и задаваясь требуемым сроком долго­ вечности работы подшипникового узла, из зависимостей (3.70) и (3.71) легко определить необходимую грузоподъемность подшипника:

95

4 РАСЧЁТ ШПИНДЕЛЬНОГО УЗЛА

Шпиндельный узел является одним из наиболее ответственных узлов станка. От точности изготовления и монтажа шпинделя в значи­ тельной степени зависит точность размеров и формы, а также шеро­ ховатость обработанных поверхностей деталей.

Отсюда вытекают требования, предъявляемые к шпиндельным уз­ лам станков:

1) достаточная статическая и динамическая жёсткость - способ­ ность шпинделя сопротивляться деформациям под действием внеш­ них нагрузок. Большие деформации шпинделя могут не только сни­ зить точность обработки, но и существенно повлиять на работоспо­ собность его опор и привода в целом;

2)необходимая точность вращения - характеризуется биением (радиальным и осевым) переднего конца шпинделя;

3)виброустойчивость в заданном диапазоне изменения режимов работы. В большей степени предъявляется к шпинделям скоростных станков;

4)долговечность - лимитируется обычно долговечностью опор, которая зависит от качества эксплуатации и обслуживания станка, эффективности смазки и защиты опор.

Указанные требования удовлетворяются выбором наиболее оп­ тимальных параметров и конструктивных особенностей шпиндельно­ го узла, шпинделя, типа, класса точности и схемы расположения опорных подшипников, а также качеством изготовления деталей, сборки и регулирования шпиндельного узла.

Большинство шпинделей токарных, сверлильных и фрезерных станков выполняются двухопорными. Реже для повышения жёсткости и виброустойчивости применяются трёхопорные шпиндели.

На рис. 4.1 - 4.5 приведены типовые конструкции шпиндельных узлов, получивших наибольшее распространение в серийных станках общего назначения.

Шпиндель / токарно-винторезного станка модели 1К62 (рис. 4.1) имеет две опоры: в передней опоре установлен двухрядный ролико­ подшипник 3182120 (поз. 2) воспринимающий только радиальные на­ грузки. Внутреннее кольцо подшипника насажено на коническую шейку шпинделя и посредством гайки 3, имеющей стопор 4, может смещаться вдоль оси шпинделя, что приводит к деформации внутрен­ него кольца подшипника, и за счёт этого регулируется радиальный за­ зор в подшипнике.

96

4 Расчет шпиндельного узла

Задняя опора имеет два радиально-упорных подшипника 5 (46215), смонтированных встречно, что позволяет им воспринимать радиальную и осевую знакопеременную нагрузку. Зазор в подшипни­ ках этой опоры регулируется гайкой 6.

Преимуществом данной конструкции является простота монтажа и регулировки опор шпинделя, обеспечивающих высокую точность его вращения. Однако при этом тело шпинделя не разгружается от осевых сил, воспринимаемых задней опорой. Поэтому подобные кон­ струкции применяются в быстроходных станках, работающих в отно­ сительно лёгких условиях. Схема монтажа шпинделя токарновинторезного станка модели 1А64 (рис. 4.2) сходна с рассмотренной выше, но выгодно отличается от первой тем, что осевую нагрузку на шпиндель воспринимает передняя опора.

Передний конец шпинделя 1 вращается также в двухрядном ради­ альном роликовом подшипнике 2. Дополнительно в передней опоре установлены два упорных подшипника 3, воспринимающих осевую нагрузку. Задний конец шпинделя смонтирован на радиальном роли­ ковом подшипнике 4. Монтаж и регулировка такого шпинделя слож­ нее, чем предыдущего, но нагрузочная способность шпиндельного уз­ ла значительно возросла.

Шпиндели 1 вертикально- и радиально-сверлильных станков (рис. 4.3) монтируются в гильзах 2. Такая необходимость вызвана спецификой работы станков: главное движение (вращение) сообщает­ ся непосредственно шпинделю от коробки скоростей через шлицевое соединение хвостовика 3, а осевая подача передаётся ему реечным механизмом 4 через гильзу 2, в которой он смонтирован на подшип­ никах качения. Подшипник б нижней опоры воспринимает осевое усилие, возникающее на инструменте при обработке. Верхняя опора также имеет два радиальных 8 и один упорный 7 шарикоподшипники. Регулирование зазора в упорных подшипниках б и 7 производится гайками 9.

Шпиндели 1 вертикально- и карусельно-фрезерных станков также устанавливаются в подвижных гильзах 2 (рис. 4.4).

Внутри гильзы расположены опорные подшипники: на переднем конце двухрядный радиальный роликовый серии 3182100 (поз. 3), а на заднем - два радиально-упорных шариковых (поз. 4). Такая конструк­ ция шпиндельного узла усложняет регулировку подшипников, однако в значительной степени облегчает монтаж и ремонт узла. К тому же шпиндели этих станков, так же как и сверлильных, разгружены от поперечных изгибающих сил, возникающих в зубчатых зацеплениях

привода главного движения.-

А

97

•v

la

•О

OO

Рис. 4.1. Шпиндельный узел токарно-винторезного станка модели 1К62