Предельная быстроходность шпиндельных узлов для различных систем смазки

Тип опор качения	Метод смазки	Параметр быстроходности dn, мм·мин-1
Радиально-упорные шарикоподшипники с углом контакта 12…18º	Пластичная смазка	(5…6)·105
	Циркуляционная смазка	(3…4)·105
	Масловоздушная смазка	(8…10)·105
	Импульсная жидкая смазка	(8…10)·105
	Смазка впрыскиванием охлажденного масла*	(10…20)·105
Все другие виды опор	Циркуляционная смазка (без охлаждения масла)	(2…2,5)·105
	Масловоздушная смазка	(3…5)·105
	Пластичная смазка	(3…3,5)·105
	Импульсная жидкая смазка	(3…5)·105
	Смазка впрыскиванием охлажденного масла	(5…6)·105
Примечание.*Большие значения принимать при установке в опору по одному радиально-упорному подшипнику.

В качестве жидкого смазочного материала для подшипников применяют очищенные нефтяные масла. В табл. 2.24 приведены основные свойства таких масел.

Таблица 2.24

Основные эксплуатационные характеристики масел на нефтяной основе

Марка масла	Кинематическая вязкость, мм2/с, при температуре 50ºС	Температура, ºС
		вспышки	застывания
Индустриальные
И – 5А	6…8	140	-25
И – 8А	9…11	150	-20
И – 12А	13…17	170	-30
И – 20А	29…35	200	-15
И – 30А	41…51	210	-15
И – 40А	61…75	220	-15
И – 50А	90…100	225	-15
Турбинные с присадками
Тп – 22	28…35	185	-15
Тп – 30	40…50	190	-10
Тп – 46	60…74	220	-10
Авиационные
МС – 14	14	215	-30
МС – 20	20	265	-18

2.7. Шпиндельные узлы с опорами качения

Шпиндельные узлы являются конечным звеном кинематической цепи привода главного движения, обеспечивающим вращение инструмента или заготовки и существенным образом влияющим на точность и производительность обработки. В современных конструкциях станков наибольшее распространение получили двухопорные шпиндельные узлы с опорами качения, причем осевые нагрузки воспринимает передняя опора, а задняя – плавающая. Такая конструктивная особенность обеспечивает более высокую радиальную жесткость шпиндельного узла и меньшие осевые перемещения переднего конца шпинделя в осевом направлении.

Наиболее распространенные конструкции шпиндельных узлов представлены на рис. 2.25 и их краткая техническая характеристика в табл. 2.25. Процесс проектирования шпиндельного узла сводится к выбору одной из этих схем и обоснованию её параметров: диаметра шейки шпинделя под передней опорой d, расстояния между опорамиl, вылета шпинделяaи диаметров участков шпинделяD,d₀,d₃,d₁(рис. 2.26).

Таблица 2.25

Технические характеристики шпиндельных узлов

Компоновка шпиндельного узла	Подшипники в опорах		d, мм	dn∙105, мм∙мин-1	ξ	Область применения
	передняя	задняя
Рис. 2.25, а	3182100 178800	3182100	60…200	2,5…4,0	0,3…0,45	токарные, фрезерные, многоцелевые
Рис. 2.25, б	697000	17000	60…200	2,0…2,5	0,3…0,45	токарные, фрезерные
Рис. 2.25, в	67000	17000	40…160	2,5…3,0	0,25…0,3	токарные, фрезерные, шлифовальные
Рис. 2.25, г	46000К	36000К	20…100	6,0…11,0	0,1…0,2	отделочно-расточные
Рис. 2.25, д	46000К	3182100	30…120	4,0…6,0	0,15…0,25	токарные, фрезерные, многоцелевые
Рис. 2.25, е	46000К	36000К	60…140	4,0…6,0	0,15…0,25	шлифовальные, многоцелевые
Рис. 2.25, ж	67000	67000	40…160	2,5…3,0	0,25…0,3	токарные, фрезерные, шлифовальные
Рис. 2.25, з	36000К	36000К	20…80	8,0…12,0	0,1…0,2	отделочные станки
Рис. 2.25, и	36000К	36000К	20…80	10…18	0,1	отделочные станки
Примечания: 1. Обозначения:d– диаметр шейки шпинделя под передней опорой;n– частота вращения шпинделя, мин-1; ξ – коэффициент защемления вала в передней опоре. 2. Первое число параметра dnхарактеризует предельную быстроходность при смазке подшипников пластичным материалом, второе – жидким материалом или масляным туманом.

а)

б)

в)

г)

д)

е)

ж)

з)

и)

Рис. 2.25 Типовые схемы компоновок шпиндельных узлов

Наибольший диаметр шпинделя Dможно принять по основному размеру станка, связь между которыми получена наосновании статистических данных и приведена далее [11]:

Токарные станки:

Наибольший диаметр обработки, мм………………….	125	160	200	250	315	400	500
Максимальный диаметр шпинделя D, мм, рис. 2.26….	92	108	133	165	210	280	380

Фрезерные станки:

Ширина стола, мм……………….	100…125	160…200	250…320	400…500	630…800
Номер конуса под инструмент….	30	40	40 (50)	40, 50 (55)	55 (60)
Максимальный диаметр шпинделя D, мм, рис. 2.26………	69,839	88,882	(128,57)	(152,4)	(221,44)

Рис. 2.26. Схема шпиндельного узла

Диаметр шейки шпинделя под передней опорой dустанавливается по передаваемой приводом мощности. Для токарных, фрезерных, расточных и многоцелевых станков существует математическая зависимость [7]:N/d= 0,15…0,35 кВт/мм.

В исходных данных на проектирование привода численное значение мощности Nи максимальная частота вращения шпинделяn_maxобычно заданы, поэтому численное значение параметраdлегко вычисляется, а по характеристике быстроходностиdnпроизводится выбор конкретной схемы компоновки шпиндельного узла. Если известна компоновочная схема шпиндельного узла, то параметр быстроходности позволяет вычислить наибольшее допустимое значение диаметраd= (dn_ТАБЛ/n_{ШП max}).

Передние концы шпинделей стандартизованы для разных групп станков. Для станков токарной группы параметры передних концов шпинделей приведены в табл. П31, а для фрезерных, расточных станков и многоцелевых станков с ЧПУ в табл. П32 – табл. П35. Исполнения шпинделей с конусностью 7:24 применяются в станках с частотой вращения шпинделя до (10…12)∙10³мин^-1, для шпинделей с большей частотой вращения используются конусыHSK(табл. П30).

Диаметр шпинделя в задней опоре принимается d₃= (0,8…0,9)d. Ступенчатая наружная поверхность шпинделя между опорами принимается конструктивно таким образом, чтобы обеспечить свободную посадку всех подшипников, зубчатых колес (приводящих во вращение шпиндель), простановочных втулок и крепежных гаек. При этом диаметр наименьшей ступени вала между опорами должен быть не менее расчетного диаметра, определяемого по выражению:

,

где меньшее значение коэффициента в скобках принимается для станков нормальной точности, а большее – для прецизионных станков.

Диаметр сквозного отверстия d₀(рис. 2.26) определяется с учетом размеров механизма зажима инструментальной оправки и механизма автоматического закрепления заготовки кулачками в токарном патроне.

Диаметр шпинделя d₁принимается равнымd₁= (1,1…1,2)d. Вылет шпинделяа(рис. 2.26) задается конструктивно при прочерчивании шпиндельного узла с учетом параметров переднего конца для крепления инструментов или токарного патрона, размеров уплотнений под подшипники и ширины подшипника, воспринимающего радиальную нагрузку. Размерадолжен быть как можно меньшим.

Расстояние между опорами lпринимается предварительно равнымl= 3а(рекомендуется [7] в пределахl= (2,5…3,5)а) илиl= (4…5)d, однако, в дальнейшем это расстояние может корректироваться при прочерчивании конструкции шпиндельного узла и последующего расчета на жесткость.

Технические расчеты на жесткость шпиндельного узла являются обязательными, поскольку позволяют выявить минимально допустимый диаметр под подшипник в передней опоре dпри принятых параметрахlиа(по результатам вычерчивания конструкции и шпиндельного узла).

Расчет на жесткость предусматривает определение величины упругой деформации переднего конца шпинделя под действием сил резания и радиальных сил от элемента, передающего крутящий момент на шпиндель. Упругие перемещения шпинделя зависят от размеров вала-шпинделя, жесткости опор (подшипников) и схемы нагружения.

Допустимая величина смещения переднего конца шпинделя ГОСТами не регламентирована, поэтому на практике используются разные ограничительные характеристики. Допустимое радиальное перемещение шпинделя под действием нагрузки не должно превышать 1/3 допуска обработанной поверхности детали на станке [1] или 1/3 суммы допусков на обрабатываемые поверхности [7] или 1/3 допуска на биение конца шпинделя по нормам точности станка [8].

Другие авторы [18] предлагают оценивать основные параметры шпиндельного узла через жесткость, Н/мкм:

j=P/δ,

где P– радиальная составляющая силы резания, Н; δ – упругое смещение конца шпинделя по направлению действия силы, мкм.

Минимально допустимая радиальная жесткость шпинделя для большинства станков общего назначения принимается равной j= 250 Н/мкм, для прецизионных станков принимаетсяj= 500 Н/мкм [23]. Современные тенденции развития металлообрабатывающих станков связаны с дальнейшим ростом требований к точности, а, следовательно, и повышением жесткости шпиндельных узлов. Допускаемая радиальная жесткость шпиндельного узла должна быть не менееj= (4…5)dН/мкм, где диаметрdизмеряется в миллиметрах [11]. При этом допустимый угол поворота оси шпинделя в передней опоре не превышаетθ= 0,001…0,0015 рад.

На рис. 2.27 представлены основные расчетные схемы для шпиндельных узлов. Для схемы (рис. 2.27, а), в которой приводной элемент (зубчатое колесо), передающий крутящий момент на шпиндель, расположен между его опорами, формулы перемещения конца шпинделя δ (мм) и угла поворота от шпинделя в передней опоре θ (рад) выглядят следующим образом:

;

.

Знак «плюс» перед Qпринимается, если силыPиQнаправлены в одну сторону, и знак «минус», если силы направлены в противоположные стороны.

Для схемы (рис. 2.27, б) в которой приводной элемент расположен на задней части шпинделя (шпиндель со шкивом):

;

.

Формулы записаны для случая, когда силы PиQнаправлены в одну сторону. Если силаQнаправлена в другую сторону, то в формулах передQпоставить следует знак «минус».

Для схемы (рис. 2.27, в), нагруженной только радиальной составляющей силы резания (шпиндель разгружен от сил приводного элемента), формулы имеют следующий вид:

;

.

а)	б)	в)

Рис. 2.27. Расчетные схемы шпинделя

Во всех приведенных формулах приняты следующие обозначения:

l– расстояние между опорамиАиВ, мм;а– длина передней консольной части шпинделя, мм;b– расстояние от передней опоры шпинделя до приводного элемента, мм;с– длина консоли для приводного элемента, мм; ξ – коэффициент защемления вала шпинделя в передней опоре;Е– модуль упругости материала шпинделя, МПа;j_A и j_B – радиальные жесткости подшипников в передней А и задней В опорах шпинделя, Н/мм;J₁иJ₂– усредненные моменты инерций сечения передней консольной части шпинделя и сечения в пролете между опорами соответственно, мм⁴.

Поперечное сечение шпинделя представляет собой кольцо, момент инерции которого вычисляется по формуле:

;,

где d_iиl_i– диаметры и длина наружных участков шпинделя на длинеl;d₀ – диаметр внутренней поверхности шпинделя.

Расположение сил PиQв пространстве выясняется при вычерчивании конструкции коробки скоростей. Пользоваться расчетными формулами можно, если силыPиQприведены в одну плоскость. Если расхождения плоскостей, в которых действуют силы, превышают 30º, расчет рекомендуется производить в двух плоскостях: в плоскости, проходящей через вектор силы резанияP, и в плоскости перпендикулярной ему. СилаQприводится к рассматриваемым плоскостям. Затем определяются результирующие прогибов конца шпинделя и углов поворота по формулам приведения:

и.

Сила резания P, действующая на передний конец шпинделя, определяется по формуле

,

где Р_ОК– окружная сила (Н), производит основную работу резания, по которой определяется мощность привода главного движения, рассчитывается по нормативным данным режимов резания;Р_Р– радиальная сила, изгибающая инструмент и шпиндель, принимается в долях численных значений окружной силыР_ОК(см. главу 3).

а)	в)
б)	г)
Рис. 2.28. Типовые шпиндельные опоры с радиально-упорными подшипниками

Жесткости опор качения шпиндельных узлов j_Aиj_Bопределяются контактной жесткостью тел качения и кольцами подшипников. В каждой опоре шпиндельного узла может находиться от одного до четырех однотипных подшипников, поэтому расчет жесткости каждой многоподшипниковой опоры ведется по одной условной комплексной опоре, состоящей как бы из двух условных подшипников1и2(рис. 2.28). Такой подход относится к шпиндельным узлам с радиально-упорными подшипниками [24]. Число подшипников в опорах1и2обозначимi₁иi₂соответственно. Для опор на рис. 2.28,аи рис. 2.28,б,i₁ =i₂ = 1; для опор на рис. 2.28в,i₁ = 2,i₂ = 1; для опор на рис. 2.28,г,i₁ =i₂ = 2.

Особенностью конструкции радиально-упорных подшипников является то обстоятельство, что они всегда имеют парную зеркальную установку и создание осевого натяга, численная величина которого задается силой натяга F_Нили величиной осевого смещения (деформации) положения одной обоймы подшипника относительно другой обоймы ∆. При этом имеет место осевая и радиальная жесткости подшипников.

Для комплексных опор (см. рис. 2.28) осевая жесткость j₀составляет:

;

,

где zиd_Ш– число и диаметр шариков в подшипнике соответственно; α – угол контакта шариков в подшипнике, рекомендуется применять на 1…3º больше вследствие предварительного натяга;k₁иk₂– коэффициенты принимаются по табл. 2.26;F_Н– сила предварительного натяга принимается по табл. 2.27.

Таблица 2.26