- •Аннотация
- •Содеожание
- •Введение
- •1. Кинематический расчет главного привода
- •1.2.20. Определение числа делений, изображающих минимальную частоту вращения электродвигателя
- •1.2.21. Определение числа делений изображающих знаменатель геометрического ряда частот вращения коробки скоростей φм
- •1.2.22. Оптимизация структурной формулы главного привода
- •1.2.23. Построение графика частот вращения шпинделя
- •1.2.24. Определение передаточных отношений и чисел передач
- •1.2.25. Определение чисел зубьев зубчатых колес
- •2. Кинематическая схема привода в двух проекциях и ее описание
- •3. Патентные конструкции шпиндельных узлов станков прототипов
- •4.2.4. Проектный расчет косозубой постоянной передачи z1 – z2 на выносливость зубьев при изгибе
- •4.2.5. Определение нормального модуля косозубой постоянной передачи z1 – z2
- •4.2.6. Расчет геометрических параметров косозубой постоянной передачи z1 – z2
- •4.3. Проектный расчет цилиндрической прямозубой z3 – z4 и цилиндрической косозубой z5 – z6 передач групповой передачи
- •4.3.1. Исходные данные
- •4.3.2. Выбор материала зубчатых колес и вида термической обработки
- •4.3.3. Проектный расчет прямозубой передачи z3 – z4 на контактную выносливость зубьев
- •4.3.4. Проектный расчет прямозубой передачи z3 – z4 на выносливость зубьев при изгибе
- •4.3.5. Определение модуля прямозубой передачи z3 – z4
- •4.3.6. Расчет геометрических параметров прямозубой передачи z3 – z4
- •4.3.7 Расчет геометрических параметров косозубой передачи z5 – z6
- •4.3.8. Расчет геометрических параметров косозубой передачи z7 – z8
- •4.3.9. Расчет геометрических параметров косозубой передачи z9 – z10
- •4.4. Расчет цилиндрической прямозубой постоянной передачи z11 – z12
- •4.4.1. Исходные данные
- •4.4.2. Выбор материала зубчатых колес и вида термической обработки
- •4.4.3. Проектный расчет прямозубой передачи z11 – z12 на контактную выносливость зубьев
- •4.4.4. Проектный расчет прямозубой передачи z11 – z12 на выносливость зубьев при изгибе
- •8.3.5. Определение модуля прямозубой передачи z11 – z12
- •4.4.6. Расчет геометрических параметров прямозубой передачи z11 – z12
- •5. Проектный расчет валов
- •5.1. Проектный расчет диаметров первого вала
- •5.2. Проектный расчет диаметров второго вала
- •5.3. Проектный расчет диаметров третьего вала
- •5.4. Проектный расчет диаметров четвертого вала
- •6. Проектный расчет шпиндельного узла Расчет геометрических параметров шпинделя
- •7. Эскизная компоновка главного привода
- •9. Расчет шпиндельного узла на жесткость
- •9.1. Определение упорного перемещения переднего конца шпинделя
- •9.2. Определения угла поворота оси шпинделя в передней опоре
- •10. Регулирование шпиндельных подшипников
- •11. Смазывание подшипников шпиндельных опор
- •11.1. Смазывание подшипников в передней опоре
- •11.2. Смазывание подшипников в передней опоре
- •12. Механизм переключения частот вращения шпинделя
- •12.1. Процесс переключения прямозубого зубчатого колеса соединенного с односторонней зубчатой муфтой
- •12.2. Процесс переключения двухсторонней зубчатой муфты
- •13. Механизм зажима инструментов
- •13.1. Принцип работы механизма зажима
- •13.2. Принцип работы механизма разжима
- •14. Технические требования к главному приводу
- •14.1. Требования, определяющие качество и точность изготовления
- •14.2. Требования к точности монтажа изделия
- •14.3. Требования к настройке и регулированию изделия
- •14.4. Прочие технические требования к качеству изделия
- •14.5. Условия и методы испытаний
- •14.6. Требования по смазыванию изделия
- •14.7. Требования по эксплуатации изделия
- •15. Охрана труда
- •15.1. Требования охраны труда к конструкции станка
- •15.2. Требования охраны труда к органам управления станка
- •15.3. Требования охраны труда к органам управления станка
- •15.4.Требования по охране труда в аварийных ситуациях
- •15.5. Прочие требования охраны труда и техники безопасности
- •Литература
- •Расчет муфты с упругой звездочкой
- •Расчет шпонки на подвижном прямозубом зубчатом колесе соединенном с односторонней зубчатой муфтой
- •Расчет шпонок на шпинделе
9. Расчет шпиндельного узла на жесткость
Для многоопрерационного сверлильно-фрезерно-расточного станкарасчетная схемасостоит из шпиндельного узла разгруженногоот действия сил приводного элемента (рис.8.1),приложенногокрутящегомоментаT,от приводнойшлицевой передачи и составляющихсил резания:параллельной Ph иперпендикулярной Pv подаче .
Вконсольной части шпинделя на расстоянииa от передней опоры прикладываются суммарные проекции составляющих сил резанияPh иPv илирезультирующаясила резанияP. Дляавтономного шпиндельго узла сверлильно-фрезерно-расточного станка,место приложениякрутящего момента Т отприводного элемента выбрано со стороны задней опоры.
Так как впередней опореавтономного шпиндельного узларасположено два шариковых радиально-упорных подшипника, то в передней опоре появляется защемляющий момент, который учитывается коэффициентом защемленияε, зависящим от кинематической схемы шпиндельного узла и вида подшипников в опорах. Дляавтономного шпиндельного узла с комплектом радиально-упорных шариковых подшипников установленных врастяжку по схеме дуплекс тандем, коэффициент защемления ε = 0,15-0,20. Коэффициент защемления ε принимается равным ε = 0,20.
Рис. 9.1. Расчетные схемы шпиндельного узла на жесткость с разгруженным шпинделем от действия сил приводного элемента
9.1. Определение упорного перемещения переднего конца шпинделя
Расчетные формулы для определения прогиба δи угла поворотаθ для шпиндельного узла разгруженного от действия сил приводного звена (рис. 9.1):
;
;
;
.
где P,Ph иPv – сила резания и составляющие силы резания, Н;
a– вылет консоли переднего конца шпинделя, мм;
J1 иJ2– средние осевые моменты инерции сечения консоли переднего конца шпинделя и сечения межопорной части шпинделя, мм4;
S1 иS2 – средние площади сечения переднего конца шпинделя и межопорной части шпинделя, мм2;
jAиjB– радиальные жесткости передней и задней опоры шпинделя;
ε– коэффициент защемления в передней опореавтономного шпиндельного узла для шариковых радиально-упорных подшипников установленных врастяжку по схеме дуплекс тандем: ε = 1,8 - 0,2;
E– модуль упругости материала шпинделя, МПа: ;
G– модуль сдвига материала шпинделя,: .
Средний осевой момент инерции сечения консоли переднего конца
шпинделя определяется по формуле:
,
где Dk– средний диаметр шеек консоли шпинделя, мм;
dk– средний диаметр отверстий консоли шпинделя, мм.
Рис.9.2. Расчетная схема шпиндельного узла для определения средних диаметров сечений шпинделя
Средний диаметр шеек консоли шпинделя определяется по формуле:
,
где D, D1 иD2–диаметры шеек консоли шпинделя, мм: D =152 мм,D1 =138мм,D2 =120мм;
A, A1 иA2– соответствующие длины шеек:А = 24 мм, A1=10мм,A2= 86мм;
a– длина консоли шпинделя,a= 120мм.
.
Средний диаметр отверстий консоли шпинделя определяется по формуле:,
где d, d1 иd2–диаметры отверстий консоли шпинделя, мм:d = 45 мм, d1 =32мм,d2 =34,5мм;
а, а1 и а2– соответствующие длины отверстий, мм:а = 84 мм, а1=31мм, а2=5мм;
a– длина консоли шпинделя,a= 120 мм.
.
Средний осевой момент инерции сечения консоли переднего конца шпинделя
Средний осевой момент инерции сечения шпинделя в пролете между опорами определяется по формуле:
,
где Dш– средний диаметр шеек межопорной части шпинделя, мм;
dо– средний диаметр отверстий шпинделя в межопорной части, мм.
Средний диаметр шеек межопорной части шпинделя определяет-
ся по формуле:
,
где Dм1,Dм2,Dм3,Dм4, Dм5,Dм6 – диаметры шеек межопорной части шпинделя, мм;
Dм1=120мм,Dм2=116мм,Dм3=112мм,Dм4=108мм,Dм5=100мм,Dм6=96мм;
L1,L2,L3, L4,L5, L6– соответствующие длины шеек межопорной части шпинделя, мм:
L1=32мм,L2=21мм,L3=2мм,L4=217мм,L5=26мм,L6=2мм;
l– длина межопорной части шпинделя, мм:l=300мм.
.
Средний диаметр отверстия межопорной части шпинделя определяется по формуле:
,
где do1, do2, do3, do4, do5, do6– диаметры отверстий в межопорной части шпинделя, мм:
do1 = 34,5 мм, do2 = 30,5 мм, do3 = 34 мм, do4 = 42 мм, do5 = 38мм;
l1, l2, l3, l4, l5– соответствующие длины отверстий в межопорной части шпинделя, мм:
l1=22мм, l2=18мм, l3=19мм, l4=2мм, l5=239мм;
l – длина межопорной части шпинделя, мм: l =300мм.
.
Средний осевой момент инерции сечения шпинделя в пролете между опорами:
.
Площадь сечения переднего конца шпинделя определяется по формуле:
,
где Dкиdк– средние диаметры шеек и отверстий консоли шпинделя, мм:Dк= 90,5 мм;dк= 30 мм.
.
Площадь сечения межопорной части шпинделя определяется по формуле:,
где Dши dо– средние диаметры шеек и отверстий межопорной части шпинделя, мм; Dш= 93,5 мм; dо= 35,4 мм. .
Рис.9.3. Зависимость жесткости подшипника от его диаметра:
1 – двухрядные роликовые подшипники; 2 – конические роликовые подшипники; 3 – шариковые подшипники; 4 – гидростатические подшипники.
Радиальная жесткость передней опоры при d = 120ммсоставляет 0,16 кН/мкм, что равняется Н/мм. Так как в задней опоре установлен комплект шариковых радиально-упорных подшипников установленных врастяжку по схеме дуплекс тандем, то имеющиеся значение радиальной жесткости следует умножить на количество подшипников в задней опоре, т.е. jA = .Диаметр шпинделя в задней опореdз=100мм соответственно радиальная жесткость составляет Н/мм. Так как в передней опоре установлен комплект шариковых радиально-упорных подшипников установленных врастяжку по схеме дуплекс тандем, то имеющиеся значение радиальной жесткости следует умножить на количество подшипников в передней опоре, т.е. jB = .
Перемещение переднего конца шпинделя в плоскости ХY
;
Перемещение переднего конца шпинделя в плоскости ХZ
.
Тогда общее упругое перемещение переднего конца шпинделя
.
Допустимое перемещение переднего конца шпинделя
,
где l – межопорное расстояние, мм: l = 300 мм.
.
Из сравнения полученного суммарного упругого перемещения переднего конца шпинделя с допускаемым значение делается вывод, то жесткость шпиндельного узла по упругому перемещения переднего конца обеспечивается:
.