- •Курсовой проект
- •Оглавление
- •Аннотация
- •Введение
- •1 Обзор конструкций горизонтальных многоцелевых станков
- •1.1 Станок горизонтально-расточный модели 2а620ф11
- •1.2 Станок многоцелевой горизонтально-расточной 2в622ф4
- •1.3 Станок многоцелевой горизонтальный расточно-фрезерный 2в622ф11-1
- •1.4 Горизонтально-расточной станок 2а636ф2
- •1.5 Станок горизонтально-расточной 2а637ф1
- •1.6 Станок горизонтально-расточной модель 2н637ф2и-01
- •1.7 Обрабатывающий центр 2627мф4
- •1.8 Станок горизонтально-расточной 2620вф1
- •1.9 Станок горизонтально-расточной 2а622ф2-1
- •1.10 Станок горизонтальный сверлильно-фрезерно-расточный с чпу ир800пм8ф4
- •1.11 Многоцелевой сверлильно-фрезерно-расточной станок ир320пмф4
- •2 Патентно-информационный поиск шпиндельных бабок и шпиндельных узлов
- •2.1 Информационный поиск
- •3 Определение мощности привода и выбор электродвигателя
- •4 Кинематический расчет главного привода
- •4.18 Определение передаточных отношений и передаточных чисел передач
- •4.19 Определений чисел зубьев зубчатых колес передач
- •4.20 Кинематическая схема многоцелевого сверлильно-фрезерно-расточного станка с консольной шпиндельной бабкой с автономным шпиндельным узлом
- •6.1.4 Расчет нормального и окружного модуля постоянной косозубой зубчатой передачи на контактную выносливость
- •6.1.5 Расчет постоянной косозубой зубчатой передачи на изгибную прочность
- •6.1.6 Выбор модуля и округление его до стандартного значения
- •6.1.7 Расчёт геометрических параметров постоянной косозубой передачи
- •6.1.8 Проверочный расчет постоянной косозубой зубчатой передачи на контактную выносливость зубьев
- •6.2 Расчёт наиболее нагруженной косозубой зубчатой групповой передачи
- •6.2.1 Исходные данные
- •6.2.2 Выбор материала и термической обработки зубчатых колес
- •6.2.3 Расчёт наиболее нагруженной косозубой зубчатой групповой передачи на контактную выносливость
- •6.2.4 Расчет нормального и окружного модуля для наиболее нагруженной косозубой зубчатой групповой передачи на контактную выносливость
- •6.1.5 Расчет наиболее нагруженной косозубой зубчатой групповой передачи на изгибную прочность
- •6.2.6 Выбор модуля и округление его до стандартного значения
- •6.1.7 Расчёт геометрических параметров наиболее нагруженной косозубой зубчатой групповой передачи
- •6.3 Расчёт геометрических параметров 2-ой косозубой зубчатой групповой передачи
- •6.3.1 Исходные данные
- •6.3.2 Расчёт геометрических параметров
- •6.4 Расчёт постоянной прямозубой зубчатой передачи
- •6.4.1 Исходные данные
- •6.4.2 Выбор материала и термической обработки зубчатых колес
- •6.4.3 Расчет постоянной прямозубой зубчатой передачи на контактную выносливость
- •6.1.4 Расчет нормального модуля постоянной прямозубой зубчатой передачи на контактную выносливость
- •6.4.5 Расчет постоянной прямозубой зубчатой передачи на изгибную прочность
- •6.1.6 Выбор модуля и округление его до стандартного значения
- •6.4.7 Расчёт геометрических параметров постоянной прямозубой передачи
- •7 Проектный расчет валов
- •8.1 Разработка конструкции шпиндельного узла
- •8.1.1 Выбор материала конструкции
- •8.1.2 Выбор переднего конца шпинделя
- •8.1.3 Обоснование диаметра передней шейки шпинделя и межопорного расстояния
- •8.1.4 Выбор типа подшипников для опор шпинделя
- •8.1.5 Обоснование схемы установки подшипников в опорах
- •8.1.6 Выбор материала для шпинделя
- •8.1.7 Обоснование метода и системы смазывания шпиндельных опор
- •8.1.8 Описание уплотнений шпиндельных опор
- •8.1.9 Обоснование допустимых отклонений размеров поверхностей сопряженных с подшипниками опор шпинделя
- •9 Проверочный расчёт вала
- •9.1 Проверочный расчет вала на статическую прочность
- •9.1.1 Расчет сил косозубой передачи z3-z4
- •9.1.2 Расчет сил прямозубой передачи z7-z8
- •9.1.3 Определение опорных реакций и построение изгибающих, крутящих и эквивалентных моментов
- •9.2 Проверочный расчет вала на усталостную прочность
- •10 Расчет нагрузок на шпиндель
- •11 Расчет шпиндельного узла на жесткость
- •12 Описание системы смазывания
- •13 Регулирование натягов подшипников шпинделя
- •13 Схема смазывания шпиндельных опор
- •14 Механизм переключения коробки скоростей
- •15 Технические требования
- •Литература
- •Приложения
8.1.7 Обоснование метода и системы смазывания шпиндельных опор
В первую очередь отметим, что для смазывания шпиндельных опор применим жидкий материал. Так как жидкие смазочные масла хорошо отводят теплоту от шпиндельных опор, уносят продукты изнашивания, делают ненужным периодический надзор за подшипниками.
Систему смазывания жидким материалом выбираем исходя из требуемой быстроходности шпинделя, проанализировав существующие способы, примем исходя из таблицы 6.19 [1] при предельной быстроходности (3…4)·105мм·мин-1 – жидкое минимальное импульсное смазывание масленым туманом. Данный способ обеспечивает во внутренней полости опоры необходимый минимальный объем смазочного материала, достаточный только для разделения рабочих поверхностей опоры эластогидродинамической пленкой, также это позволит экономически расходовать смазочный материал.
Смазывание масляным туманом, образующимся с помощью маслораспылителя, приводит к выделению в опорах минимального количества теплоты. Они хорошо охлаждаются сжатым воздухом и благодаря его избыточному давлению защищены от пыли. Однако система сложна, и проникающие наружу через уплотнения частицы масла ухудшают санитарные условия у станка, поэтому при выборе уплотнения шпиндельных опор этому вопросу было уделено особое внимание.
Принцип работы системы следующий: перед подачей в зону смазывания, масло смешивается с воздухом, находящимся под повышенном давлении, в следствии чего образуется масленый туман. После этого масло свободно истекает из опоры, проходит цикл очистки и заново поступает в систему смазывания.
Требуемый расход смазочного материала (расчет ведем в соответствии с методикой приведенной на стр.161 [1]):
где Q0 – минимально допустимый расход маслапри благоприятных условиях, для шарикоподшипников Q0 = 0.02 см3;
k1 – коэффициент, зависящий от частоты вращения и размера подшипника, при n·d1.5 = 4500·951.5= 3.45·106 >106, тогда k1= 4;
k2 – коэффициентзапаса смазочного материала в корпусе опоры, при отсутствии запаса, когда масло свободно истекает из опоры, k2= 4;
k3 – коэффициент, зависящий от допустимой температуры опоры, принимаем температуру 70˚С, тогда k3= 1;
Таким образом:
8.1.8 Описание уплотнений шпиндельных опор
Уплотнения защищают подшипники от загрязнений и смазочно-охлаждающей жидкости, препятствуют вытеканию смазочного материала из опор. Учтя горизонтальное расположение шпинделя, а также высокие частоты его вращения, применим бесконтактные динамические (см. рисунок 8.3, а) зигзагообразные лабиринтные уплотнения радиального типа, а также аксиальное щелевое радиальное, образуемое двумя цилиндрическими поверхностями статического типа (см. рисунок 8.3, б) Эти уплотнения обеспечивают наилучшую герметичность опор шпинделя, они выполняют свои функции тем лучше, чем выше частота вращения шпинделя.
Рисунок 8.3 – Уплотнения для опор шпинделя:
а – зигзагообразное лабиринтное уплотнение (радиального типа);
б – аксиальное лабиринтное уплотнение (статического типа).
Жидкий смазочный материал образует на поверхности шпинделя масляную пленку, которая способна перемещаться вдоль его оси и проходить через уплотнения. Поэтому для ее сброса предусматриваем маслосбрасывающие уплотнения, имеющие острые кромки, с которых масло срывается под действием центробежных сил. Также применим щелевое уплотнение, для защиты от проникновения внутрь шпиндельной опоры смазочно-охлаждающей жидкости.