Название и назначение станка, для которого проектируется узел

Высокая осевая жесткость  опор рассматриваемого типа делает данную конструкцию особенно подходящей для фрезерных станков.

Защита подшипников шпиндельного узла от воздействия внешней среды (грязи, пыли и влаги) у шпинделей, работающих при малых и средних оборотах, обеспечивается с помощью лабиринтных уплотнений.

Ориентировочные размеры  и конструктивное оформление узла шпинделя определяем эскизным прочерчиванием с учетом общей компоновки коробки.

 

9.11 Расчет сил действующих на шпиндель

 

Шпиндель разгружен  от действия сил со стороны приводного вала, поэтому он нагружен только силами резания.

Силы резания:  P_z = 20764 Н;

Составляющие сил резания  [3, с. 292]:

- Осевая составляющая  P_x = (0,5…0,55)P_z;

- Радиальная составляющая  P_y = (0,3…0,4)P_z

P_x = 0,5´20764 = 10382 H

P_v = 0,35´20764 = 7267 H

 

Составляем расчетную схему (рисунок 12) и приводим силы, действующие на него в две взаимно перпендикулярные плоскости.

 

 

Рисунок 12 - Расчетная  схема шпинделя

 

L – расстояние между опорами;

l – хвостовая часть шпинделя со шлицевой частью, воспринимающая только крутящий момент;

а – вылет (консоль шпинделя).

Определяем реакции  опор в горизонтальной плоскости.

åМ_А = 0;    ;

 Н;

åМ_B = 0;  ;

 Н.

 

Определяем реакции  опор в вертикальной плоскости.

åМ_B = 0;    ;

 Н;

åМ_А = 0;    ;

 Н;

Знак «минус» - фактически сила – в обратную сторону.

 

Суммарные реакции опор:

 Н

 Н.

 

9.12 Проверочный расчет подшипников шпинделя

 

Критерием выбора подшипников  служит неравенство  [7, с. 427]:

,

где    С_тр – требуемая величина динамической грузоподъемности;

С – табличное значение динамической грузоподъемности выбранного подшипника.

,

где    Q – приведенная нагрузка подшипника;

n – угловая скорость, мин^-1  (n = 40 мин^-1);

L_h – долговечность подшипника (L_h = 5000 час) [6, с. 448];

α – коэффициент, зависящий от формы кривой контактной усталости.

В данном случае схема  установки подшипников выполнена  так, что радиальные нагрузки воспринимают только радиальные подшипники, а осевые – только упорные.

Расчет производим проверочный, т.к. подшипники принимаются конструктивно с учетом минимального расчетного диаметра шпинделя в результате компоновочного прочерчивания коробки скоростей.

 

 

Для передней опоры:

Роликоподшипник радиальный двухрядный с короткими цилиндрическими роликами легкой серии со следующими параметрами и размерами   [10, с. 70]: условное обозначение  3182122;  d x D x B = 110 х 170 х 45 мм; 

С = 173000 Н.

Упорный шарикоподшипник  однорядный особо легкой серии            [10, с. 119]): условное обозначение 8124;  d x D x B = 120 х 155 х 25 мм; 

С = 88000 Н.

Для задней опоры:

Роликоподшипник радиальный однорядный с короткими цилиндрическими роликами легкой серии со следующими параметрами и размерами   [10, с. 50]: условное обозначение  2218;  d x D x B = 90 х 160 х 30 мм; 

С = 121000 Н.

 

Проверяем роликовый двухрядный подшипник в передней опоре.

Приведенная нагрузка подшипника  [7, с. 431]:

,

где   k_k – коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца подшипника k_k = 1;

k_д – коэффициент динамичности, для станков k_д = 1,2 (табл. 15.5, с. 443 [7]);

k_Т – температурный коэффициент (при температуре работы подшипника до 100°С  k_Т = 1);

 Н

- для роликовых подшипников  [7, с. 427].

Тогда  < 173000 Н, т.е. подшипник работоспособен.

 

Проверяем упорный подшипник

,

где   Н – осевая нагрузка;   k_д = 1,2;  k_Т = 1.

 Н;

- для шариковых подшипников  [7, с. 427].

< 88000 Н, т.е. подшипник работоспособен.

 

Проверяем роликовый  однорядный подшипник в задней опоре.

Приведенная нагрузка подшипника  [7, с. 431]:

,      Н;

< 121000 Н, т.е. подшипник работоспособен.

 

9.13  Расчет шпинделя  на жесткость

 

Шпиндели, как правило, не рассчитываются на прочность (кроме  тяжело нагруженных станков), а производится расчет на жесткость  [6, с. 444].

Определяем допускаемые  значения параметров жесткости для проектируемого шпинделя.

Составляем расчетную схему (рисунок 13). Согласно выбранной кинематической схеме, на шпиндель действует только сила резания  Р_рез, результирующая, приведенных в одну плоскость сил Р_z и Р_У, а задний конец шпинделя разгружен от изгибающих сил за счет установки гильзы и передает только крутящий момент.

Расчет ведем по методике, изложенной  на стр. 88 [9] по формуле (3):

, см,                                     (5)

где    Р – нагрузка в кг;

К – коэффициент, равный    ,

где    l – расстояние между опорами шпинделя (если в опоре установлены два подшипника, принимается среднее положение), см;

а – длина консоли, см;

j₀ и j_ок – условная жесткость шпинделя в пролете между опорами и на консоли шпинделя:

  и   ,

где    Е – модуль упругости материала шпинделя в кг/см²;

I₁ и I₂ – осредненный момент инерции сечения шпинделя соответственно в пролете между опорами и консоли, см⁴;

J_В и j_А – жесткость подшипников соответственно передней и задней опоры, кг/см;

 

Исходные данные:  d_отв = 30мм – диаметр отверстия в шпинделе;

    d₁ = 92мм – диаметр между опорами;

    d₂ = 112мм – диаметр консоли шпинделя;

 

Расчетная схема –  рисунок 13  (горизонтальная плоскость).

 

 

Рисунок 13 – Расчетная схема шпинделя для горизонтальной плоскости

 

 

Значения для формулы  (5):

Р = Р_z = 2076,4 кг;    ;    Е = 2,1∙10⁶ кг/см⁴ – для стали;

- для кольцевого сечения;

 см⁴;   см⁴;

 кг/см;   кг/см;  

По графику  рис. 72, стр. 218 [9]: 

J_В = 125 кг/мкм = 125∙10⁴ кг/см;   J_А = 70 кг/мкм = 70∙10⁴ кг/см;  

Расчетная схема –  рисунок 14  (вертикальная плоскость).

 

 

Рисунок 14 - Расчетная  схема шпинделя для вертикальной плоскости

 

Полное перемещение  конца шпинделя:

 мм.

Допустимый прогиб шпинделя  [y]  определяется как  1/3  допуска на обрабатываемую деталь по 14 квалитету или пользуются зависимостью [6, с. 445]:                ,

где    l = 340 мм – расстояние между опорами шпинделя.

Тогда     

 мм > у = 0,053 мм.

 

Угол поворота в передней опоре  [9, с. 88], формула (2):

,  рад,

где    Р_Г = Р_z = 2076,4 кг;   Р_В = Р_y = 726,7 кг;  

 

Горизонтальная плоскость:

 рад;     

Вертикальная плоскость:

 

 рад;     

Суммарный угол поворота в передней опоре  [6, с. 445]:

 < [θ] = 0,001 рад.

Жесткость шпинделя обеспечена.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

10  Определение усилий  на органах управления

 

10.1 Назначение и принцип работы механизма переключения

В общем случае изменение частот вращения шпинделя осуществляется введением в зацепление различных пар зубчатых колес. Механизм управления предназначен для включения требуемой частоты вращения шпинделя, получаемой в результате определенного взаимного расположения блоков зубчатых колес.

Проектируемый механизм управления должен обеспечивать переключение скоростей проектируемой коробки путем перемещения блоков зубчатых колес. Переключение в первой групповой передаче (получение передаточных чисел  i₁   i₂) и третьей групповой передаче (получение передаточных чисел i₇   i₈) осуществляется путем перемещения двухвенцовых блоков. Во второй групповой передаче переключение осуществляется с помощью двух двухвенцовых блоков – левый для получения передаточных чисел  i₅   i₆, правый - для получения передаточных чисел  i₃   i₄, причем один из них периодически находится в нейтральном (выведенном из зацепления) положении.

По заданию необходимо применить кулачковый механизм барабанного  типа. В данном механизме осевое перемещение блоков колес осуществляется с помощью вилок, закрепленных на штанге. Вилка одним концом связана с блоком, другим – через ролик с пазом барабана. Исполнительным органом здесь является барабан, изготовленный в виде цилиндра и установленный на шарикоподшипниках. На образующей барабана выполнены для каждой вилки пазы по определенной траектории. При вращении барабана ролик вилки, замкнутый в пазу барабана движется по траектории паза, перемещаясь вдоль оси барабана. Вилка, связанная с передвижным блоком, перемещает его вдоль оси в требуемое положение. Вращение барабана осуществляется с помощью конического зацепления (передаточное отношение  i = 1) и маховика. Маховик имеет фиксацию в заданном угловом положении, каждое из которых соответствует определенному числу оборотов.

Этому механизму, как  и механизмов с предварительным  набором и селективного переключения, присущ недостаток, что если торцы зубьев передвижных блоков колес упрутся в торцы зубьев при выключенных валах коробки, то произвести переключение невозможно [11, с. 534]. В подобных случаях приходится сообщать валам коробки небольшой поворот – вручную или от толчковой кнопки, или посредством включения фрикционной муфты (в случае ее наличия), что связано с лишней затратой времени. Для нашего варианта используем толчковую кнопку.

 

10.2 Составляем схему включения блоков

Порядок введения в зацепление зубчатых пар ступеней передач для  включения требуемого значения частоты  вращения осуществляется в соответствии с графиком, рисунок 15. Каждому значению частоты вращения на графике соответствует определенное значение  передаточного отношения  i,  расположенное напротив значения подачи (отмечается точками). В соответствии с этим графиком определяем местоположение блоков зубчатых колес и строится развертка кривых барабана

 

 

Рисунок 15 – Схема  включения передаточных отношений 

 

 

10.3 Определение параметров барабана

Диаметр барабана зависит  от количества частот вращения. Поэтому  применение этого механизма для  большого диапазона ступеней затруднительно ввиду увеличения диаметральных размеров барабана. Траектория движения центра ролика кулачка на участке осевого перемещения производится по винтовой линии, которая развертывается на плоскость в виде прямой [11, с. 842]. Максимальный угол подъема кривой кулачка рекомендуется ограничиваться величиной порядка 55º [11, с. 501]. Поэтому, учитывая эту величину, рассчитаем длину дуги при угле поворота на одну ступень переключения. Составим расчетную схему – рисунок 16. Максимальный ход блока составляет Р_бл. = 64 мм для последней степени при переключении с частоты вращения шпинделя с n = 200 мин^-1  на  n = 250 мин^-1 .

 

Рисунок 16 - Расчетная  схема дуги барабана

 

Тогда из расчетной схемы l_пер. будет равна:

 

 мм

Примем величину мертвого хода (при  котором перемещаемый блок находится  уже в зацеплении в требуемом  положении и зафиксирован) равной по l_м.х. = 5 мм сверху и снизу, тогда длина дуги составит l_дуги. = 55 мм.

Ориентировочно длина окружности барабана составит:

 мм.

Расчетный диаметр барабана:

 мм.

Принимаем  D_б = 280 мм.

Остальные параметры  барабана определяются конструктивно  в ходе проектирования.

 

10.4 Определение усилий  на органах управления

При перемещении блоков колес возникают силы сопротивления (силы тяжести и трения блоков и деталей механизма управления, возможные перекосы и т.д.). Требуется определить эти силы и рассчитать усилие на рукоятке управления с учетом того, чтобы сила, приложенная к ней, не превышала 40Н.

Определяем массы подвижных  частей механизма переключения.

Массу блоков зубчатых колёс, вилок определяем по методике изложенной в литературе [12], разбивая их на элементарные фигуры.

Массы блоков зубчатых колёс: m₁ = 1,06 кг, m₂ = 3,12 кг, m₃ = 1,5 кг, m₄ = 6,6 кг.

Массы вилок:  m_в = 8 кг. 

Составляем расчетную  схему - рисунок 17. Для упрощения  в схеме показываем один блок.

Сила трения, возникающая  при перемещении блоков:

 

,

где     М_б –масса блока, Н

f – коэффициент трения (f = 0,15)

h_шл – КПД шлицев (h_шл = 0,95)

 

 Н

 Н

 Н

 Н

 

Сила трения, возникающая  при перемещении вилок:

  Р_в = 10mв∙f,

где    m_в – суммарная масса вилок, m_в = 8 кг

Р_в = 10´8´0,15 = 12 Н

Усилие на барабане  Р_бар  для каждого блока будет зависеть от угла подъема винтовой линии φ. Полезное усилие  Р_бар  , которое необходимо приложить для сдвига блока принимаем равным  Р_бл . Расчет ведем для переключения частоты вращения с  n = 200 мин^-1  на  n = 250 мин^-1 , при котором передвижению подвергаются все блоки одновременно. Нормальное усилие, прилагаемое к образующей паза определим по формуле:

Тогда окружное усилие на барабане:

 

 

Рисунок 17 – Расчетная  схема механизма управления

 

 

Для каждого блока:

- двойной блок первой  ступени (φ = 32º - с прочерчивания)

 Н;

 Н

- двойной левый блок  второй ступени (φ = 24º - с прочерчивания)

 Н;

 Н

- двойной правый блок  второй ступени (φ = 24º - с  прочерчивания)

 Н;

 Н