КОНСТРУКЦІЯ І РОЗРАХУНОК ШПИНДЕЛЬНОГО ВУЗЛА ВЕРСТАТА 2В56 (2М55)

http://www.ce-studbaza.ru/werk.php?id=9224

5. КОНСТРУКЦІЯ І РОЗРАХУНОК ШПИНДЕЛЬНОГО ВУЗЛА ВЕРСТАТА 2В56 (2М55)

5.1. Обґрунтування конструкції шпиндельного вузла

Конструкція шпиндельного вузла показана на кресленні приводу подач МШ55.08.2.00.02СК. Основними деталями шпиндельного вузла є шпиндель поз.4 і пиноль поз.3. Шпиндель змонтований у пинолі на опорах. Відповідно до розрахованому і прийнятому раніше діаметру шлицевого кінця шпинделя 8х36х42 посадковий розмір під підшипники в опорах шпинделя приймаємо 45 мм. Встановлюємо в нижній опорі радіальний кульковий підшипник № 209 і упорний кульковий № 8309. У верхній опорі встановлюємо радіально-упорний кульковий підшипник № 36209. Основні параметри обраних підшипників приведені в таблиці 5.1.



Таблиця 5.1. Параметри підшипників в опорах шпинделя
Номер

b, мм

d, мм

D, мм

Dт, мм

C, Н
Co, Н
Z
nmax,

об/хв

209

19

45

85

12.7
33200

18600

9

7500

8309

20

45

85

12.7
71500

130000

17

2800

36209

19

45

85

12.7
41200

25100

13

9000



У таблиці 5.1: b – ширина підшипника; d – внутрішній посадковий (на вал) діаметр; D – зовнішній діаметр; Dт – діаметр кульок; C – динамічна вантажопідйомність; Co – статична вантажопідйомність; Z – число кульок; nmax- масимальная припустима частота обертання при консистентному змащенні.

Регулювання зазорів і створення натягу в опорах шпинделя виконується гайкою М45х2 (поз.65).

Для запобігання влучення пилу в опори шпинделя і витікання олії у верхній опорі шпинделя встановлюємо ущільнення у виді гумової кільцевої манжети в розточенні опорного стакана, а в нижній опорі диск із зовнішніми маслозатримуючими канавками (поз.13).

Пиноль є робочим органом подачі. Як тяговий механізм при цьому використовується рейкова передача. Зуби рейки нарізані прямо на пиноли, з якими входить у зачеплення рейкова шестірня. Розміри рейкової шестірні прийняті по верстаті-аналогу – модуль m=3.0 мм, Zрш=14. Для забезпечення нормальної роботи рейкової передачі (паралельності ліній контакту зубів на рейці і рейковій шестірні) у корпусі шпиндельної бабки встановлена палець-шпонка (поз.11), що входить у шпонковий паз пинолі.



5.2. Визначення розрахункових навантажень на шпиндель

Вихідним навантаженням для шпиндельного вузла є найбільше стискальне зусилля на пиноли Qmax (Н) і найбільший момент, що крутить, Мшп. Попередньо граничні режими і навантаження були розраховані при виборі приводного двигуна в параграфі 1.4 першого розділу. Приймаємо значення максимального зусилля подачі Рх=Ро=17525.5 Н, розраховане в цьому розділі, а значення максимального моменту, що крутить, приймаємо за результатами проектного розрахунку привода Мшп=384.07 Нм (див. розділ 2, табл.2.10, 2.11).

Максимальне стискальне зусилля визначається за значенням Рх з урахуванням сил тертя в шлицевом з єднанні шпинделя з гільзою коробки швидкостей, через яке передається момент, що крутить, до шпинделя. Значення Qmax визначається по формулі

Qmax = Px + 2000*Mшп*f / dср, (5.1)
де f=0.15 – коефіцієнт тертя (сталь по сталі) у шлицевому з єднанні шпинделя з гільзою; dср=(42+36)/2 = 39 мм – середній діаметр шлицевого кінця шпинделя.
Тоді максимальне стискальне зусилля на шпинделі (за виразом 5.1)

Qmax = 17525.5 + 2000*384.07*0.15 / 39 = 19958.5 Н.

При подальшому розрахунку приймаємо Qmax = 20000 Н.

5.3. Розрахунок шпинделя на жорсткість

Шпиндель радіально-свердлильного верстата має в основному крутильні напруги і розраховується на крутильну жорсткість. Сумарний кут закручування шпинделю під дією моменту, що крутить, дорівнює сумі кутів закручування окремих його ділянок з різними розмірами поперечного переріза.



, (5.2)



де Мкр= 384.07 Нм, максимальний момент, що крутить, на шпинделі при потужності різання, рівної потужності двигуна з обліком К.П.Д. коробки швидкостей (див.п.3.1); G=7.9×104 мПа - модуль пружності стали при крутінні; Ku – кількість ділянок шпинделю з різними діаметрами і довжиною між крапками прикладення моменту, що крутить, по кресленню при його повному висуванні на довжину ходу 400 мм(Ku=3). Їх довжини дорівнюють Li = 450, 624, 48 мм. Шпиндель має два види форми перетину: шлицеве з зовнішнім діаметром 42 і внутрішнім - 36 мм, довжиною L1=450 мм і круглі: діаметром d2=45 мм і довжиною L2=624 мм і d3 = 64 мм, довжиною L3 =48 мм. Полярні моменти інерції перетину ділянок шпинделя - Jpi для круглого перетину дорівнюють:

Jpi=p×di4 /32. (5.3)

Для шлицевых ділянок допускається розраховувати момент інерції по їхньому середньому діаметрі (дорівнює d1=39 мм).

Підставляючі у формулу (5.2) вираження (5.3) для полярного моменту інерції, получимо

, (5.4)

Підставляючі дані у формулу (5.4), одержуємо:

j = (32*384070/p*79000)*(450/394+624/454+48/644) = 0.01731 радіан

Переводимо значення кута закручування в градуси

j = 0.01731*180/3.14159 = 0.99178 о

Кут закручування, що допускається, для шпинделів свердлильних верстатів [f] = 1 градус/м. При довжині шпинделя 1 м приведений кут закручування буде дорівнювати jін=0.99178*1000/(450+624+48) = 0.884о, що менше припустимого.

5.4. Розрахунок підшипників шпинделя

Тому що радіальні навантаження на шпиндель і його опори у свердлильних верстатах незначні, то виконуємо розрахунок тільки упорного підшипника № 8309. Його характеристики(таблиця 5.1): внутрішній діаметр 45 мм, зовнішній діаметр 85 мм, висота 28 мм, діаметр кульок 12.7 мм, динамічна вантажо-під’емність С=71500 Н, статична вантажопідьємність Со=130000 Н, максимальна частота обертання при консистентному змащенні 2800 об/хв.

Вихідні дані для розрахунку: осьова сила на підшипник дорівнює максимальному зусиллю подачі Px=17525.5 Н, розрахункова частота обертання n=125 об/хв.

Розраховуємо еквівалентне динамічне навантаження

P = Fa * Kб* Kт Н, (5.3)

де Fa=Px=17525.5 Н осьове навантаження на підшипник, Kб=1.1 - коефіцієнт безпеки, при роботі з легкими поштовхами і можливим перевантаженням до 125%, Kт=1.05 - температурний коефіцієнт при максимальній температурі до 125о.

P=17525.5*1.1*1.05 = 20242.0 Н.

Довговічність підшипника
Lh = (106 / 60 · n) · (C / P) 3 , годин. (5.4)

Підставляючи дані, одержуємо:

Lh = (106/60·125) · (71500/20242)3 = 5876.2 годин.

Фактична довговічність у реальних умовах експлуатації буде значно вище (у 2.5-3 рази), тому що верстат працює з граничним стискальним зусиллям не більш 30% часу. Для досить точного розрахунку довговічності необхідно мати статистичні дані про імовірність роботи верстата на всіх можливих у ньому режимах з різними навантаженнями.

5.5. Розрахунок шлицевого з єднання шпинделя

Перевіряємо шлицевое з єднання шпинделя по напругах зминання бічних поверхонь шліц [1,т.2,с.533-552]. Діючі напруги зминання визначаються по вираженню

sсм = Мкр / y × F × l × rср , МПа (5.5)



де y=0.7-0.8 (приймаємо 0.75) - коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу зусиль по робочих поверхнях шліц; F- площа всіх бічних зубів з однієї сторони на 1 мм довжини з єднання



F = z × [(D - d) – 2 × (f + r)] / 2, (5.6)

z=8 - число шліц, D=42, d=36 мм - зовнішній і внутрішній діаметри шліц, f=0.3 мм - висота фаски на зовнішньому діаметрі вала, r=0.2 мм - радіус сполучення на внутрішньому діаметрі.



F = 8 × [(42 - 36) – 2 × (0.3 + 0.2)] / 2 = 20.0 мм2;


l=100 мм - довжина шлицевого з єднання(отвору); rср = (D+d)/4 = 39.0 мм - середній радіус з єднання.

Підставляючи дані в основну формулу, одержуємо значення напруги зминання

sсм = 384.07 × 1000/ (0.75 × 20.0 × 100 × 39.0) =6.565 МПа



Напруга зминання, що допускається, [sсм]=15 МПа при середніх умовах експлуатації для рухливого з єднання під навантаженням. Умова міцності по нап-ругах зминання виконується.