http://www.ce-studbaza.ru/werk.php?id=9228
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=7.9104 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=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:
= (32*384070/*79000)*(450/394+624/454+48/644) = 0.01731 радіан
Переводимо значення кута закручування в градуси
= 0.01731*180/3.14159 = 0.99178 о
Кут закручування, що допускається, для шпинделів свердлильних верстатів [] = 1 градус/м. При довжині шпинделя 1 м приведений кут закручування буде дорівнювати ін=0.99178*1000/(450+624+48) = 0.884о, що менше припустимого.
вторник, 16 января 2018 г.
Визначення розрахункових навантажень на шпиндель
http://www.ce-studbaza.ru/werk.php?id=9227
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.
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.
Розрахунок шлицевого з єднання вала
http://www.ce-studbaza.ru/werk.php?id=9226
Розрахунок шлицевого з єднання вала
Перевіряємо шлицевое з єднання вала 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.
Розрахунок шлицевого з єднання вала
Перевіряємо шлицевое з єднання вала 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.
Розрахунок підшипників шпинделя сверлильного верстата
http://www.ce-studbaza.ru/werk.php?id=9225
Розрахунок підшипників шпинделя сверлильного верстата
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.
Розрахунок підшипників шпинделя сверлильного верстата
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.
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.
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.
Розрахунок запобіжної муфти коробки передач (коробки подач)
http://www.ce-studbaza.ru/werk.php?id=9223
Розрахунок запобіжної муфти коробки передач (коробки подач)
Мал. 4.4. Конструкція запобіжної муфти
По довіднику конструктора [1, т.2, с.229, табл.23] вибираємо стандартну кулачкову запобіжну муфту за ДСТ15620-77 відповідно до необхідного моменту спрацьовування і розмірами вала, на яку вона буде встановлена.
Момент спрацьовування муфти повинний бути не менше граничного моменту на 4-м валу Mпр = M4 = 7.95 Нм. Діаметр цього вала під установку зубчастих коліс був прийнятий dв4=30 мм, а діаметр під посадку підшипника дорівнює 25 мм. Муфта буде встановлена на кінці вала з зубчастим колесом Z29 (див. кінематичну схему привода на мал.4.1). Діаметр отвору в муфті для установки на вал повинний бути не більше 20 мм.
Для цих умов вибираємо муфту з циліндричним посадковим отвором і шпонковим пазом (виконання за ГОСТ 15620-93). Номінальний момент спрацьовування муфти з таким отвором дорівнює Мном = 20 Нм, що більше граничного моменту на 4-м валу. Однак у конструкції муфти передбачена можливість регулювання моменту спрацьовування убік зменшення.
Конструкція цієї муфти приведена на мал.4.4. Вона складається з вільно обертової на базовій втулці 1 напівмуфти 2 з циліндричною посадковою поверхнею і шпонковим пазом для установки зубчастого колеса, що переміщається по шліцах напівмуфти 3, кулачки якої підгортаються до кулачків напівмуфти 2 пружиною. Регулювання осьової сили пружини і, відповідно, моменту спрацьовування муфти виконується гайкою 5 через втулку 4.
У перевірочному розрахунку муфти необхідності нема, тому що вона ста-
ндартна і вибрана з великим запасом за моментом спрацьовування. Розраховуємо тільки потрібне зусилля натягу пружини Q.
Q = 2 * Mпp * [tg(a-r) – Dср * f / d] / Dср,
де a- кут загострення (a=45о), r=6о - кут тертя у кулачках, f = 0.1 – коефіцієнт тертя у шліцевому з єднанні, Dср – середній діаметр кулачків (в обраній муфті дорівнює 54 мм), d=36 мм – внутрішній діаметр шліців, на яких встановлена рухлива втулка.
Q = 2000 * 7.95 * [tg(45 - 6) – 54 * 0.1 / 36] / 54 = 194.3 Н
За цим зусиллям обираються параметри пружини, але в нашому випадку в цьому нема необхідності, тому що муфта стандартна. Значення розрахованого зусілля буде використовуватись при регулюванні муфти на потрібний момент спрацьовування.
Розрахунок запобіжної муфти коробки передач (коробки подач)
Мал. 4.4. Конструкція запобіжної муфти
По довіднику конструктора [1, т.2, с.229, табл.23] вибираємо стандартну кулачкову запобіжну муфту за ДСТ15620-77 відповідно до необхідного моменту спрацьовування і розмірами вала, на яку вона буде встановлена.
Момент спрацьовування муфти повинний бути не менше граничного моменту на 4-м валу Mпр = M4 = 7.95 Нм. Діаметр цього вала під установку зубчастих коліс був прийнятий dв4=30 мм, а діаметр під посадку підшипника дорівнює 25 мм. Муфта буде встановлена на кінці вала з зубчастим колесом Z29 (див. кінематичну схему привода на мал.4.1). Діаметр отвору в муфті для установки на вал повинний бути не більше 20 мм.
Для цих умов вибираємо муфту з циліндричним посадковим отвором і шпонковим пазом (виконання за ГОСТ 15620-93). Номінальний момент спрацьовування муфти з таким отвором дорівнює Мном = 20 Нм, що більше граничного моменту на 4-м валу. Однак у конструкції муфти передбачена можливість регулювання моменту спрацьовування убік зменшення.
Конструкція цієї муфти приведена на мал.4.4. Вона складається з вільно обертової на базовій втулці 1 напівмуфти 2 з циліндричною посадковою поверхнею і шпонковим пазом для установки зубчастого колеса, що переміщається по шліцах напівмуфти 3, кулачки якої підгортаються до кулачків напівмуфти 2 пружиною. Регулювання осьової сили пружини і, відповідно, моменту спрацьовування муфти виконується гайкою 5 через втулку 4.
У перевірочному розрахунку муфти необхідності нема, тому що вона ста-
ндартна і вибрана з великим запасом за моментом спрацьовування. Розраховуємо тільки потрібне зусилля натягу пружини Q.
Q = 2 * Mпp * [tg(a-r) – Dср * f / d] / Dср,
де a- кут загострення (a=45о), r=6о - кут тертя у кулачках, f = 0.1 – коефіцієнт тертя у шліцевому з єднанні, Dср – середній діаметр кулачків (в обраній муфті дорівнює 54 мм), d=36 мм – внутрішній діаметр шліців, на яких встановлена рухлива втулка.
Q = 2000 * 7.95 * [tg(45 - 6) – 54 * 0.1 / 36] / 54 = 194.3 Н
За цим зусиллям обираються параметри пружини, але в нашому випадку в цьому нема необхідності, тому що муфта стандартна. Значення розрахованого зусілля буде використовуватись при регулюванні муфти на потрібний момент спрацьовування.
Коробка подач + спецификации металлорежущего станка 2В56 (2М55)
http://www.ce-studbaza.ru/werk.php?id=9222
Коробка подач + спецификации металлорежущего станка 2В56 (2М55)
Коробка подач + спецификации металлорежущего станка 2В56 (2М55)
Подписаться на:
Сообщения (Atom)