Разработка и проектирование главного привода движения токарно - карусельного станка

       Проверка: 

       Реакции определены верно. 

       Найдем  изгибающие моменты в двух плоскостях.

       Плоскость OY:

       Под колесом Z₁₈: 

       Под колесом Z₁₈ с учетом осевой силы F_a18: 

       Под опорой В справа: 

       По  этим значениям строим эпюру M_Y.

       Плоскость OX:

       Под колесом Z₁₈: 

       Под колесом Z₁₈ с учетом осевой силы F_a18:

             Под опорой В справа: 

       По  этим значениям строим эпюру M_{X .} 
 

       Результирующие  изгибающие моменты приведенные  в одну плоскость:

       Под колесом Z₁₈: 

       Под опорой В : 

       Строим  эпюру результирующих изгибающих моментов М.

       Эквивалентные моменты от изгиба и кручения совместно: 

       Под опорой В : 

       Из  эпюр видим самым нагруженным является сечение под опорой В.

       Суммарные реакции опор приведенные в одну плоскость (которые потребуются  для подбора подшипников): 
 

       Принимаем материал вала сталь 40Х термообработка наружной поверхности HRC 31…25. Принимаем предел выносливости при изгибе, при кручении , максимальный фактор при изгибе при кручении , эффективный коэффициент концентрации напряжений для валов с галтелью, при кручении

         при изгибе  , коэффициент учитывающий упрочнение  поверхности .

       Определим допускаемое напряжение для материала  вала:

        

       где – коэффициент долговечностидля длительно работающих валов , - коэффициент безопасности.

     Определим диаметр вала в самом нагруженном  сечении под опорой В:

     = 94, 9 мм.

     Принимаем диаметр вала мм.

     Проведем  проверочный расчет вала для самого нагруженного сечения под опорой В.

     Момент  сопротивления сечения вала с  галтелью:

     мм.³

     Амплитуда номинальных напряжений изгиба при  симметричном цикле изменения напряжения изгиба: 

     Коэффициент безопасности в сечении по изгибу:

     где -коэффициент,

     Характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла,

      =0 – постоянная  составляющая цикла  изменения напряжений  при симметричном  цикле изменения  напряжения изгиба.

     Полярный  момент по сечению для валов с  галтелью:

      мм.³

Амплитуда и постоянные состовляющие цикла: 

 

      Рисунок 3.1 – Схема к расчету вала 

 

Коэффициент безопасности в сечении: 

==15,3

Общий коэффициент безопасности по усталостной  прочности:

.

Следовательно прочность вала обеспечена. 

3.6 Расчет шпиндельного узла на жесткость

            Для определения жесткости шпинделя составляется расчетная схема на основании которой определяются все действующие силы на шпиндельный узел. Расчетная схема представлена на рисунке 3.6.1

      Упругое перемещение шпинделя определяется по формуле:

      

         где Q – сила в зубчатом зацеплении:

                                                        

        

                 Рисунок 3.6.1 – Схема к расчету вала

             

                                  Н                             (3.6.1) 

      

 Н 

              Р – сила резания: 

        Н                                     (3.6.2) 

             а=0,240 м, b=0,027 м, l=0,377м 

  Н           

        Н

 Н                     (3.6.3) 

   Н                                (3.6.4) 

   Н·м                    (3.6.5) 

   Н·м                    (3.6.7) 

   Н·м               (3.6.8) 

   Н·м            (3.6.9) 

                                                 (3.6.10) 

 

 Н·м 

 

 Н·м 
 
 
 
 
 

             I₁ – среднее значение осевого момента инерции сечения консоли;

     I₂ – среднее значение осевого момента инерции сечения шпинделя в пролете между опорами: 

                                                       (3.6.11) 

      

 Н·м 

      

 Н·м 

j_A и j_B – радиальная жесткость передней и задней опор

        Н/м        (3.6.12)

          Н/м     

       

        Па – модуль упругости  материала шпинделя; 

   

 м 

     Изгибная  жесткость обеспечивается при выполнении условий: 

                                                         (3.6.13)

                                                         (3.6.14) 

     Допускаемый прогиб м.

     Условие (73) выполняется, так как 3,54<754.

     Допускаемый угол поворота рад.

     Угол  поворота в передней опоре определяется по формуле: 

                           (3.6.15)

 

 

 рад

      Условие (37.3) выполняется, так как 0,000001302<0,001. 

      3.7 Обоснование конструкции шпинделя, выбор материала и термической обработки.

      Основанными требованиями, которые предъявляются  к шпиндельным узлам являются:

     - точность вращения шпинделя, характеризующаяся  радиальным и осевым биением  переднего конца, оказывает сильное  влияние на                                                                                    точность обрабатываемых деталей.  Допустимое биение шпинделя универсального  станка должна соответствовать  государственным стандартам.

- жесткость  шпиндельного узла характеризуется  его деформациями под действием  нагрузки. Допустимый угол поворота  шпинделя в передней опоре,  сопровождающийся неравномерным  распределением нагрузки между  телами качения подшипников, принимается  равным 0,0001…0,00015рад. Угол поворота  шпинделя под приводным зубчатым  колесом допускается от 0,0008 до 0,0001 рад, а прогиб в этом месте  не должен превышать 0,01m=0,01·3,5=0,035.

- виброустойчивость  и износостойкость.

      Для обеспечения работоспособности  шпиндельных подшипников необходимо соотношение между диаметром d шпинделя и меж опорным расстоянием: 

        мм                                        (3.7.1) 

      Допустимое  радиальное перемещение переднего  конца шпинделя под действием  нагрузки не должно превышать 1/3 допуска  на размер обрабатываемой на станке детали.

      - Температурные деформации шпиндельного  узла оказывают влияние на  точность обработки и работоспособность  опор.                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                               Для «Н» класса точности станка  допустимая температура нагруженного  кольца подшипника равна 70 ⁰С.

      Передний  конец шпинделя служит для базирования  и закрепления режущего инструмента. Передние концы выполняют по государственным  стандартам. Точное центрирование и  жесткое сопряжение инструмента  или оправки со шпинделем обеспечиваются коническим соединением.

      Вышеуказанные требования обеспечиваются правильным выбором материала и конструкции  шпинделя, которая представлена на листе 2 графической части проекта.

      В шпиндельных узлах современных  станков в основном применяют  подшипники качения. Для них характерны небольшие потери на трение и простые  системы смазывания. Подшипники качения  обеспечивают высокую точность вращения шпинделя и необходимую виброустойчивость, они надежно работают при изменении частоты вращения и нагрузок в широких диапазонах, удобны в эксплуатации.  

3.8  Описание и расчет системы смазки шпиндельного узла и привода главного узла в целом.

        В шпиндельных узлах современных станков в основном применяют подшипники качения. Для них характерны небольшие потери на трение и простые системы смазывания. Подшипники качения обеспечивают высокую точность вращения шпинделя и необходимую виброустойчивость, они надежно работают при изменении частоты вращения и нагрузок в широких диапазонах, удобны в эксплуатации. Для выбора зазоров в передней опоре применен сдвоенный роликовый подшипник с посадкой внутренней обоймы подшипника на коническую шейку вала шпинделя.