Проверочный расчет шлицевого соединения d – 8×36×40h7/h6×f10/e9
|
Параметр |
Формула, источник |
Значение |
|
Место соединения |
см. чертеж |
Шестерня z1 = 25 |
|
Передаваемый крутящий момент MK, Нм |
пункт 1.2 (глава 4) |
87,3 |
|
Число зубьев z |
см. табл. 2.17 |
8 |
|
Ширина шлица b, мм |
7 | |
|
Фаска С, мм |
0,4 | |
|
Средний диаметр соединения dСР, мм |
(D + d)/2 |
(36 + 40)/2=38 |
|
Высота шлица h, мм |
(D – d)/2 – 2C |
(40 – 36)/2 – 2·0,4 = 1,2 |
|
Длина соединения l, мм |
см. чертеж |
142 |
|
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями ψ |
пп. 2.4 |
1 |
|
Термообработка шлицев |
|
Азотирование |
|
Допускаемые напряжения смятия [σ]СМ, МПа |
см. табл. 2.19 |
25 |
|
Напряжения смятия σСМ, МПа |
|
|
|
Критерий работоспособности |
σСМ≤ [σ]СМ |
3,4 <50 |
|
Примечание. Соединение – подвижное. | ||
4. Расчет и обоснование параметров шпиндельного узла
При выборе компоновки шпиндельного узла руководствуемся следующим:
для обеспечения высокой радиальной жесткости шпиндельного узла и уменьшения осевых перемещений переднего конца шпинделя в осевом направлении, предусматриваем переднюю опору шпинделя – фиксированной, заднюю – плавающей;
диаметр под передней опорой шпинделя d= 100 мм, см. пункт 2.1 (глава 4);
с целью обеспечения заданной быстроходности шпиндельного узла:
dn= 100·8000 = 8·105мин-1,
принимаем радиально-упорные прецизионные гибридные подшипники со стальными кольцами и шариками из нитрида кремния фирмы SKF.
Таким образом, по рекомендациям пп. 2.7, выбираем конструкцию шпиндельного узла, представленного на рис. 2.25. Основные технические характеристики и схема шпиндельного узла показаны в табл. 4.18.
Таблица 4.18
Технические характеристики шпиндельного узла
|
| |||
|
Параметр |
Формула, источник |
Значение |
Примечание |
|
Подшипники в передней опоре |
см. табл. П23 |
7020CD/HC |
|
|
Подшипники в задней опоре |
7016CD/HC |
| |
|
Максимальная частота вращения nШПmax, мин-1 |
кинематическая схема |
8000 |
|
|
Диаметр под передней опорой d, мм |
пункт. 2.1 (глава 4) |
100 |
Ширина стола 320 мм |
|
Диаметр переходного участка вала d1, мм |
(1,1…1,2)d |
1,1·100 = = 110 |
|
|
Посадочный диаметр d2, мм |
пункт 2.1 (глава 4) |
95 |
95×3×7H/7n ГОСТ 6033-80 |
|
Диаметр под задней опорой d3, мм |
80 |
| |
|
Диаметр сквозного отверстия d0, мм |
определяется конструктивно |
42,5 |
согласовано с размерами механизма зажима инструментальной оправки |
|
Наибольший диаметр шпинделя D, мм |
пп. 2.7 |
128,57 |
Ширина стола 320 мм |
|
Вылет шпинделя а, мм |
определяется конструктивно |
90 |
|
|
Расстояние между опорами l, мм |
(4…5)d |
(4…5)·100= = 443 |
|
|
Расстояние от передней опоры шпинделя до зубчатого колеса b, мм |
определяется конструктивно |
138 |
|
|
Расстояние от задней опоры шпинделя до шкива ременной передачи b2, мм |
95 |
| |
Жесткость передней опоры шпиндельного узла jAи задней опорыjBрассчитываем согласно методике, изложенной в пп. 2.7. Так как в каждой опоре шпинделя находится по два радиально-упорных подшипника, расчет жесткости каждой многоподшипниковой опоры ведем по одной условной комплексной опоре, табл. 4.19. За типовой подшипник принимаем однорядный радиально-упорный неразъемный шариковый подшипник 36100 по ГОСТ 831. Из-за отсутствия необходимых данных фирмы-производителя о диаметре шариковdШи их количествеz, принимаем данные размеры у радиальных шариковых подшипников ГОСТ 8338 того же типоразмера, табл. П24.
При расчете шпинделя на жесткость:
расчет производим при работе привода главного движения с максимальным моментом, MШП= 591,6 Нм;
учитывая опыт работы однотипных станков с размером стола 320 мм и мощностью двигателя главного движения NДВ= 7,5 кВт, принимаем главную составляющую силы резанияРОК= 8000 Н;
из-за возможности работы станка в различных условиях обработки (встречное или попутное фрезерование, фрезерование пазов и др.) рассматриваем наихудший вариант обработки: силы PиQнаправлены в одну сторону, рис. 4.16;
шпиндель, согласно нагрузке, рассматриваем раздельно в горизонтальной Хи вертикальнойYплоскостях;
плоскость Храсполагаем по направлению окружных силРОКиFt2, плоскостьY– по радиальным силамРРиFr2.
Расчетная схема шпинделя показана на рис. 4.16. Расчет шпинделя на жесткость представлен в табл. 4.20.
Рис. 4.16. Расчетная схема шпинделя
По расчетам радиальная жесткость шпиндельного узла j> 250 Н/мкм и угол поворота в передней опореθ> 0,0015 рад, следовательно, шпиндель полностью удовлетворяет критерию жесткости.
Чертеж привода главного движения приведен на рис. 4.17.
Таблица 4.19