- •Оборудование автоматизированного машиностроительного производства
- •Введение
- •1. Организация курсового проектирования
- •1.1. Тематика и содержание курсового проекта
- •1.2. Последовательность выполнения курсового проекта
- •1.3. Содержание и оформление расчетно-пояснительной записки
- •1.4. Содержание и оформление графической части
- •2. Определение основных технических характеристик привода
- •2.1. Выбор базовой модели станка
- •2.2. Определение частот вращения шпиндельного вала
- •2.3. Предварительный выбор электродвигателя
- •3. Кинематический расчет привода
- •3.1. Типы передач приводов вращательного движения
- •3.2. Приводы с последовательно соединёнными передачами
- •3.3. Приводы с частичным перекрытием ступеней частот вращения
- •3.4. Приводы с выпадением ступеней частот вращения
- •3.5. Приводы сложенной структуры
- •3.6. Последовательность кинематического расчета привода
- •4. Проектные расчеты
- •4.1. Ориентировочный расчет валов
- •4.2. Расчет ременной передачи
- •4.3. Пример расчета клиноременной передачи
- •4.4. Проектный расчёт зубчатых передач
- •4.5. Пример расчета зубчатой передачи
- •4.6. Особенности конструкций элементов зубчатых передач
- •4.7. Предварительный выбор подшипников
- •4.8. Расчет и выбор шпоночных и шлицевых соединений
- •4.8.1. Расчет шпоночных соединений
- •4.8.2. Расчет шлицевых соединений
- •5. Разработка компоновочной схемы привода
- •6. Проверочные расчеты
- •6.1. Уточненный расчет валов
- •6.2. Пример расчета вала на усталостную прочность
- •6.3. Проверочный расчет зубчатых передач на усталость при изгибе
- •6.4. Проверка подшипников качения на долговечность
- •6.5. Пример определения долговечности подшипников
- •6.6. Расчет жесткости шпиндельного узла
- •7. Проектирование системы переключения передач
- •8. Выбор и расчет системы смазки
- •8.1. Классификация смазочных систем
- •8.2.Способы смазывания подшипников качения жидким материалом
- •8.3. Способы смазывания подшипников качения пластичным материалом
- •Список литературы
- •Приложение
6.6. Расчет жесткости шпиндельного узла
На жесткость рассчитывают шпиндельные узлы всех типов. При этом определяют упругое перемещение шпинделя в сечении его переднего конца, причем учитывают только деформации тела шпинделя и его опор. Собственные деформации обрабатываемой детали, режущего инструмента, конического или другого соединения инструмента со шпинделем определяют дополнительными расчетами, не относящимися к расчету шпиндельного узла на жесткость. В результате расчета определяют радиальную и осевую жесткость.
При расчете радиальной жесткости все силы приводят к двум взаимно перпендикулярным плоскостям Y и Z, проходящим через ось шпинделя. Вычисляют радиальное перемещение его переднего конца в этих плоскостях, а затем суммарное перемещение по формуле:
, (6.11)
где [δ] –. допускаемый прогиб вала.
Допускаемый прогиб вала не должен превышать 0,0001-0,0005 расстояния между опорами l или под зубчатыми колесами 0,01-0,03 модуля. Углы наклона оси вала в опорах не должны превышать 0,001 радиана при зубчатых колесах; то же в радианах, не более: 0,0025 - для цилиндрических роликоподшипников; 0,0016 - для конических роликоподшипников; 0,005 - для однорядных шарикоподшипников; 0,05 - для сферических подшипников.
Необходимо учитывать существенное влияние осевой опоры на перемещение переднего конца шпинделя, что является следствием защемляющего (реактивного) момента, возникающего в осевой опоре и противоположного по знаку моменту нагрузки. Дополнительное радиальное перемещение представляет собой сдвиг переднего конца шпинделя под действием силы, возникающей как следствие защемляющего момента. Значения коэффициента, учитывающего при расчете жесткости шпинделя наличие в передней опоре защемляющего момента, приведены в табл. 6.1. Радиальное перемещение шпинделя в заданном сечении, например в плоскости Y,
=1+2+3+4,, (6.12)
где 1 — перемещение, вызванное изгибом тела шпинделя;
-
2 — перемещение, вызванное нежесткостью (податливостью) опор;
-
3 — сдвиг, вызванный защемляющим моментом;
-
4 — перемещение, вызванное податливостью контакта между кольцами подшипника и поверхностями шпинделя и корпуса.
Смещение переднего конца шпинделя зависит не только от его размеров, жесткости опор, нагрузок, но и от схемы нагружения (см. табл.6.1).
Таблица 6.1
Коэффициенты защемления
Схема шпиндельного узла |
Тип установленных подшипников |
Коэффициент защемления |
|
в передней опоре |
в задней опоре |
||
|
3182100; 8000 |
3182100 |
0,45...0,65 |
|
697000 |
7200 |
0,30…0,45 |
|
3182100; 178800 |
3182100 |
0,30...0,45 |
|
36100 |
36100 |
0,20...0,3 |
|
36100 |
36100 |
0,15...0,2 |
При использовании первой схемы приводной элемент шпинделя расположен между его опорами (рис. 6.5).
Рис. 6.5. Составляющие перемещения шпинделя в расчетном сечении |
Рис. 6.6. Схемы к расчету шпиндельного узла на жесткость |
Эта схема типична для токарных и фрезерных станков, а также для многоцелевых станков с ЧПУ. Радиальное упругое перемещение шпинделя в расчетной точке слагается из следующих перемещений: 1Q тела шпинделя под действием силы Q на приводном элементе, 2Q вызванного деформацией опор от силы Q, 1Р тела шпинделя под действием силы резания Р, 2Р вызванного деформацией опор от силы Р.
Примем обозначения: l — расстояние между передней A и задней В опорами шпинделя; а — вылет его переднего конца (консоль); b — расстояние от приводного элемента до передней опоры; I1 — среднее значение осевого момента инерции сечения консоли; I2 — среднее значение осевого момента инерции сечения шпинделя в пролете между опорами; S1 и S2 - площади сечения переднего конца и межопорной части шпинделя; Е — модуль упругости материала шпинделя; G — модуль сдвига материала шпинделя; jA и jB — радиальная жесткость передней и задней опор; е — коэффициент защемления в передней опоре.
Упругое перемещение переднего конца шпинделя, слагающееся из всех названных выше перемещений, но без учета защемляющего момента определяется по формуле:
, (6.13)
С учетом действия защемляющего момента в передней опоре перемещение переднего конца шпинделя определяется по формуле:
, (6.14)
Угол поворота в передней опоре определяется по формуле:
,рад. (6.15)
В зависимостях под Р и Q понимают составляющие сил, приведенные к одной плоскости. Перед Q принимают знак "плюс" если силы Р и Q направлены в одну сторону, и знак "минус", если они направлены в противоположные стороны.
Введя в зависимости безразмерное отношение = l/а, характеризующее относительную длину межопорной части шпинделя, из равенства d/d = 0 находят оптимальное значение , а следовательно, и оптимальное по условию жесткости расстояние между опорами шпинделя.
При использовании второй схемы приводной элемент расположен на задней консоли на расстоянии с от задней опоры (рис. 6.6, а). Этот случай характерен для внутришлифовальных и отделочно-расточных головок. Перемещение переднего конца шпинделя с учетом защемляющего момента в передней опоре определяется по формуле:
, (6.16)
Знаки перед Q соответствуют случаю, когда силы Р и Q направлены в одну сторону. Если же они направлены в противоположные стороны, знаки перед Q заменяются на противоположные. Перемещение переднего конца шпинделя при отсутствии защемляющего момента вычисляют при e=0.
При использовании третьей схемы шпиндель не нагружен силами от привода, на него действует только сила резания Р (рис. 6.6б). Такие шпиндельные узлы часто применяют в прецизионных станках. Перемещение переднего конца шпинделя с учетом защемляющего момента в передней опоре определяется по формуле:
, (6.17)
Без учета защемляющего момента:
, (6.18)
Угол поворота шпинделя в передней опоре:
, (6.19)
Значение = l/а, оптимальное по условию жесткости шпиндельного узла, находят из уравнения:
, (6.20)
В связи с тем, что с уменьшением межопорного расстояния биение шпинделей на подшипниках качения увеличивается, для них вводят ограничение 2,5.