Конструктивная форма шпинделя определяется типом и назначением станка, требованиям к его точности, способам крепления инструмента и т. д..

Конфигурацию переднего конца шпинделя выбирают в зависимости от способа крепления инструмента или заготовки, т.к. для их крепления применяют стандартные приспособления, то передние концы шпинделей большинства станков стандартизированы. Так, для фрезерных станков применяется ГОСТ 24644-81 [6, стр. 143], по которому центрирование оправки инструмента осуществляется конусом 7:24, передача крутящего момента - торцевыми шпонками, затяжка инструмента - шомполом. Типоразмер конуса определяется в процессе проектирования.

Тип опор шпинделя, определяющий форму посадочных мест, выбирают на основании требований к точности обработки и быстроходности, величин нагрузок, действующих на опоры. Наибольшее применение (более 95%) в качестве опор шпинделя применяют подшипники качения. Схемы расположения опор и их конструктивное исполнение весьма разнообразны. Для шпинделей, воспринимающих значительную осевую нагрузку ( к ним относятся сверлильные, фрезерные станки) находят применение упорные подшипники и радиальные.

Поэтому в передней опоре, по рекомендациям на стр. 82 [10], 234 [12] устанавливаем 2 упорных шарикоподшипника, воспринимающих только осевую нагрузку и радиальный двурядный роликоподшипник, воспринимающий только радиальную нагрузку. В задней опоре устанавливаем один радиальный роликоподшипник, причём ролик имеет возможность осевого перемещения вдоль оси шпинделя относительно наружного кольц, что исключает осевую нагрузку на шпиндель при температурной деформации шпинделя вдоль оси.

В передней опоре между упорными подшипниками создается предварительный натяг, регулировка которого осуществляется с помощью гайки, поворачиваемой на промежуточную втулку.

Радиальный предварительный натяг роликоподшипника осуществляется с помощью деформации внутреннего кольца подшипника путем его осевого перемещения на конусе 1:12 посредством промежуточной втулки гайкой, поворачиваемой непосредственно на шпиндель. Ограничение осевого перемещения внутреннего кольца подшипника до требуемой величины осуществляется компенсаторным кольцом, выполненным из двух частей, которое удерживается пружинным кольцом. Плотный прижим наружного кольца роликоподшипника производится фланцем за счет компенсатора.

Защиту подшипников от воздействия внешней среды (грязи, воды, пыли) у шпинделей, работающих при малых и средних оборотах обеспечивают с помощью лабиринтных уплотнений, а для исключения вытекания смазки из шпинделя используем армированную манжету.

Ориентировочные размеры, конструктивное оформление узла шпинделя определяем эскизным прочерчиванием с учетом общей компоновки коробки.

5.7 Проверочный расчет подшипников

Критерием подбора подшипников служит неравенство (стр. 427[10]): , где - требуемая величина динамической грузоподъемности; - табличные значения динамической грузоподъемности выбранного подшипника.

,

где - приведенная нагрузка подшипника; - угловая скорость, об/мин; - долговечность подшипника ( (стр. 448[7]); - коэффициент, зависящий от формы кривой консольной усталости.

В данном случае схема установки подшипников выполнена так, что радиальные нагрузки воспринимают только радиальные подшипники, а осевые - только ударные.

Проводим проверочный расчет, т.к. подшипники принимаются конструктивно (с учетом минимального расчетного диаметра шпинделя) в результате компоновочного прочерчивания коробки скоростей.

1) Передняя опора.

Роликоподшипник радиальный двухрядный с короткими цилиндрическими роликами легкой серии со следующими параметрами: условное обозначение 3182128,

Упорный шарикоподшипник однорядный особо легкой серии. Условное обозначение: 8128.

2) Задняя опора.

Роликоподшипник радиальный двурядный с короткими цилиндрическими роликами легкой серии. Условное обозначение: 2222;

Схема установки подшипников.

5.3.2.1 Проверим роликовый двухрядный подшипник в передней опоре В

Приведенная нагрузка радиального роликового подшипника:

Q=; где

- коэффициент динамичности (для станков =1,2);

- коэффициент вращения (=1 при вращении внутреннего кольца подшипников);

- температурный коэффициент (при температуре работы подшипника до 100°С =1);

Q=19393*1*1.2*1=23272 H;

- для роликовых подшипников;

Тогда Стр=23272 =52440 Н < 116000 Н;

т.е. подшипник работоспособен;

Выбор точности подшипников шпинделя.

Т.к. фрезерный станок испытывает в процессе резания значительные осевые нагрузки, то выбор точности подшипников шпинделя в значительной степени будет определяться их максимальным осевым биением, от которого будет зависеть параметры шероховатости обрабатываемой детали.

За допустимое осевое биение подшипников в машиностроении принято брать одну треть от допускаемого биения шпинделя.

В соответствии с рекомендациями, приведенными на стр.185 для станков нормальной степени точности.

Для передней опоры - 4 класс точности;

Для задней опоры - 5 класс точности;

Для упорных подшипников - 5 класс точности;

Т.к. передняя опора шпинделя нагружена больше задней и ее погрешности в большей степени влияют на точность обрабатываемых, на станках деталей, то в переднюю опору устанавливаем подшипники более точные, чем в задней.

; ;

=0,013 мм;

=0,00704 мм;

5.3.2.2. Проверяем упорный подшипник

Q=A**; где

А= - осевая нагрузка;

=0,5*=0,5*15474,5=7737 Н;

=1,2; =1;

Q=7737*1.2*1=9284 Н; =3 - для шариковых подшипников;

Стр =9284=22896 Н < 79500 Н

т.е. подшипник работоспособен.

5.8 Расчет шпинделя на жесткость

Прежде всего, определяем допускаемые значения параметров жесткости для проектируемого шпинделя, согласно данным допускаемая минимальная жесткость конца шпинделя для станков составляет 200 Н/мкм;

Составляем расчетную схему, в которой на шпиндель действует сила резания , результирующая, приведенных в одну плоскость сил и , а задний конец шпинделя разгружен от изгибающих сил за счет установки гильзы.

Рисунок 5 Расчетная схема

С учетом защемляющего момента в передней опоре перемещение переднего конца шпинделя:

; где

Р _рез = 7535 Н;

а = 80мм = 0,08 м - вылет переднего конца шпинделя;

L = 400мм=0,4м - расстояние между опорами;

и - жесткость подшипников передней и задней опор, которую определяем по графику.=180 кг/мкм; =140 кг/мкм;

Е= Па - модуль упругости материала шпинделя;

G= Па - модуль сдвига материала шпинделя;

и - площадь сечения переднего конца и межосевой части шпинделя;

=0,0110096;

=0,009007875 ;

и - среднее значение осевого момента инерции сечения консоли и сечения шпинделя в пролете между опорами;

Для кольцевого сечения:

;

;

+

+=27,8 мкм.

Фактическая жесткость переднего конца шпинделя:

= 252 Н/мкм > 200 Н/мкм, т.е. жесткость шпинделя обеспечена.

6. Расчет усилий на рукоятке механизма управления

Изменение частот вращения шпинделя осуществляется введением в зацепление различных пар зубчатых колес. Механизм управления предназначен для включения требуемой частоты вращения шпинделя, получаемой в результате определенного взаимного расположения в зацеплении зубчатых колес.

При перемещении колес возникают различного рода силы сопротивления(силы трения блоков и деталей механизма управления, перекосы осей, колес и т.д. ). Требуется определить эти силы и рассчитать длину рукоятки механизма переключения с учетом того, чтобы сила, приложенная к ней, не превышала 44Н.

Рисунок 6 Расчетная схема

Массы блоков колес и вилок определяем по справочнику, разбивая их на элементарные фигуры.

1) Двойной блок = 2,5 кг;

2) Тройной блок = 3,5 кг;

3) Двойной блок = 4 кг;

Массы вилок переключения принимаем 3 кг каждая, т.е.

= ;

Масса дисков: m_д= 2,7 кг

Сила трения, возникающая при перемещении блоков:

,

где М_б - суммарная масса блоков, Н

f - коэффициент трения (f=0,1)

_шл - КПД шлицев (_шл =0,95)

Н

Сила трения, возникающая при перемещении вилок:

F_в= М_вf,

где М_в - суммарная масса вилок, Н

Сила трения, возникающая при перемещении дисков:

,

где М_д - суммарная масса дисков, Н

Н

Усилие пружины, необходимое для возврата дисков в исходное положение:

Н

Сила трения, возникающая при входе зубьев в зацеплении:

F_з= F_дf = 5,68 ? 0,1= 0,6 Н

Усилие необходимое преодолеть при снятии вилок с фиксаторов (см. рисунок 5):

F_ф = n(F_тр1+ F_тр2)cos45,

где n - число одновременно работающих фиксаторов (n = 3)

Рисунок 7 Расчетная схема

F_тр1 = F_тр2 = (F_пр cos 45)f;

где F_пр - рабочее усилие пружины (принимаем F_пр = 5 Н)

F_тр1 = F_тр2 = (5 ? cos45) ? 0,1 = 0,4 H

F_ф = 4 ? (0,4 + 0,4) ? cos 45 = 2,26 Н

Все силы приводим к рычагу, перемещающему диски:

F = F_з + F_бл +F_в + F_ф + F_д + F_пр = 0,6 + 5,68 + 12 + 2,26 + 5,7 + 56,8 = 83,04Н

Уравнение моментов относительно оси поворота рычага

F ? l = F_p ? L,

где l - длина рычага, мм (l = 80мм);

L - длина рукоятки,мм;

F_p - усилие на рукоятке, Н ( F_p = 40H).

Откуда:

мм

Принимаем L = 155мм.

7. Описание конструкции коробки скоростей

Механизм коробки скоростей расположен в корпусе, отливка из серого чугуна. Вращение на первый вал коробки передается через втулочно-кольцевую муфту. Коробка состоит из 4-х валов и шпинделя. На 1-м валу консольно насажена цилиндрическая шестерня, находящаяся в постоянным зацеплении с колесом на втором валу. Подвижные блоки базируются на шлицевом зацеплении валов. Зубчатые колеса 2,3 и 4 валов передают крутящие моменты через шпонки. Зубчатые колеса шпинделя (пятого) вала выполняем в виде блока колес, передача крутящего момента на шпиндель - посредством шлицевого зацепления.

Опоры шпинделя монтируются в пиноли, которая имеет возможность осевого колодочного перемещения посредством червячного и реечного зацепления с помощью моховика. После установки требуемого осевого положения пиноли производится ее фиксация винтовым зажимом с помощью клиновых втулок.

8. Анализ конструкторско-экономической эффективности

Разработанная коробка скоростей отвечает следующим показателям эффективности:

1) Применяется структурная сетка с веерообразной структурой, что обеспечивает минимальные габариты.

2) Количество деталей сведено к минимуму, что повышает надежность коробки.

3) Повышает производительность за счет применения однорукояточного механизма управления по сравнению с другими(барабанного типа и др.).

4) Органы управления расположены с максимально возможным удобством для рабочего. Их конструкция проста и надежна.

Список используемых источников

1. Справочник технолога-машиностроителя: В 2-х т. Т.2/Под ред. Косиловой А.Г. и Мещерякова Р.К. 4-е изд., перераб. и доп. М.: Машиностроение, 1985.

2. Проников А.С. Расчёт и конструирование металлорежущих станков. М.: Высшая школа, 1962. 424 с., ил.

3. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: в 3-х т. Т.3. 5-е изд., перераб. и доп. М.: Машиностроение, 1980. 5557 с., ил.

4. E. А. Вопилкин Расчет и конструирование механизмов приборов и систем. М.: Высшая школа, 1980. 464 с.

Размещено на Allbest.ru