Горизонтально фрезерный станок

- первая группа  колес: m_I = 2,5 мм;

- вторая группа  колес: m_II = 3 мм;

- третья группа  колес: m_III = 4 мм.

 

4.4 Геометрический расчет зубчатых колес

 

Диаметр выступов (вершин) зубчатого колеса:

(40)

Диаметр впадин зубчатого колеса:

(41)

Делительный диаметр  зубчатого колеса:

(42)

Ширина венца зубчатого колеса:

(43)

 

4.5 Межосевое расстояние

 

Определяется  для каждой группы передач

(44)

где Z₁, Z₂ – число зубьев пары колес по расчетной цепи для каждой группы передач.

 

4.6 Силы в зубчатых зацеплениях

 

На зуб зубчатого  колеса в зацеплении действуют окружная F_t и радиальная F_r силы, которые определяются по формулам

(45)

где М – крутящий момент на колесе, Н∙м; d₁ – делительный диаметр меньшего колеса; a = 20⁰, b = 0⁰ - для прямозубых колес.

Расчетные значения сведем в табл.5.

 

Таблица 5 – Параметры зубчатого колеса и величина силы

№ группы передач	Число зубьев колес Z	Модуль m, мм	Ширина колеса b, мм	Дели-тельный  диаметр d1, мм	Диаметр вершины  зубьев dвыст, мм	Диаметр впадин dвп, мм	Межосе-вое расстояние Ai, мм	Окруж-ная сила зацеп-ления Ft, Н	Радиаль-ная  сила зацепле-ния Fr, Н
I	Z1 = 34	2,5	20	85	90	79	126	2544	926
	Z2 = 67			168	173	161
	Z3 = 39			98	103	91
	Z4 = 62			155	160	149
	Z5 = 45			113	118	106
	Z6 = 56			140	145	134
II	Z7 = 24	3	24	72	78	65	152	3282	1195
	Z8 = 77			231	237	224
	Z9 = 39			117	123	110
	Z10 = 62			186	192	179
	Z11 = 56			168	174	161
	Z12 = 45			135	141	128
III	Z13 = 22	4	32	88	96	78	216	4343	1581
	Z14 = 86			344	352	334
	Z15 = 72			288	296	278
	Z16 = 36			144	152	134

 

 

4.7 Конструирование и расчет валов

 

4.7.1 Конструкция валов

Рисунок 6 – Конструкция валов

 

4.7.2 Материалы валов

В качестве материала  для изготовления валов примем сталь  углеродистую марки 45, термообработка – нормализация.

Основные параметры:

• предел выносливости при изгибе s_-1 = 28 кг/мм²;
• предел выносливости при кручении t_-1 = 16 кг/мм².

 

4.7.3 Предварительный расчет валов

Диаметры валов:

(46)

где М – крутящий момент на валу.

Полученные  значения диаметров валов округлим до стандартных из нормального ряда по ГОСТ 12080-66:

 

4.7.4 Проверочный  расчет валов:

(47)

где - соответственно запас прочности при действии одних изгибающих и одних крутящих моментов; [n] = 2 ¸ 2,5 – запас прочности вала.

(48)

 

где s_-1 и t_-1 – предел выносливости при изгибе и кручении соответственно.

 

 

Номинальное напряжение в сечении при изгибе:

(49)

Номинальное напряжение в сечении при кручении:

(49)

Вал I:

Вал II:

Вал III:

Проверим полученные диаметры валов на виброустойчивость:

(50)

где l – длина вала; d – диаметр вала.

 

 

4.8 Выбор подшипников качения

 

В коробках скоростей  в основном применяются шарикоподшипники радиальные однорядные легкой серии (№ 204 ÷ 230, d = 20 ÷ 150 мм) и тяжелой серии (№ 304 ÷ 330, d = 20 ÷ 90 мм) по ГОСТ 8.338-75

Размеры подшипников  определяются по коэф. работоспособности  С:

(50)

где Q – условная нагрузка; R – сила, действующая на подшипник по радиусу (радиальная нагрузка); А = 1 – осевая нагрузка; n – частота вращения вала по расчетной цепи; h = 10000 час – долговечность работы подшипников в коробках скоростей; k_k = 1 – коэффициент, учитывающий какое кольцо вращается; k_s = 1,05 ÷ 1,2 – коэффициент, учитывающий характер нагрузки на подшипник; k_t = 1 – температурный коэффициент (при температуре до 100Сº); m = 1,5 – коэффициент, учитывающий влияние нагрузок на срок службы подшипника.

По рассчитанному  коэффициенту работоспособности С  и по принятому диаметру вала d выбираем из таблиц приложения 19 [1] размеры подшипников: тип, серия, внутренний диаметр d_п, наружный диаметр D, ширина подшипника В.

В коробке скоростей  проектируемого станка в качестве опор валов принимаем подшипники нормального  класса точности Н.

Выбранные параметры  подшипников заносим в таблицу 6.

 

 

 

 

Таблица 6 – Размеры и основные характеристики подшипников

№ вала	Диаметр вала		Условное обозначение подшипника и его размеры				Коэффициент работоспособности С	Посадка колец  подшипника на вал и в корпус
	Расчетный d, мм	Под подшипник dn, мм	№	d	D	B
І	40	35	407	35	100	25	68000	L0/k6 H7/l0
ІІ	46	40	308	40	90	23	48000
ІІІ	52	45	309	45	100	25	57000

 

 

 

5 Проектирование и расчет шпиндельного узла

 

Шпиндельный узел является одним из основных узлов станка, конструктивная форма и размеры которого влияют на компоновку и параметры других узлов, в частности, коробки скоростей.

Конструктивная  форма шпинделя определяется типом  и назначением станка, требованиями к его точности, условиями его  работы, способами закрепления в нем инструмента или заготовки, размещением элементов привода и типом применяемых опор.

 

5.1 Исходные  данные:

1. Максимальная  частота вращения n_max = 2500 мин^-1;

2. Передаваемая  мощность N_max=11,0 кВт;

3. Точность вращения  и обработки (ГОСТ 17-70):

     - радиальное биение шпинделя = 10 мкм;

     - осевое биение шпинделя = 8 мкм;

     - некруглость обработанных деталей  = 8 мкм.

4. Жесткость  шпиндельного узла j ≥ 25 кг/мкм.

 

5.2 Выбор тип опор в зависимости от частоты вращения, требуемой точности вращения и точности обработки

 

Тип опор – подшипники качения;

Радиальное  и осевое биение шпинделя Δ = 1 мкм;

Шероховатость обработанной поверхности R_a = 0.32 мкм;

Некруглость обработанной поверхности Δ_r = 1 мкм;

Скоростной  параметр d_п = (0 ÷ 1) ∙ 10⁶ мм ∙ мин^-1

 

5.3 Выбор компоновочной схемы шпиндельного узла (на опорах качения) по параметру быстроходности (d_п)

 

Для шпиндельных  узлов токарно-револьверных станков  целесообразно применять низкоскоростные  схемы.

В качестве схемы  для расчета примем конструктивную схему 2 (приложение 22 [1]) с параметром быстроходности dn = 3,0 × 10^-5  мм×мин^-1 (жидкая смазка или смазка масляным туманом):

Рисунок 7 – Компоновочная схема шпиндельного узла

Подшипники, применяемые  при данной схеме: 69700 ¸ 17000 (2007100).

 

5.4 Определение диаметра шейки шпинделя в передней опоре

 

Ориентировочно  минимально необходимый диаметр  шейки шпинделя определяется по формулам:

- из условия  жесткости по передаваемому крутящему  моменту

(51)

где M – момент крутящий на шпинделе.

- из условия  передачи мощности на шпинделе

(51)

где N – мощность на шпинделе.

Для дальнейших расчетов принимаем большее значение диаметра    d_min = 104 мм.

Максимально возможный  диаметр шейки шпинделя под передней опорой для выбрано компоновочной схемы определяем по формуле

(52)

где - параметр быстроходной схемы; n_max – максимальная частота вращения шпинделя из графика частот вращения.

 

Полученный  диаметр  корректируется по имеющимся ограничениям. При этом выбираем диаметр как можно большего размера. Это приведет к увеличению жесткости шпиндельного узла:

(53)

 

 

Принимаем d = 110 мм.

 

5.5 Определение конструктивных параметров шпинделя

 

5.5.1 Диаметра d_п.к. переднего конца

(54)

где d – принятый диаметр шейки шпинделя под передней опорой.

Принимаем d_п.к. = 135 мм.

5.5.2 Диаметр  шпинделя между опорами  d_м.

(55)

Принимаем d_м = 110 мм.

5.5.3 Диаметр  шпинделя под задней опорой d_з

(56)

Принимаем d_з = 95 мм.

 

5.6 Расчет точностных и динамических параметров шпиндельного узла

 

5.6.1. Точность  вращения шпинделя

Характеризуется радиальным и осевым биением переднего  конца шпинделя.

Величина радиального  биения:

(57)

где d_А – величина биения передней опоры; d_В – величина биения задней опоры; l и a – параметры шпинделя

(58)

где [D] – допустимое радиальное биение центрирующей шейки шпинделя проектируемого станка по ГОСТ.

 

5.6.2 Жесткость шпиндельного узла

Оценивается радиальной и осевой жесткостью.

Приближенная  оценка жесткости узла:

(59)