9.1 Расчет цилиндрической прямозубой постоянной передачи z1 - z2

9.1.1 Исходные данные

1. Расчетный крутящий момент на первом валу привода, H·м:

Т₁ = 13 Н·м;

2. Число зубьев шестерни: z₁ = 18;

3. Число зубьев колеса: z₂ = 83;

4. Передаточное число передачи: u₁ = 4,76.

9.1.2 Выбор материала и термической обработки зубчатых колес

В качестве материала для зубчатых колес передачи выбираем сталь 40Х, которая отвечает необходимым техническим и эксплуатационным требованиям. В качестве термической обработки выбираем объемную закалку, позволяющую получить твердость зубьев 40..50HRC_э.

9.1.3 Проектный расчет постоянной прямозубой зубчатой передачи на контактную выносливость

Диаметр начальной окружности шестерни рассчитывается по формуле:

где вспомогательный коэффициент: для прямозубых передач

- расчётный крутящий момент на первом валу, Н?м: Т₁=13 Н·м;

коэффициент нагрузки для шестерни, равный 1,3..1,5: принимаем

- передаточное число:

отношение рабочей ширины венца передачи к начальному диаметру шестерни:

допускаемое контактное напряжение, МПа.

Допускаемое контактное напряжение для прямозубых передач рассчитывается по формуле:

где базовый предел контактной выносливости поверхностей зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, МПа;

МПа;

S_H - коэффициент безопасности: S_H = 1,1.

Коэффициент отношения рабочей ширины венца передачи к начальному диаметру шестерни может приниматься в пределах

или определяется по формуле:

отношение рабочей ширины венца передачи к модулю: принимаем

число зубьев шестерни: z₁ = 18.

что находится в допустимых пределах .

Таким образом, диаметр начальной окружности шестерни равен:

Модуль постоянной прямозубой передачи определяется из условия расчета на контактную выносливость зубьев по рассчитанному значению диаметра начальной окружности шестерни по формуле:

где диаметр начальной окружности шестерни, мм: d_w1 = 38,75 мм;

число зубьев шестерни: z₁ = 18.

9.1.4 Проектный расчет постоянной прямозубой зубчатой передачи на выносливость зубьев при изгибе

Модуль прямозубой передачи при проектном расчете зубьев на изгибную выносливость рассчитывается по формуле:

где вспомогательный коэффициент, зависящий от коэффициента осевого перекрытия:

расчётный крутящий момент на первом валу, Н?м: Н?м;

коэффициент нагрузки для шестерни, равный 1,3..1,5: принимаем ;

коэффициент, учитывающий форму зуба:;

число зубьев шестерни: z₁=18;

отношение рабочей ширины венца передачи к модулю принимаем

допускаемое напряжение зубьев при изгибе, МПа.

Допускаемое напряжение зубьев прямозубой передачи при изгибе рассчитывается по формуле:

где предел выносливости материала зубьев, МПа:

коэффициент режима нагрузки и долговечности: .

Таким образом, нормальный модуль прямозубой передачи при проектном расчете зубьев на изгибную выносливость равен:

9.1.5 Определение модуля прямозубой постоянной передачи

Т.к. по контактной выносливости модуль постоянной прямозубой передачи , а по выносливости зубьев при изгибе модуль, то принимаем стандартное большее значение модуля .

9.1.6 Расчёт геометрических параметров постоянной прямозубой передачи

Расчет геометрических параметров постоянной прямозубой передачи проводим по следующим формулам:

1. Делительный диаметр шестерни и колеса :

2. Диаметр окружности вершин зубьев шестерни и колеса :

3. Диаметр окружности впадин зубьев шестерни и колеса :

4. Межосевое расстояние:

5. Ширина зубчатого венца:

Таблица 9.1

Геометрические параметры постоянной прямозубой передачи

Наименование параметра	Обозначение	Значение
1. Передаточное число		4,76
2. Модуль, мм.		2,5
3. Число зубьев шестерни		18
4. Число зубьев колеса		83
5. Делительный диаметр шестерни, мм.		45
6. Делительный диаметр колеса, мм.		207,5
7. Диаметр окружности вершин зубьев шестерни, мм.		50
8. Диаметр окружности вершин зубьев колеса, мм.		212,5
9. Диаметр окружности впадин зубьев шестерни, мм.		38,75
10. Диаметр окружности впадин зубьев колеса, мм.		201,25
11. Межосевое расстояние, мм.		126,25
12. Ширина зубчатого венца, мм.		15



9.2 Проектный расчет цилиндрических прямозубых передач z3 - z4 и z5 - z6, z7 - z8 и z9 - z10 групповой передачи

9.2.1 Исходные данные

Производится расчет наиболее нагруженной передачи по следующим исходным данным:

1. Расчетный крутящий момент на втором валу привода, H·м:

Т₂ = 57 Н·м;

2. Число зубьев шестерни: z₃ = 20;

3. Число зубьев колеса: z₄ = 79;

4. Передаточное число передачи: u₂ = 4.

9.2.2 Выбор материала и термической обработки зубчатых колес

В качестве материала для зубчатых колес передачи выбираем сталь 40Х, которая отвечает необходимым техническим и эксплуатационным требованиям. В качестве термической обработки выбираем объемную закалку, позволяющую получить твердость зубьев 40..50HRC_э.

9.2.3 Проектный расчет прямозубой зубчатой передачи групповой передачи на контактную выносливость

Диаметр начальной окружности шестерни рассчитывается по формуле:

где вспомогательный коэффициент: для прямозубых передач

- расчётный крутящий момент на первом валу, Н?м: Т₂ = 57 Н·м;

коэффициент нагрузки для шестерни, равный 1,3..1,5: принимаем

- передаточное число:

отношение рабочей ширины венца передачи к начальному диаметру шестерни:

допускаемое контактное напряжение, МПа.

Допускаемое контактное напряжение для прямозубых передач рассчитывается по формуле:

где базовый предел контактной выносливости поверхностей зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, МПа;

МПа;

S_H - коэффициент безопасности: S_H = 1,1.

Коэффициент отношения рабочей ширины венца передачи к начальному диаметру шестерни может приниматься в пределах

или определяется по формуле:

где отношение рабочей ширины венца передачи к модулю: принимаем

число зубьев шестерни: z₃ = 20.

что находится в допустимых пределах .

Таким образом, диаметр начальной окружности шестерни равен:

Модуль постоянной прямозубой передачи определяется из условия расчета на контактную выносливость зубьев по рассчитанному значению диаметра начальной окружности шестерни по формуле:

где диаметр начальной окружности шестерни, мм: d_w3 = 58,07 мм;

число зубьев шестерни: z₃ = 20.

9.2.4 Проектный расчет прямозубой зубчатой передачи групповой передачи на выносливость зубьев при изгибе

Модуль прямозубой передачи при проектном расчете зубьев на изгибную выносливость рассчитывается по формуле:

где вспомогательный коэффициент, зависящий от коэффициента осевого перекрытия:

расчётный крутящий момент на первом валу, Н?м: Н?м;

коэффициент нагрузки для шестерни, равный 1,3..1,5: принимаем ;

коэффициент, учитывающий форму зуба:;

число зубьев шестерни: z₃ = 20;

отношение рабочей ширины венца передачи к модулю принимаем

допускаемое напряжение зубьев при изгибе, МПа.

Допускаемое напряжение зубьев прямозубой передачи при изгибе рассчитывается по формуле:

где предел выносливости материала зубьев, МПа:

коэффициент режима нагрузки и долговечности: .

Таким образом, нормальный модуль прямозубой передачи при проектном расчете зубьев на изгибную выносливость равен:

9.2.5 Определение модуля прямозубых передач групповой передачи

Т.к. по контактной выносливости модуль прямозубой передачи , а по выносливости зубьев при изгибе модуль, то принимаем стандартное большее значение модуля .

9.2.6 Расчёт геометрических параметров прямозубых передач и , и групповой передачи

Расчет геометрических параметров и , и передач проводим по следующим формулам:

1. Делительные диаметры зубчатых колес и , и :

2. Диаметр окружности вершин зубьев колес и , и :

3. Диаметр окружности впадин зубьев колес и , и :

4. Межосевое расстояние:

5. Ширина зубчатого венца:



Таблица 9.2

Геометрические параметры групповых прямозубых передач и , и

Наименование параметра	Обозначение	Значение
1. Передаточное число		4 2,5 1,58 1
2. Модуль, мм.		3
3. Число зубьев колес		20 79 28 71 38 61 50 49
4. Делительный диаметр колес, мм.		60 237 84 213 114 183 150 147
5. Диаметр окружности вершин зубьев колес, мм.		66 243 90 223 120 189 156 153
6. Диаметр окружности впадин зубьев колес, мм.		52,5 229,5 76,5 205,5 106,5 175,5 142,5 139,5
7. Межосевое расстояние, мм.		148,5
8. Ширина зубчатого венца, мм.		21

9.3 Проектный расчет цилиндрических прямозубых передач z11 - z12 и z13 - z14 групповой передачи

9.3.1 Исходные данные

Производится расчет наиболее нагруженной передачи по следующим исходным данным:

1. Расчетный крутящий момент на третьем валу привода, H·м:

Т₃ = 217,3 Н·м;

2. Число зубьев шестерни: z₁₁ = 20;

3. Число зубьев колеса: z₁₂ = 79;

4. Передаточное число передачи: u₆ = 4.



9.3.2 Выбор материала и термической обработки зубчатых колес

В качестве материала для зубчатых колес передачи выбираем сталь 20ХГМ, которая отвечает необходимым техническим и эксплуатационным требованиям. В качестве термической обработки выбираем нитроциментацию, позволяющую получить твердость зубьев 58..60HRC_э.

9.3.3 Проектный расчет прямозубой зубчатой передачи групповой передачи на контактную выносливость зубьев

Диаметр начальной окружности шестерни рассчитывается по формуле:

где вспомогательный коэффициент: для прямозубых передач

- расчётный крутящий момент на первом валу, Н?м: Т₃ = 217,3 Н·м;

коэффициент нагрузки для шестерни, равный 1,3..1,5: принимаем

- передаточное число:

отношение рабочей ширины венца передачи к начальному диаметру шестерни:

допускаемое контактное напряжение, МПа.

Допускаемое контактное напряжение для прямозубых передач рассчитывается по формуле:

где базовый предел контактной выносливости поверхностей зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, МПа;

МПа;

S_H - коэффициент безопасности: S_H = 1,2.

Коэффициент отношения рабочей ширины венца передачи к начальному диаметру шестерни может приниматься в пределах

или определяется по формуле:

где отношение рабочей ширины венца передачи к модулю: принимаем

число зубьев шестерни: z₁₁ = 20.

что находится в допустимых пределах .

Таким образом, диаметр начальной окружности шестерни равен:

Модуль постоянной прямозубой передачи определяется из условия расчета на контактную выносливость зубьев по рассчитанному значению диаметра начальной окружности шестерни по формуле:

где диаметр начальной окружности шестерни, мм: d_w11 = 73,26 мм;

число зубьев шестерни: z₁₁ = 20.

9.3.4 Проектный расчет прямозубой зубчатой передачи групповой передачи на выносливость зубьев при изгибе

Модуль прямозубой передачи при проектном расчете зубьев на изгибную выносливость рассчитывается по формуле:

где вспомогательный коэффициент, зависящий от коэффициента осевого перекрытия:

расчётный крутящий момент на первом валу, Н?м: Н?м;

коэффициент нагрузки для шестерни, равный 1,3..1,5: принимаем ;

коэффициент, учитывающий форму зуба:;

число зубьев шестерни: z₁₁ = 20;

отношение рабочей ширины венца передачи к модулю принимаем

допускаемое напряжение зубьев при изгибе, МПа.

Допускаемое напряжение зубьев прямозубой передачи при изгибе рассчитывается по формуле:

где предел выносливости материала зубьев, МПа:

коэффициент режима нагрузки и долговечности: .

Таким образом, нормальный модуль прямозубой передачи при проектном расчете зубьев на изгибную выносливость равен:



9.3.5 Определение модуля прямозубых передач групповой передачи

Т.к. по контактной выносливости модуль прямозубой передачи , а по выносливости зубьев при изгибе модуль, то принимаем стандартное большее значение модуля .

9.3.6 Расчёт геометрических параметров прямозубых передач и групповой передачи

Расчет геометрических параметров и передач проводим по следующим формулам:

1. Делительные диаметры зубчатых колес и :

2. Диаметр окружности вершин зубьев колес и :

3. Диаметр окружности впадин зубьев колес и :

4. Межосевое расстояние:

5. Ширина зубчатого венца:

Таблица 9.3

Геометрические параметры групповой прямозубой передачи и

Наименование параметра	Обозначение	Значение
1. Передаточное число		4 1,58
2. Модуль, мм.		4
3. Число зубьев колес		20 79 38 61
4. Делительный диаметр колес, мм.		80 316 152 244
5. Диаметр окружности вершин зубьев колес, мм.		88 324 160 252
6. Диаметр окружности впадин зубьев колес, мм.		70 306 142 234
7. Межосевое расстояние, мм.		198
8. Ширина зубчатого венца, мм.		32

9.4 Проектный расчет цилиндрической постоянной прямозубой передачи z15 - z16

9.4.1 Исходные данные

1. Расчетный крутящий момент на четвертом валу привода, H·м:

Т₄ = 289,3 Н·м;

2. Число зубьев шестерни: z₁₅ = 20;

3. Число зубьев колеса: z₁₆ = 79;

4. Передаточное число передачи: u₈ = 4.

9.4.2 Выбор материала и термической обработки зубчатых колес

В качестве материала для зубчатых колес передачи выбираем сталь 20ХГМ, которая отвечает необходимым техническим и эксплуатационным требованиям. В качестве термической обработки выбираем нитроциментацию, позволяющую получить твердость зубьев 58..60HRC_э.

9.4.3 Проектный расчет постоянной прямозубой зубчатой передачи на контактную выносливость

Диаметр начальной окружности шестерни рассчитывается по формуле:

где вспомогательный коэффициент: для прямозубых передач

- расчётный крутящий момент на первом валу, Н?м: Т₄ = 289,3 Н·м;

коэффициент нагрузки для шестерни, равный 1,3..1,5: принимаем

- передаточное число:

отношение рабочей ширины венца передачи к начальному диаметру шестерни:

допускаемое контактное напряжение, МПа.

Допускаемое контактное напряжение для прямозубых передач рассчитывается по формуле:

где базовый предел контактной выносливости поверхностей зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, МПа;

МПа;

S_H - коэффициент безопасности: S_H = 1,1.

Коэффициент отношения рабочей ширины венца передачи к начальному диаметру шестерни может приниматься в пределах

или определяется по формуле:

отношение рабочей ширины венца передачи к модулю: принимаем

число зубьев шестерни: z₁₅ = 20.

что находится в допустимых пределах .

Таким образом, диаметр начальной окружности шестерни равен:

Модуль постоянной прямозубой передачи определяется из условия расчета на контактную выносливость зубьев по рассчитанному значению диаметра начальной окружности шестерни по формуле:

где диаметр начальной окружности шестерни, мм: d_w15 = 80,3 мм;

число зубьев шестерни: z₁₅ = 20.

9.4.4 Проектный расчет постоянной прямозубой зубчатой передачи на выносливость зубьев при изгибе

Модуль прямозубой передачи при проектном расчете зубьев на изгибную выносливость рассчитывается по формуле:

где вспомогательный коэффициент, зависящий от коэффициента осевого перекрытия:

расчётный крутящий момент на первом валу, Н?м: Н?м;

коэффициент нагрузки для шестерни, равный 1,3..1,5: принимаем ;

коэффициент, учитывающий форму зуба:;

число зубьев шестерни: z₁₅=20;

отношение рабочей ширины венца передачи к модулю принимаем

допускаемое напряжение зубьев при изгибе, МПа.

Допускаемое напряжение зубьев прямозубой передачи при изгибе рассчитывается по формуле:

где предел выносливости материала зубьев, МПа:

коэффициент режима нагрузки и долговечности: .

Таким образом, нормальный модуль прямозубой передачи при проектном расчете зубьев на изгибную выносливость равен:

9.4.5 Определение модуля прямозубой постоянной передачи

Т.к. по контактной выносливости модуль постоянной прямозубой передачи , а по выносливости зубьев при изгибе модуль, то принимаем стандартное большее значение модуля

.

9.4.6 Расчёт геометрических параметров постоянной прямозубой передачи

Расчет геометрических параметров постоянной прямозубой передачи проводим по следующим формулам:

1. Делительный диаметр шестерни и колеса :

2. Диаметр окружности вершин зубьев шестерни и колеса :

3. Диаметр окружности впадин зубьев шестерни и колеса :

4. Межосевое расстояние:

5. Ширина зубчатого венца:

Таблица 9.4

Геометрические параметры постоянной прямозубой передачи

Наименование параметра	Обозначение	Значение
1. Передаточное число		4
2. Модуль, мм.		4
3. Число зубьев шестерни		20
4. Число зубьев колеса		79
5. Делительный диаметр шестерни, мм.		80
6. Делительный диаметр колеса, мм.		316
7. Диаметр окружности вершин зубьев шестерни, мм.		88
8. Диаметр окружности вершин зубьев колеса, мм.		324
9. Диаметр окружности впадин зубьев шестерни, мм.		70
10. Диаметр окружности впадин зубьев колеса, мм.		306
11. Межосевое расстояние, мм.		198
12. Ширина зубчатого венца, мм.		32

10. Проектный расчет валов и шпинделя

В результате проектного расчета определяются ориентировочные значения диаметров входных концов валов и под зубчатыми колесами. Данный расчет ведется по крутящим моментам исходя из условия прочности на кручение. Наиболее подходящим материалом для валов привода является сталь 45 и 40X с термообработкой - улучшение, твердость - не менее HB 200.

Предварительный диаметр вала рассчитывается по формуле:

где - крутящий момент i-го вала, Нм;

- допускаемое условное напряжения при кручении;

= 20 - 25 МПа для выходных концов валов и 10 - 20 МПа для валов под зубчатыми колесами.

10.1 Проектный расчет диаметров первого вала

1. Предварительный диаметр входного конца первого вала

где - крутящий момент на первом валу, Нм: = 13 Нм.

- допускаемое условие напряжения при кручении для выходных концов вала, МПа: = 20 - 25 МПа.

Исходя из расчетных значений, принимаем диаметр входного конца первого вала , а под подшипники

2. На данном валу устанавливается зубчатое колесо, соединенное с валом с помощью шпоночного соединения. Диаметр вала под шестерней:

Исходя из расчетных значений, принимаем диаметр первого вала под шестерней .

10.2 Проектный расчет диаметров второго вала

Предварительный диаметр второго вала под шестерней:

где - крутящий момент на втором валу, Нм: = 57 Нм.

- допускаемое условие напряжения при кручении для валов под зубчатыми колесами, МПа: = 10 - 20 МПа.

Исходя из расчетного значения диаметра второго вала под шестерней, применяются размеры шлицевого вала D - 8x32x36, а под подшипники

10.3 Проектный расчет диаметров третьего вала

Предварительный диаметр третьего вала под шестерней:

где - крутящий момент на втором валу, Нм: = 217,3 Нм.

- допускаемое условие напряжения при кручении для валов под зубчатыми колесами, МПа: = 10 - 20 МПа.

Исходя из расчетного значения диаметра третьего вала под шестерней, применяются размеры шлицевого вала D - 8x46x50, а под подшипники

10.4 Проектный расчет диаметров четвертого вала

Предварительный диаметр четвертого вала под шестерней:

где - крутящий момент на втором валу, Нм: = 289,3 Нм.

- допускаемое условие напряжения при кручении для валов под зубчатыми колесами, МПа: = 10 - 20 МПа.

Исходя из расчетного значения диаметра четвертого вала под шестерней, применяются размеры шлицевого вала D - 8x52x58, а под подшипники

10.5 Проектный расчет диаметров пятого вала

Предварительный диаметр выходного конца пятого вала определяется по формуле:

где - крутящий момент на втором валу, Нм: = 1125,07 Нм.

- допускаемое условие напряжения при кручении для выходных концов валов, МПа: = 20 - 25 МПа.

Исходя из расчетного значения диаметра для выходных концов пятого вал, применяются размеры шлицевого вала D - 8x65x72, а под подшипники

10.6 Расчет геометрических параметров шпинделя

Диаметр шпинделя в передней опоре рассчитывается по формуле:

где - быстроходность шпиндельного узла в зависимости от вида подшипников, :

- максимальная частота вращения шпинделя, мин^-1:

Конструктивно из стандартного ряда принимается

Диаметр шейки шпинделя в задней опоре рассчитывается по формуле:

где - диаметр шейки шпинделя в передней опоре, мм:

Из стандартного ряда принимается

Расстояние между опорами рассчитывается по формуле:

где - вылет консоли, мм:

Конструктивно принимаем [3, c.166-193]



11. Патентно-информационный поиск

11.1 Патентный поиск

Патент SU1177063

Шпиндельный узел металлорежущего станка

Шпиндельный узел содержит вал шпинделя, установленный на конических роликовых подшипниках в корпусе, в сверлениях которого расположены впрыскивающие сопла, а со стороны бурта внутреннего кольца во фланцах имеются сверления, впрыскивающие масло в зону контакта торцов роликов с буртом внутреннего кольца. Конический ролик подшипника имеет глухое отверстие, с которым соединены наклонные каналы со стороны фаски его большого диаметра. Наклонные каналы выполнены под углом в 60 градусов к оси ролика.

Патент SU1158792

Шпиндельный узел

Шпиндельньй узел содержит установленные в корпусе и смонтированные на валу конические роликоподшипники и размещенные между их наружными кольцами распределительное кольцо с наклонными маслоподводящими каналами. Величина минимальной дозы масла, необходимой для образования текущей масляной пленки, задается и регулируется лубрикатором и подается в смесители. Воздух, поступающий в смесители от пневмомагистрали через фильтр, транспортирует масло по каналам в виде тонкой пленки по внутренней поверхности маслопровода к роликоподшипнику. Масло в виде текущей пленки транспортируется воздухом в распределительное кольцо, откуда через каналы поступает на внутреннюю поверхность наружного кольца роликоподшипника. Каналы расположены под углом, равным углу наклона образующей конуса внутренней поверхности наружного кольца роликоподшипника, и образуют с этим конусом непрерывную поверхность.

Патент RU2021080С1

Шпиндельный узел

Шпиндельный узел, содержит два радиальных и упорный подшипники, на рабочих поверхностях которых расположены каналы для обеспечения циркуляции смазки, отличаются тем, что каждый из указанных подшипников имеет по крайней мере шесть несущих поверхностей, расположенных между каналами подачи и сброса для обеспечения циркуляции смазки, при этом каналы подачи радиальных подшипников выполнены с входными фасками под углом 15 - 20^o к несущей поверхности шириной 0,02 - 0,03 диаметра шпинделя, а на несущих поверхностях упорного подшипника выполнены скосы, сужающиеся в направлении скольжения торца шпинделя, под углом 0,1 - 0,5^o, длиной 2/3 несущей поверхности, причем рабочий зазор в подшипниках выполнен в пределах 0,00020 - 0,00025 диаметра шпинделя.

Патент SU1715505A1

Шпиндельный узел

Шпиндельный узел содержит корпус, шпиндель, смонтированный на двух опорах, и узел стабилизации натяга. Передняя опора состоит из радиально-упорных подшипников, задняя - из двух радиально-упорных подшипников, наружные кольца которых посажены в корпусе свободно. Механизм стабилизации, установленный между передней и задней опорами, содержит установленный «спиной» к подшипникам задней опоры дополнительный радиально-упорный подшипник, распорные втулки установлены между кольцами радиально-упорного подшипника передней опоры и дополнительного радиально-упорного подшипника, а также распорные втулки, установленные между кольцами дополнительного радиально-упорного подшипника и радиально-упорного подшипника задней опоры.

Патент CN 202824677 U

Установка шпинделя на токарном станке

A lathe having first and second support walls that support pairs of vertical and elevated vertical guides, and having frames that support horizontal guides.
Trunnions are mounted on the vertical guides and support a log peeling assembly. A structure supporting back-up powered rollers is mounted on the elevated vertical guides. First and second spindle assemblies are mounted on the horizontal guides for movement between a first working position where a log to be peeled is gripped and rotated, and a second working position where the log continues its rotation into a knife extending from the log peeling assembly to produce veneer. When a predetermined log diameter is reached the first and second spindleassemblies release and return to the first working position to grip another log, while the log being rotated continues to be peeled until it reaches a minimum core diameter.

Патент CN 202684110 U

Опорная конструкция токарного станка шпинделя

The purpose of this utility is to provide a lathe bed and spindle support structure for axial preload adjustment and positioning to facilitate accurate, fewer parts, the accumulation error is small, simple structure, easy assembly and maintenance, spindle rotation precision, high shock resistance, which greatly improved the precision rotary parts and precision, but also improve the assembly, commissioning, delivery inspection efficiency and reduce the cost of production and service.

Патент RU2396147С2

Шпиндельный узел и способ регулирования частоты его собственных колебаний

Шпиндельный узел, содержащий полый шпиндель, установленный с возможностью вращения в двух, передней и задней, подшипниковых опорах, зубчатое колесо, установленное на полом шпинделе между опор ближе к передней опоре, и гайку, соединенную по резьбе с наружной поверхностью шпинделя, отличающийся тем, что он снабжен втулкой, надетой на полый шпиндель между опорами и взаимодействующей одним своим торцом с торцом зубчатого колеса, а другим торцом - с гайкой, причем резьба на полом шпинделе для соединения с гайкой выполнена в непосредственной близости от задней опоры, а втулка выполнена длиной, меньшей разности между расстоянием от торца зубчатого колеса до торца задней опоры и высотой гайки на величину зазора между торцом гайки и торцом задней опоры.

Патент RU965623

Шпиндельная бабка металлорежущего станка

Шпиндельная бабка металлорежущего станка типа обрабатывающий центр, содержащая снабженный опорой качения корпус, в котором размещено шпиндельное устройство и привод главного движения, передающий вращение шпинделю от электродвигателя через зубчатую муфту, отличающийся тем, что, с целью повышения жесткости и виброустойчивости бабки, корпус выполнен из двух частей, в одной из которых размещено шпиндельное устройство с одной из полумуфт вышеуказанной муфты, а в другой привод главного движения со второй полумуфтой, причем опора качения расположена со стороны шпиндельного устройства, а корпус снабжен установленной со стороны электродвигателя дополнительной опорой качения.

Патент SU1634369

Шпиндельный узел металлорежущего станка

Шпиндельный узел содержит шпиндель установленный в корпусе на радиально-упорных подшипниках, механизм создания предварительного натяга подшипников и совмещенное с ним устройства регулирования натяга, включающее деформируемый элемент, инерционные массы и нажимные кольца. Деформируемый элемент инерционные массы и нажимные кольца выполнены за одно целое, деформируемый элемент имеет форму ломаных либо криволинейных арок с утолщениями в середине. Утолщения выполняют роль инерционных масс. Задняя опора шпинделя не показана, так как в ней натяг подшипников не регулируется. Гайка, размещена на шпинделе, стопорится винтом и прижата своим торцом к нажимному кольцу, а кольцо прижато к внутреннему кольцу подшипника. Наружные кольца подшипников 3 зажаты между выступом корпуса и упорной крышкой, между подшипниками установлены разнотолщинные кольца, определяющие максимальное значение натяга подшипников.

11.2 Информационный поиск

Приводы главного движения и шпиндельные узлы

В качестве приводного двигателя в станках с ЧПУ обычно применяются регулируемые двигатели постоянного и переменного тока. Последние проще по конструкции и обладают большей надежностью в виду отсутствия щеточных узлов (особенно в области высоких частот вращения, которые требуются для главного движения).

Рисунок 11.1 Варианты приводов главного движения a-Z_K = 3; б-Z_К = 4

Диапазон регулирования двигателя с постоянной мощностью (R_д)_р ограничен величиной 3...5 (в последних моделях двигателей 6...8), что требует, как правило, применения в приводе главного движения механических устройств (коробок скоростей) и диапазоном регулирования R_K и числом ступеней скорости Z_K = 2,3 или 4.

При этом (особенно в широкоуниверсальных станках) иногда закладываются значительные перекрытия отдельных диапазонов регулирования (R_к < (Rд)_р) при переключении передач, что обеспечивает полную обработку детали определенного диаметра без переключения диапазонов в коробке в процессе обработки. Конструктивные схемы таких приводов приведены на рисунке 11.1, а и б. Максимальное передаточное отношение коробки i_mах, учитывая высокие частоты вращения двигателя, обычно равно 1. Поэтому предельный диапазон регулирования обычной двухваловой группы передач с прямозубыми колесами составляет (R_гр)_пред = 4. Иногда для исключения влияния на положение шпинделя тепла, выделяемого в коробке скоростей, применяется термическое разделение корпусов коробки скоростей 3 и шпиндельной бабки, как это показано на рисунке 11.2.

Рисунок 11.2 Шпиндельная бабка токарного станка 1 - механизм зажима заготовки; 2 - привод датчика через зубчатый ремень; 3 - корпус трехступенчатой коробки скоростей; 4 - запрессованная втулка; 5 - пружинная муфта для быстрой остановки шпинделя при внезапном отключении электроэнергии; 6 - трубопровод для отвода смазки

В соответствии с наметившейся тенденцией по созданию блочно-модульных конструкций в токарных станках в приводах главного движения широко применяются унифицированные коробки скоростей (редукторы), кинематические и силовые характеристики которых соответствуют применяемым регулируемым электродвигателям.

На рисунок 11.3 приводится конструкция автоматической коробки скоростей одношпиндельного токарно-револьверного автомата. Переключение скоростей, необходимое при автоматической смене инструмента при повороте револьверной головки, обеспечивается включением соответствующих бесконтактных электромагнитных муфт M1,...,М5.

Рисунок 11.3 Автоматическая коробка скоростей токарно-револьверного автомат

Предусмотрена также настройка скоростей сменными зубчатыми колесами ав, которые меняются вручную при полной переналадке станка на другую деталь. Вращение от входного вала / через зубчатые колеса 1, 2, 11 передается при включении муфты M1 или М2 на вал-втулку. Далее, при включении муфты М4 вращение передается на выходной вал V через понижающую передачу с колесами 12 и 3, сменные шестерни, колеса 9 и 6, либо при включении муфты Мз высокие скорости передаются через шестерни 4 и J. Для реверсирования направления вращения вала V включается муфта Ms, и вращение от вала-втулки IV передается через колеса 12 и 3, сменные шестерни а к в, колеса 8 и 7, между которыми расположена паразитная шестерня.

На рисунке 11.4. показан шпиндельный узел токарного станка с четырёхступенчатой коробкой скоростей. Скорости переключаются при перемещении колёс 1,2 или 3.

Рисунок 11.4 Шпиндельный узел токарного станка с четырёх ступенчатой коробкой скоростей

Привод шпинделя вертикального токарного полуавтомата с ЧПУ станка осуществляется от двигателя постоянного тока. Двухступенчатый редуктор, состоящий из зубчатого блока сборной конструкции,находящегося на шлицевом валу зубчатых колес 5 и 11, закреплённых на шпинделе 13, обеспечивает два диапазона регулирования частоты вращения шпинделя.

Рисунок 11.5 Шпиндельная бабка вертикального токарного полуавтомата с ЧПУ

Для предотвращения вытекания жидкого масла через нижнюю опору шпинделя применены стакан 2 и щелевое уплотнение Е.

Верхняя опора шпинделя состоит из двухрядного роликового подшипника 16 с короткими цилиндрическими роликами, воспринимающего радиальную нагрузку,и упорно-радиального шарикового подшипника 17, воспринимающего осевую нагрузку.

Шпиндельная бабка станка модели 1341 имеет корпус, в котором смонтированы шпиндель с механизмом подачи и зажима прутка (рисунок 11.6). Шпиндель 5 представляет собой полый стальной вал, смонтированный в шпиндельной бабке 7 на подшипниках качения 3,4 и 8. Передний конец шпинделя имеет фланец 10 крепления патрона для установки заготовок. Гайками 11 и 12 регулируется зазор в переднем подшипнике 8. На левом конце шпинделя установлен шкив 2, который крепится гайкой 1, соединяющий шпиндель ременной передачей с коробкой скоростей. Шпиндель имеет ограждение 9. Крышка 6 защищает от загрязнения охлаждающее масло, которое сливается по патрубку 13.

Рисунок 11.6 Шпиндельная бабка станка модели 1П326

Для обработки пруткового материала внутри шпинделя размещается механизм подачи и зажима прутка.

Механизм подачи и зажима прутка (рис. 30) работает от гидравлического привода. Пруток зажимается цангой 7, которая соединена трубой 4 с поршнем 1. Поршень под давлением масла может перемещаться в цилиндре 2. Цилиндр закреплен на шпинделе и вместе с ним вращается в неподвижной маслоподводящей втулке 3.

При подаче масла в правую полость цилиндра поршень через трубу 4 перемещает цангу влево, при этом происходит закрепление прутка. Для освобождения прутка масло подается в левую полость цилиндра, и цанга разжимается.

Рисунок 11.7 Механизм подачи и зажима прутка на станке модели 1341

Ученые и разработчики из Комсомольска-на-Амуре представляют инновационную разработку высокоскоростной шпиндельный узел на частично пористых газостатических подшипниках для прецизионной обработки на шлифовальных станках внутренних и наружных поверхностей деталей.

Современный уровень требований к точности, быстроходности и долговечности шпиндельных узлов характеризуется следующими показателями:

* погрешность вращения -- менее 0,5 мкм;

* долговечность -- более 5000 часов;

* быстроходность -- более 5-Ю5 мм-мин'.

Достижение таких высоких показателей при шлифовании изделий с использованием шпиндельных узлов на опорах качения осложняется сравнительно малой окружной скоростью резания, что вынуждает прибегать к сильному прижатию круга. Это приводит к изгибу оправки, искажению геометрии изделия и снижению качества шлифуемой поверхности из-за засаливания круга.

Внедрение в конструкцию шпиндельных узлов подшипников на газовой смазке позволяет повысить жесткость и массу шпинделя путем увеличения диаметра рабочих шеек при одновременном повышении окружной скорости шлифовального круга. Последнее позволяет шлифовать с большими подачами, что приводит к повышению производительности труда, улучшению качества шлифования и уменьшению чувствительности к дисбалансу оправки и круга, так как их масса заметно меньше массы шпинделя.

Рисунок 11.8 Шпиндельный узел подшипников на газовой смазке

Помимо сказанного, многолетний опыт Экспериментального научно-исследовательского института металлорежущих станков (ЭНИМС) по эксплуатации пневмошпинделей с подшипниками на газовой смазке в условиях мелкосерийного и серийного производства позволил выявить их дополнительные преимущества по сравнению со шпинделями на опорах качения:

* большую долговечность, определяемую временем работы шпинделя при неизменном качестве шлифования;

* в 4-5 раз меньший уровень вибрации;

* применение чистого воздуха в качестве смазки исключило загрязнение окружающей среды масляным туманом.

Результатом совместной работы Комсомольского-на-Амуре государственного технического университета с ОАО «Комсомольское-на-Амуре производственное авиационное объединение им. Ю.А. Гагарина» явилось создание двух моделей высокоскоростных внутришлифовальных пневмошпинделей шлифовальных станков.

Конструкция высокоскоростного внутришлифовального шпинделя к шлифовальному станку мод. ЗА228 показана на рисунке выше.

Газовыми опорами шпинделя служат: двухсторонний упорный подшипник с микролабиринтами и два радиальных подшипника с частично пористой стенкой вкладыша. Каждый радиальный подшипник имеет два ряда пористых вставок диаметром 4 мм, расположенных равномерно по окружности. Материал вставок -- пористая бронза, изготовленная методом порошковой металлургии. При диаметре шпинделя 30 мм относительная длина подшипников равна 1,2. Относительное расстояние пористых вставок от торцов подшипника -- 0,26. Средний радиальный зазор с=17 мкм. Вкладыш подшипников изготовлен из бронзы Бр010, а шпиндель -- из стали 3X1 3. После токарной обработки шпиндель закаливался до твердости HRC 60-62 с охлаждением ниже 70 °С между промежуточными отпусками. Такая термообработка стабилизирует структуру металла и тем самым предотвращает в дальнейшем поводку шпинделя. После окончательной обработки поверхности шпинделя отклонения от формы (конусность, овальность, бочковатость и т.д.) не превосходили 10 мкм.

Шпиндельная бабка автомата продольного точения включает в себя шпиндель, установленный в опорах (подшипниках качения и скольжения), механизм зажима прутка и приводной шкив ременной передачи. Шпиндельная бабка вместе с зажатым прутком может иметь или не иметь рабочей подачи в зависимости от формы обрабатываемой поверхности. Шпиндельные бабки автоматов продольного точения перемещаются в направлениях станины от рычага, связанного с кулачком распределительного вала. Исключение составляет шпиндельная бабка автомата мод. 1125, у которого корпус шпиндельной бабки прочно закреплен на станине, а подачу имеет пиноль шпинделя с зажатым прутком. Шпиндельные бабки автоматов продольного точения (кроме мод. 1125) отличаются только конструктивными параметрами.

В шпиндельной бабке токарно-револьверного автомата расположены пустотелый шпиндель, установленный на двух опорах качения, приводной шкив клиноременной передачи и механизм подачи и зажима прутка. Подача прутка осуществляется перемещением трубы с подающей цангой, после чего зажимная цанга зажимает его.

Примеры шпиндельных узла и механизма зажима и подачи приведены на рисунках 2.9 и 2.10.

Рисунок 11.9 Шпиндельного узла станка 1г340

В шпиндельном блоке многошпиндельного пруткового автомата может быть установлено четыре, шесть или восемь шпинделей. Конструкция всех шпинделей одинакова. Передние опоры шпинделей состоят из роликовых подшипников качения, а задние -- из радиально-упорных шарикоподшипников. Осевые силы воспринимаются упорным шарикоподшипником. Шпиндельный узел включает в себя механизмы подачи и зажима прутка, состоящие из подающих и зажимных труб и цанг. Подача и зажим прутка производятся на одной, а иногда на двух позициях. В центральное отверстие шпиндельного блока запрессована круглая полая направляющая продольного суппорта.

Рисунок 11.10 Механизм подачи и зажима прутка на станке мод.1г340

В качестве опор шпинделей применяют подшипники скольжения и качения.

Конструктивная схема регулируемых коническую форму, приведена на рисунке 11.11.

Рисунок 11.11 Регулируемые подшипники скольжения а - с цилиндрической шейкой шпинделя: 1 - корпус, 2 - разрезная втулка, 3 - шейка шпинделя; б - с конической шейкой шпинделя: 1 - цельная втулка; 2 - шпиндель

В опорах скольжения шпинделей используют смазочный материал в виде жидкости (гидростатические и гидродинамические) или газа (аэродинамические и аэростатические) подшипников скольжения, выполняемых в виде бронзовых втулок-вкладышей, одна из поверхностей которых имеет.

Гидродинамические подшипники выполняются одно- и многоклиновыми. Одноклиновые наиболее просты по конструкции (втулка), но не обеспечивают стабильного положения шпинделя при больших скоростях скольжения и малых нагрузках. Этот недостаток отсутствует в многоклиновых подшипниках, имеющих несколько несущих масляных слоев, охватывающих шейку шенделя равномерно со всех сторон (рисунок 11.11).

Гидростатические подшипники - подшипники скольжения, в которых масляный слой между трущимися поверхностями создается путем подвода к ним масла под давлением от насоса, - обеспечивают высокую точность положения оси шпинделя при вращении, имеют большую жесткость и обеспечивают режим жидкостного трения при малых скоростях скольжения

Подшипники качения в качестве опор шпинделей широко применяют в ланках разных типов. В связи с повышенными требованиями к точности вращения шпинделей в их опорах применяют подшипники высоких классов точности, устанавливаемые с предварительным натягом, который позволяет устранить вредное влияние зазоров. Натяг в радиально-упорных шариковых и конических роликовых подшипниках создается при их парной установке благодаря осевому смещению внутренних колец относительно наружных.

Это смещение осуществляется с помощью специальных элементов конструкций шпиндельного узла -- проставочных колец определенного размера; пружин, обеспечивающих постоянство силы предварительного натяга; резьбовых соединений. В роликоподшипниках с цилиндрическими роликами предварительный натяг создается за счет деформирования внутреннего кольца 6 (рисунок 11.12) при затяжке его на коническую шейку шпинделя 8 с помощью втулки 5, перемещаемой гайками L Подшипники шпиндельных опор надежно защищены от загрязнения и вытекания смазочного материала манжетными и лабиринтными уплотнениями 7.



12. Охрана труда

Для безопасной работы и обслуживания токарных и затыловочных станков каждый наладчик и токарь-затыловщик должен хорошо знать и постоянно выполнять правила безопасности и производственной санитарии. Эти правила безопасности выполняются последовательно в четыре этапа.

1. Перед началом работы необходимо:

привести в порядок свою рабочую одежду, застегнуть все пуговицы, плотно завязать обшлага рукавов, надеть головной убор, тщательно убрав под него волосы; рабочая одежда должна иметь опрятный вид, своевременно ремонтироваться, стираться, обезжириваться; проверить исправность защитных очков ил щитков (рисунок 12.1);

подготовить рабочее место, освободив его от деталей, инструментов и приспособлений лишних при данной наладке станка; осмотреть и подготовить к работе приспособления, режущий и мерительный инструмент, подготовить тару для деталей и заготовок; проверить исправность подножной деревянной решетки; проследить, чтобы пол в близи станка был чистым;

Рисунок 12.1 Защитные средства для глаз: 1 - щиток, 2 - очки, 3 - экран

проверить наличие ограждений ременных и цепных передач, предохранительных щитков, кожухов, крышек гитар, исправность предохранительных устройств, крючков для устранения стружки; осмотреть заземляющий провод (не оборван ли?), светильник местного освещения (не должен ослеплять глаза);

проверить исправность узлов станка, натяжение ремней и цепей, работы системы смазки и охлаждения, кнопок «Пуск» и «Стоп», органов управлений, тормоза;

проверить работу станка на холостом ходу в течение нескольких минут.

Приступать к работе на станке можно в случае его полной исправности.

2. Во время наладки станка и перед его пуском в работе необходимо:

установить приспособления, кожухи коробок передач и гитар, ограждения и прочие защитные приспособления, установить режущие инструменты (все выполнять при выключенном станке):

пользоваться только исправными приспособлениями и инструментами; закреплять режущие инструменты и приспособления прочно, гайки затягивать соответствующими ключами;

при наладке подачи охлаждающей жидкости не подводить трубопровод близко к вращающимся частям станка;

не применять при наладке в качестве подставок под ноги случайные предметы (ящики и т.п.);

в затыловочных станках перед включением движения каретки проверить, не зажата ли она;

проверить правильность наладки режущих инструментов и приспособлений надо сначала визуальным осмотром, затем при повороте вручную шпинделя станка, при работе станка вхолостую и только под конец при обработке пробных заготовок;

в затыловочных станках один раз в смену доливать масло в масляный резервуар каретки для смазки пары винт - гайка;

при наладке затыловочных станков на затылование шлифованием проверить наличие ограждения привода шлифовального круга, работу пылеприемника и пылесборника;

Рисунок 12.2 а) при этих операциях станок остановить!; б) применение люнетов при обработке нежестких валов

после наладки токарных и затыловочных станков снять все вспомогательные рукоятки, вспомогательные приспособления и инструменты;

после наладки пускать станок в работу только после закрепления всех ограждений и защитных устройств.

3. Во время работы станка необходимо:

прочно закреплять обрабатываемые заготовки в патроне, центрах или на оправке; при установке и съеме заготовок массой более 20 кг пользоваться подъемными устройствами, освобождать от подвески заготовку только после ее установки и надежного закрепления;

не оставлять ключ в патроне после закрепления (или открепления) заготовки, не наращивать рукоятку ключа, не притормаживать руками выключенный, но еще вращающийся шпиндель;

удалять стружку специальными крючками или щеткой; не производить смазку, обтирку и чистку станка при обработке детали (рисунок 12.2, а);

при всякой, даже непродолжительной, остановке отключать станок (при смене режущего инструмента, измерении детали и т.д.);

во время работы закрывать зону резания защитным щитком; на станке, не оснащенном защитными устройствами, работать в защитных очках или использовать индивидуальный защитный щиток; патрон закрывать предохранительным кожухом;

при скоростном точении применять резцы со стружколомами или стружколомающими канавками;

при зачистке деталей нельзя держать абразивную шкуру в руках; отрезать прутковый материал при малом вылете из шпинделя; выступающий конец прутка из нерабочей стороны шпинделя ограждать трубчатым кожухом; нежесткие валы обрабатывать в люнетах (рисунок 12.2, б); в кулачковом патроне без поддержки центром задней бабки закреплять только короткие заготовки;

работать на режимах резания, указанных в операционных картах; перед тем как остановить станок, выключить автоматическую подачу и отвести инструмент от заготовки;

не работать в станке в перчатках или рукавицах, на забинтованные пальцы надевать резиновые напальчники; вытирать руки чистой ветошью (обтирочным материалом, который использовался для вытирания станка, можно поранить руки мелкой стружкой);

при работе с не вращающимся задним центром своевременно смазывать центровые отверстия заготовок, периодически проверять, надежно ли поджата заготовка; при частоте вращения шпинделя 150 об/мин и выше не допускать применения жесткого центра, при обработке заготовок массой выше 30 кг применять самосмазывающийся центр;

не допускать чрезмерного зажима кулачкового люнета на заготовке, своевременно заменять кулачки, периодически смазывать;

патрон с резьбовым креплением к шпинделю застопорить, предохраняя его от самоотвинчивания;

работать исправным инструментом, при установке инструмента проверять, нет ли забоин на конусных хвостовиках, сколов или выкрашиваний на режущих кромках, трещин в твердосплавных пластинах; проверить надежность механического крепления пластины; при установке резца применять минимальное число прокладок; при затачивании не подводить инструмент к торцу шлифовального круга, не допускать большого зазора между подручником и кругом, не прижимать инструмент с большим усилием к кругу, пользоваться защитным щитком или очками;

отключать станок при перерыве в подаче электроэнергии, при обнаружении утечки масла;

о любых неисправностях сообщать мастеру, дежурному слесарю, электромонтеру, до устранения неисправностей к работе не приступать;

не снимать и не открывать ограждения, защитные кожухи с электрооборудования, не открывать двери электрошкафов, не прикасаться к зажимам;

поддерживать чистоту рабочего места, не загромождать его деталями, заготовками; не класть на станок заготовки, инструменты, обтирочные материалы и изготовленные детали, не облокачиваться на станок, следить, чтобы СОЖ не попадала на подножную деревянную решетку и пол в зоне работы токаря; порядок на рабочем месте - залог безопасной работы.

4. По окончании работы необходимо:

выключить станок и отключить его от электросети, привести в порядок рабочее место, убрать стружку, протереть станок, смазать его направляющие;

аккуратно сложить на рабочем месте заготовки и детали, убрать режущий и мерительный инструмент. [14, с.184]

Требования охраны труда к конструкции станка

Станок имеет модульную структуру компоновки, все элементы сборного крепления имеют удобный наружный доступ, и процесс ремонта станка значительно упрощается. Основные узлы станка находятся за ограждением рабочей зоны, и при их обслуживании процесс обработки не будет создавать опасностей. Наиболее выступающие при работе за габарит станины внешние торцы сборочных единиц, способные травмировать ударом (перемещающиеся со скоростями более 150 мм/с), окрашиваются чередующимися под углом 45° полосами желтого и черного цветов. Станина не имеет сильно выступающих частей, и все угловые грани имеют литейные радиусы скругления. С наружной стороны кабины наносится предупреждающий знак опасности по ГОСТ 12.4.026-86 и устанавливается табличка по ГОСТ 12.4.026-86 с надписью «При включенном станке не открывать!». Дверцы имеют блокировку, автоматически отключающую станок при их открывании. На станке установлено устройство местного освещения зоны обработки с безопасным напряжением 24В и предусмотрена возможность его надежной установки и фиксации.