МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РЕСПУБЛИКИ БЕЛАРУСЬ Белорусский национальный технический университет Кафедра «Металлорежущие станки и инструменты» В.И. Глубокий В.И. Туромша КОНСТРУИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ СТАНКОВ ПРОЕКТИРОВАНИЕ ГЛАВНЫХ ПРИВОДОВ Методическое пособие Минск БНТУ 2013 1 Министерство образования Республики Беларусь БЕЛОРУССКИЙ НАЦИОНАЛЬНЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ Кафедра «Металлорежущие станки и инструменты» В.И. Глубокий В.И. Туромша КОНСТРУИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ СТАНКОВ ПРОЕКТИРОВАНИЕ ГЛАВНЫХ ПРИВОДОВ Методическое пособие для практических занятий студентов машиностроительных специальностей Минск БНТУ 2013 2 УДК 621.9.06-025.13(076.5)(075.8) ББК 34.63-5я7 Г55 Р е ц е н з е н т ы : д-р техн. наук, проф. И. Л. Баршай; д-р техн. наук, проф. Н. В. Спиридонов Глубокий, В. И. Конструирование и расчет станков. Проектирование главных приводов: методическое пособие для практических занятий сту- дентов машиностроительных специальностей / В. И. Глубокий, В. И. Туромша. – Минск: БНТУ, 2013. – 120 с. ISBN 978-985-525-849-1. Методическое пособие по дисциплине «Конструирование и расчет станков» пред- назначено для практических занятий студентов машиностроительных специальностей. В пособии приводятся основные этапы и последовательность выполнения кине- матических расчетов и разработки кинематических схем главных приводов. Также излагается методика составления расчетных схем действующих нагрузок на шпин- дель и схем его расчета на жесткость и последовательность конструирования шпин- дельного узла с разработкой методов регулирования натяга и смазывания подшип- ников шпиндельных опор. Данное методическое пособие также может быть использовано студентами при теоретической самостоятельной подготовке и при выполнении курсовых проектов по проектированию приводов металлорежущих станков. УДК 621.9.06-025.13(076.5)(075.8) ББК 34.63-5я7 ISBN 978-985-525-849-1 © Глубокий В. И., Туромша В. И., 2013 © Белорусский национальный технический университет, 2013 Г55 3 В в е д е н и е Приводы главного движения металлорежущих станков предназна- чены для сообщения требуемой скорости резания обрабатываемой за- готовке или режущему инструменту. При вращательном главном дви- жении резания главный привод обеспечивает регулирование частот вращения шпинделя и соответственно – скоростей резания, которые могут регулироваться электродвигателем и коробкой скоростей. По характеру переключения частот вращения шпинделя и регулирования скоростей резания главные приводы станка могут иметь ступенчатое и бесступенчатое регулирование. Ступенчатое регулирование частот вращения шпинделя обычно механическое и осуществляется коробкой скоростей в универсальных станках с ручным управлением или сменными колесами в специальных станках. Бесступенчатое регулирование частот вращения шпинделя чаще электромеханическое и осуществляется регулируемым электродвига- телем и коробкой скоростей в станках с ЧПУ с автоматической систе- мой управления. Главные приводы проектируются на основании кинематического расчета привода, расчетов крутящих моментов на валах, расчета пере- дач на прочность, валов – на кручение и изгиб и шпинделя – на жест- кость. На основании расчетных данных разрабатываются развертка и свертка проектируемого привода. Развертка проектируемого привода представляет собой его про- дольный разрез и выполняется так, чтобы все валы и шпиндель распо- лагались в одной плоскости. При этом наглядно показывается его кон- струкция в целом, расположение валов и шпинделя, а также их опор, размещение зубчатых колес, муфт, шкивов и способы их крепления, расположение передвижных блоков зубчатых колес с исключением их одновременного зацепления с неподвижными колесами соседнего вала, конструкции подшипников и способы их регулирования. Свертка проектируемого привода представляет собой его попереч- ный разрез по коробке скоростей. При этом показываются все распо- ложенные в пространстве валы и шпиндель, положение центров кото- рых определяется из условия обеспечения минимальных поперечных размеров корпуса, сидящие на валах зубчатые колеса и другие детали. Кроме того, на свертке дается поперечное сечение элементов механиз- ма переключения частот вращения, поперечное сечение корпуса, а так- же характер соединения узла с основными базовыми деталями станка. 4 1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ГЛАВНЫХ ПРИВОДОВ СО СТУПЕНЧАТЫМ РЕГУЛИРОВАНИЕМ 1.1. Программа практического занятия 1. Главные приводы со ступенчатым регулированием и их осо- бенности. 2. Структура коробок скоростей и ее оптимизация на основании структурных формул и структурных сеток. 3. Порядок кинематического расчета приводов главного движе- ния со ступенчатым регулированием. 4. Кинематический расчет главных приводов со ступенчатым ре- гулированием с использованием графоаналитического метода и оп- тимизация их структуры на основании оптимизации графика частот вращения. 5. Расчет передаточных отношений и передаточных чисел передач. 6. Методика выбора и расчета чисел зубьев зубчатых колес передач. 7. Разработка кинематической схемы и оптимизации кинематики и габаритов главного привода со ступенчатым регулированием. 1.2. План практического занятия 1. Изучить особенности главных приводов станков со ступенча- тым регулированием коробкой скоростей. 2. Изучить порядок кинематического расчета главных приводов со ступенчатым регулированием. 3. Выполнить кинематический расчет главных приводов со сту- пенчатым регулированием в соответствии с заданием с использова- нием оптимальных вариантов структурной формулы и графика ча- стот вращения. 4. Определить передаточные отношения и передаточные числа передач. 5. Подобрать по таблицам числа зубьев зубчатых колес передач привода. 6. Для заданного типа станка разработать оптимальную кинема- тическую схему главного привода со ступенчатым регулированием. 7. Составить отчет о выполненной работе. 5 1.3. Кинематический расчет главных приводов и его особенности Исходными данными для кинематического расчета привода яв- ляются: а) предельные частоты вращения шпинделя nmin и nmax; б) частота вращения электродвигателя nэ; в) число ступеней коробки скоростей z (задается или рассчиты- вается); г) тип станка. Кинематический расчет осуществляется с целью оптимизации и определения значений передаточных отношений и передаточных чисел передач и разработки кинематической схемы привода. Для кинематического расчета может использоваться графоаналитичес- кий или чисто аналитический метод. При графоаналитическом ме- тоде выбираются структурные формулы, по которым строятся струк- турные сетки и график частот вращения. Структурные сетки строятся для множительной или сложенной структуры по их структурной формуле. Это необходимо, чтобы в наглядной форме иметь информацию о числе ступеней частот вра- щения в целом привода z, а также каждого вала; количестве группо- вых передач, числе передач в них zj и порядке их конструктивного расположения и кинематического включения; диапазонах регулиро- вания Rj и характеристиках групповых передач xj и диапазоне регу- лирования всего привода Rn. Графики частот вращения строятся для привода в целом, вклю- чая постоянные передачи с целью определения оптимальных зна- чений передаточных отношений всех передач привода ij и расчет- ных частот вращения всех его валов nрj. На графиках частот враще- ния имеется дополнительная информация, кроме той, что на струк- турной сетке, о числе постоянных одиночных передач и их распо- ложении относительно групповых передач, передаточных отноше- ниях передач всего привода ij и частотах вращения валов и шпин- деля при различных вариантах включения передач. По графикам частот вращения определяются передаточные отношения всех пере- дач привода. 6 1.4. Главные приводы со ступенчатым регулированием частот и их кинематические характеристики Главные приводы по характеру переключения частот вращения шпинделя могут быть с дискретным, т. е. ступенчатым регулировани- ем частот. Эти приводы обычно имеют нерегулируемые электродви- гатели и коробки скоростей с числом ступеней z = 6, 8, 9, 12, 16, 18. Их основными кинематическими характеристиками являются пре- дельные nmin и nmax и промежуточные nj значения частот вращения шпинделя, знаменатель геометрического ряда φ и диапазон регули- рования частот Rn. Коробка скоростей дает возможность получить на шпинделе со- ответствующее число конкретных значений частот его вращения nz, равное числу ступеней z коробки скоростей. Она может иметь мно- жительную или сложенную структуру и состоять из элементарных и групповых передач соответственно с последовательным или парал- лельным их расположением. Групповые передачи представляют собой совокупность передач, связывающих вращение двух соседних валов, и характеризуются количеством передач в группе zj , величиной их передаточных от- ношений ij, характеристикой xj и диапазоном регулирования Rj . Главный привод имеет диапазон регулирования частот враще- ния шпинделя Rn, равный отношению его предельных частот nmin и nmax, получаемых при последовательном переключении передач привода, т. е. Rn = max min n n . При ступенчатом регулировании частот вращения шпинделя с помощью коробки скоростей получается ряд значений частот n1, n2, …, nj, ..., nz по закону геометрической прогрессии со знаменате- лем ряд частот 1z nR   , 7 который округляется до стандартной величины: φ = 1,06; 1,12; 1,26; 1,41; 1,58; 1,78; 2,00. Промежуточные значения частот вращения шпинделя ni = nmin· φ i -1 и округляются до значений ряда предпочтительных чисел (табл. 1.1). Таблица 1.1 Нормальные ряды чисел в станкостроении Значения знаменателя геометрического ряда частот вращения φ 1,12 1,26 1,41 1,58 1,78 1,12 1,26 1,41 1,58 1,78 1,12 1,26 1,41 1,58 1,78 1,00 1,00 1,00 1,00 1,00 10,0 10,0 10,0 10,0 100 100 100 100 1,12 11,2 11,2 112 1,25 1,25 12,5 12,5 125 125 125 1,40 1,40 14,0 140 1,60 1,60 1,60 16,0 16,0 16,0 16,0 160 160 160 1,80 1,8 18,0 18,0 180 180 180 2,00 2,00 2,00 20,0 20,0 200 200 2,24 22,4 22,4 224 2,50 2,50 2,5 25,0 25,0 25,0 250 250 250 250 2,80 2,80 28,0 280 3,15 3,15 3,15 31,5 31,5 31,5 31,5 315 315 315 3,55 35,5 355 355 4,00 4,00 4,00 4,00 40,0 40,0 40,0 400 400 400 4,50 45,0 45,0 450 5,00 5,00 50,0 50,0 500 500 500 5,60 5,60 5,60 56,0 56,0 560 560 6,30 6,30 6,3 63,0 63,0 63,0 63,0 630 630 630 7,10 71,0 710 710 8,00 8,00 8,00 80,0 80,0 800 800 9,00 90,0 90,0 900 Примечание: 1. Ряды чисел менее 1 и более 900 получаются соответственно деле- нием или умножением табличных данных на 1000. 2. Ряды чисел со значением знаменателя φ = 1,06 и φ = 2,00 в таблице не при- ведены, как мало используемые. 8 Характеристика групповой передачи xj вместе со знаменателем геометрического ряда частот φ определяет ее диапазон регулирова- ния при одном переключении Rj1: 1 . jx jR   Полный диапазон регулирования групповой передачи Rj равен отношению предельных значений частот вращения ее ведомого ва- ла njmax и njmin при переключении всех ее передач. Он зависит от зна- менателя ряда значений частот вращения φ, ее характеристики xj, числа ступеней zj и коэффициента диапазона регулирования kj и име- ет максимально допустимое значение, равное Rjmax = 8, т. е. max min 8; j j j n R n   (1 1) 1 ; j j j jz x z k j jR R        max max 8, jk jR    где kj = xj (zj – 1) ≤ kjmax. Следовательно, при стандартных значениях φ имеются макси- мально допустимые значения kmax, т. е. должно соблюдаться условие kj ≤ kmax = lg8 lg (табл. 1.2). Таблица 1.2 Максимальные допустимые значения показателя kmax φ 1,06 1,12 1,26 1,41 1,58 1,78 2,0 kmax 36 18 9 6 4 3 3 9 1.5. Структурные формулы коробок скоростей и их оптимизация Структура коробок скоростей определяется числом и видом групповых двухваловых передач и порядком их расположения и переключения и имеет определенный конструктивный и кинемати- ческий вариант. Эти варианты соответственно определяют последо- вательность чередования и включения групповых передач вдоль кинематической цепи коробок скоростей. Коробка скоростей проектируется на основании оптимальной структурной формулы и выбранных оптимальных вариантов струк- турной сетки и графика частот. Структурная формула дает инфор- мацию о числе ступеней коробки, количестве передач в каждой группе, конструктивном порядке их расположения и кинематиче- ской последовательности переключения и в общем случае записы- вается в виде z = z1(xо)  z2(x1)  z3(x2), где z – общее число ступеней коробки скоростей; z1, z2, z3 и xо, x1, x2 – число ступеней и характеристики групповых передач. Групповая передача, переключаемая первой, называется основ- ной и имеет характеристику xo = 1. Остальные групповые передачи называются переборными и имеют номера в соответствии с после- довательностью их переключения, а их характеристики xj равны произведению числа ступеней основной zo и переборных групповых передач с меньшими номерами z1, z2, т. е. xj = П zj = zo  z1  z2  ... Оптимальное соотношение конструктивного расположения груп- повых передач с кинематической последовательностью их включе- ния обеспечивается при постепенном уменьшении количества пере- дач в группах и увеличении их характеристик и диапазонов регули- рования вдоль кинематической цепи к выходному валу. Это связано с тем, что будет плавное повышение диапазонов регулирования при переходе от одной групповой передачи к последующей групповой 10 передаче и промежуточные валы будут иметь более высокие часто- ты вращения, а следовательно, находиться под действием меньших оптимальных крутящих моментов и нагрузок. 1.6. Структурные сетки коробки скоростей и методика их построения Структурные сетки строятся на основании структурных формул с разными конструктивными и кинематическими вариантами в сле- дующем порядке, например, для горизонтального привода: а) на равных расстояниях проводятся горизонтальные линии, изо- бражающие валы, причем число линий на одну больше, чем число групповых передач; б) на равных расстояниях проводятся вертикальные линии, число которых равно числу ступеней привода z; в) указываются число ступеней передач в группе zj и их характе- ристики xj в порядке конструктивного расположения групповых пе- редач в приводе; г) из середины верхней горизонтальной линии симметрично друг относительно друга проводятся лучи, число которых равно zj, с рас- стоянием между соседними лучами на следующей линии, изобра- жающей вал, равным xj делений; д) из каждой полученной точки на второй и последующих гори- зонтальных линиях таким же образом симметрично проводятся лу- чи для всех групповых передач, при этом соседние лучи, изобража- ющие передачи, расходятся на xj интервалов, а крайние – на kj; е) на структурной сетке обозначаются xj и kj для групповых пе- редач. В результате анализа структурных сеток из дальнейшего рассмот- рения исключаются варианты, имеющие групповые передачи с диапа- зонами регулирования Rj > Rmax = 8, т. е. при kj > kmax (см. табл. 1.2), а также варианты с большим диапазоном регулирования групповых передач, расположенных в начале коробки скоростей. В первом случае нет возможности реализовать такой вариант, а при втором – возникают высокие нагрузки на промежуточных валах за счет зна- чительного понижения их частот вращения и происходит увеличе- ние размеров коробки скоростей. 11 1.7. График частот вращения главного привода со ступенчатым регулированием и методика его построения Графики частот вращения строятся на основании оптимальных вариантов структурной формулы и структурной сетки в следующем порядке: а) на равных расстояниях проводятся горизонтальные линии, изо- бражающие валы проектируемого привода; б) на равных расстояниях проводятся вертикальные линии и на нижней горизонтальной линии обозначаются частоты вращения шпин- деля с порядковыми номерами от n1 до nz; в) на верхней горизонтальной линии, изображающей вал элект- родвигателя, откладывается число делений yэ, изображающих ча- стоту вращения электродвигателя nэ; г) намечается цепь передач в виде лучей для снижения частоты вращения электродвигателя с nэ до минимальной частоты вращения шпинделя n1 в соответствии с разбивкой yэ на отдельные понижаю- щие передачи; д) проводятся лучи, изображающие передачи каждой групповой передачи согласно структурным формуле и сетке в соответствии с числом ступеней zj и характеристикой xj групповых передач, при этом параллельные лучи изображают одну и ту же передачу при различных переключениях; е) около лучей, изображающих передачи, указываются их пере- даточные отношения i1, i2, i3 и т. д. 1.8. Передаточные отношения и передаточные числа передач привода и их расчет Передаточные отношения передач главного привода определя- ются по графику частот вращения. Они рассчитываются по знаме- нателю геометрического ряда частот вращения шпинделя φ и числу делений ±mj, перекрываемых лучами, изображающими соответ- ствующую повышающую или понижающую передачи, по формуле ,j m ji    12 где mj – число делений, перекрываемых лучом на графике частот; +mj и –mj – соответственно для повышающих и понижающих передач. Передаточные отношения зубчатых передач имеют ограничения, и их минимальные и максимальные значения должны быть в опре- деленных пределах, а именно imin ≥ 1 4 и imax ≤ 2, т. е. 1 2. 4 m mj ji j         Следовательно, имеются допускаемые максимальные значения +mmax для повышающих и |–m|max для понижающих передач при определенном стандартном значении знаменателя ряда φ (табл. 1.3). Таблица 1.3 Максимальные допустимые значения делений +mmax и |– m|max φ 1,06 1,12 1,26 1,41 1,58 1,78 2,0 +mmax 12 6 3 2 1 1 1 |–m|max 24 12 6 4 3 2 2 Передаточные числа uj рассчитываются только для понижающих передач, что необходимо для дальнейших расчетов, и определяются как величины, обратные передаточным отношениям, т. е. 1 1 . mj j j j m u i       1.9. Определение числа зубьев колес зубчатых передач привода Числа зубьев колес зубчатых передач могут рассчитываться ана- литическим или определяться табличным методами с использова- нием формул или таблиц. При аналитическом методе расчета числа зубьев зубчатых колес zi рассчитываются по предварительно вы- бранным суммам зубьев jZ для каждой постоянной и групповой 13 передачи и передаточным отношениям ij всех передач по формулам, например, для z1 и z2, z3 и z4 при 1Z , i1 и i2 1 1 1 1 1 i Z z i    и 12 1 1 Z z i    ; 2 1 3 2 1 i Z z i    и 14 2 1 Z z i    и т. д. При табличном методе выбираются соответствующие суммы зубьев jZ для всех постоянных и для каждой групповой передачи (табл. 1.4). При этом они должны постепенно увеличиваться или в крайнем случае быть равны, но не должно быть их резкого повыше- ния от одних передач к другим. Поэтому для всех постоянных и груп- повых передач определенные суммы зубьев подбираются из условия ΣZ1 ≤ ΣZ2 ≤ ΣZ3 …, где ΣZ1, ΣZ2, ΣZ3 … – суммы зубьев постоянных или групповых пе- редач. По передаточным числам u1 для понижающих передач или по пере- даточным отношениям i2 для повышающей передачи по таблице опре- деляются числа зубьев меньших колес. Так, число зубьев ведущего колеса z1 понижающей передачи выбирается по u1, а z4 ведомого колеса повышающей передачи – по i2, так как в табл. 1.4 приведены значения ij  1 и uj  1. Числа зубьев больших колес рассчитыва- ются по формулам из условия: а) u1 – для понижающей передачи z1 – по таблице; z2 = 1 1Z z  ; б) i2 – для повышающей передачи z3 = 1 4Z z  ; z4 – по таблице. В общем случае суммы зубьев передач можно принимать в пре- делах ΣZ1 ≈ 70–84; ΣZ2 ≈ 78–92; ΣZ3 ≈ 84–100, однако в некоторых случаях требуется выбирать другие значения суммы ΣZj. 14 Рекомендуемое минимальное число зубьев колес zmin ≥ 18–19, а максимальная сумма зубьев сопряженных колес maxZ  100. Таблица 1.4 Числа зубьев меньших зубчатых колес передач ΣZ u, i 70 71 72 73 74 75 76 77 78 79 80 81 82 83 84 85 86 87 88 89 1,00 35 36 37 38 39 40 41 42 43 44 1,12 33 34 35 36 36 37 37 38 38 39 40 41 42 1,26 31 32 33 33 34 39 36 36 37 37 38 39 1,41 29 30 30 31 32 33 33 34 35 35 36 37 1,58 27 28 28 29 30 30 31 32 32 33 33 34 1,78 25 26 27 28 29 29 30 30 31 32 2,0 24 25 26 27 28 29 29 30 2,24 22 22 23 23 24 22 25 26 26 27 27 2,51 20 20 21 21 22 23 23 24 24 25 25 2,82 19 19 20 20 21 21 22 23 23 3,16 18 19 19 20 20 21 21 ΣZ u, i 90 91 92 93 94 95 96 97 98 99 100 101 102 103 104 105 106 107 108 109 1,00 45 46 47 48 49 49 50 50 51 51 52 52 53 54 54 54 55 1,12 43 43 44 44 45 45 46 46 47 47 48 49 50 51 51 1,26 40 40 41 41 42 43 44 44 45 45 46 47 47 48 48 1,41 37 38 38 39 40 40 41 42 42 43 43 44 44 45 45 1,58 35 35 36 37 37 38 38 39 39 40 40 41 41 41 42 42 1,78 33 33 34 34 35 35 36 36 37 37 38 38 39 39 2,00 30 31 31 32 32 33 33 34 34 35 35 36 36 2,24 28 28 29 29 30 30 31 31 32 32 33 33 33 34 2,51 26 26 27 27 28 28 29 29 30 30 31 31 2,82 24 24 25 25 26 26 27 27 27 28 28 28 3,16 22 22 23 23 24 24 24 25 25 25 26 26 26 3,55 20 20 20 21 21 22 22 22 23 23 23 24 24 3,98 18 18 19 19 19 20 20 20 21 21 21 21 22 22 Примечание: 1. В таблице приведены числа зубьев ведущего колеса для понижаю- щей или ведомого колеса для повышающей передачи. 2. Выбор числа зубьев производится для понижающей передачи по передаточ- ному числу u, а для повышающей – по передаточному отношению i. 3. Для каждой групповой передачи выбирается определенная сумма зубьев ΣZj, которая должна быть равной или больше, чем для предыдущей групповой пере- дачи: ΣZi ≤ ΣZj ≤ ΣZk. 15 1.10. Пример кинематического расчета главного привода со ступенчатым регулированием Целью кинематического расчета является оптимизация переда- точных отношений и определение их значений, а также разработка кинематической схемы. Исходные данные для кинематического рас- чета главного привода со ступенчатым регулированием следующие: а) предельные частоты вращения шпинделя nmin–nmax = = 250–3150 мин-1; б) частота вращения электродвигателя nэ = 2880 мин-1; в) число ступеней коробки скоростей z = 12; г) станок горизонтальный консольно-фрезерный. Кинематический расчет главного привода со ступенчатым регу- лированием имеет ряд последовательных этапов. 1.10.1. Расчет диапазона регулирования частот вращения шпинделя Диапазон регулирования является отношением максимальной час- тоты вращения шпинделя к минимальной и показывает величину возможного регулирования частоты вращения: max min ,n n R n  где Rn – диапазон регулирования частот вращения шпинделя; nmax – максимальная частота вращения шпинделя, мин-1; nmax = = 3150 мин-1; nmin – минимальная частота вращения шпинделя, мин-1; nmin = = 250 мин-1. 3150 12,6. 250 nR   1.10.2. Расчет знаменателя геометрического ряда частот вращения Рассчитывается знаменатель геометрического ряда частот враще- ния и приводится к стандартному значению: 16 1 ,z nR   где  – знаменатель геометрического ряда частот вращения шпинделя; Rn – диапазон регулирования частот вращения шпинделя; Rn = 12,6; z – число ступеней коробки скоростей; z = 12. 12 112,6 1,259  . 1.10.3. Округление знаменателя геометрического ряда частот до стандартного значения Значение знаменателя геометрического ряда приводится к стан- дартному: φ → φст; φ = 1,26. 1.10.4. Расчет промежуточных значений частот вращения шпинделя Промежуточные значения частот вращения шпинделя ni = nmin  φ i–1, где ni – промежуточные значения частоты вращения шпинделя; nmin – минимальная частота вращения шпинделя, мин–1; nmin = = 250 мин–1; φ – знаменатель геометрического ряда частот; φ = 1,26; i – номер промежуточного значения частоты вращения шпинделя. n1 = 250 мин–1; n7 = 250  1,266 = 1000 мин–1; n2 = 250  1,26 = 315 мин–1; n8 = 250  1,267 = 1260 мин–1; n3 = 250  1,262 = 397 мин–1; n9 = 250  1,268 = 1588 мин–1; n4 = 250  1,263 = 500 мин–1; n10 = 250  1,269 = 2001 мин–1; n5 = 250  1,264 = 630 мин–1; n11 = 250  1,2610 = 2521 мин–1; n6 = 250  1,265 = 793 мин–1; n12 = 250  1,2611 = 3177 мин–1. 1.10.5. Округление частот вращения шпинделя до стандартных значений Промежуточные значения частот вращения шпинделя округля- ются до стандартных значений ni → nст (см. табл. 1.1): 17 n1 = 250 мин–1; n2 = 315 мин–1; n3 = 400 мин–1; n4 = 500 мин–1; n5 = 630 мин–1; n6 = 800 мин–1; n7 = 1000 мин–1; n8 = 1250 мин–1; n9 = 1600 мин–1; n10 = 2000 мин–1; n11 = 2500 мин–1; n12 = 3150 мин–1. 1.10.6. Оптимизация структурной формулы множительной структуры Структурная формула дает информацию о конструктивном и ки- нематическом варианте структуры. Конструктивный вариант опре- деляет порядок расположения групповой передачи с различным чис- лом ступеней вдоль кинематической цепи. Кинематический вариант определяет порядок переключения групповых передач, расположен- ных вдоль кинематической цепи. Структурные формулы могут иметь различные варианты: z = 12 = 41  34; z = 12 = 21  22· 34; z = 12 = 31  23  26 и др. Оптимальным вариантом структурной формулы является тот, в котором число ступеней групповых передачи постепенно умень- шается, а характеристики постепенно возрастают, так как в этом случае будет постепенное увеличение крутящих моментов на валах, а соответственно увеличение модулей зубчатых колес и их размеров – только в последних передачах, т. е. z = 12 = 31  23  26. 1.10.7. Построение структурной сетки множительной структуры Структурная сетка – это графическое изображение множитель- ной или сложенной структуры в соответствии со структурной фор- мулой. Она дает информацию о числе ступеней структуры, распо- ложении групповых передач с разными диапазонами регулирования и о числе ступеней каждой групповой передачи. Число вертикальных линий характеризует количество частот, по- лучаемых с помощью данной коробки скоростей, и их число равно числу ее ступеней. Количество горизонтальных линий характеризует количество валов в данной множительной структуре коробки скоро- стей, и их на единицу больше числа групповых передач в приводе. 18 В поле между соседними горизонтальными линиями с помощью лу- чей изображаются передачи. В данный привод входит основная групповая передача 31, и на структурной сетке она изображается тремя лучами, расходящимися на один интервал, так как характеристика основной групповой пе- редачи xо = 1 (рис. 1.1). Рис. 1.1. Структурная сетка коробки скоростей горизонтального консольно-фрезерного станка Первая переборная групповая передача 23 имеет характеристику, равную числу ступеней основной групповой передачи, т. е. x1 = 3, и она изображается двумя лучами, расходящимися на три интервала (см. рис. 1.1). Вторая переборная групповая передача 26 имеет характеристику, равную произведению числа ступеней основной и первой перебор- 19 ной групповой передачи, т. е. x2 = 3  2 = 6, и она изображается дву- мя лучами, расходящимися на шесть интервалов (см. рис. 1.1). Последовательность расположения основной и переборных груп- повых передач теоретически может быть любой, но она определяет оптимальность конструкции привода. 1.10.8. Определение числа делений, изображающих частоту вращения электродвигателя Число делений, изображающих частоту вращения электродвигателя: ý min ý lg( ) , lg n n y   где nэ – частота вращения электродвигателя, nэ = 2880 мин–1; nmin – минимальная частота вращения шпинделя, nmin = 250 мин–1; φ – знаменатель геометрического ряда частот вращения, φ = 1,26. ý lg(2880 250) 10,6. lg1,26 y   1.10.9. Разбивка числа делений, изображающих частоту вращения электродвигателя, на отдельные групповые передачи Разбивка числа делений yэ на отдельные передачи производится с целью снижения частоты вращения электродвигателя nэ до мини- мальной частоты вращения шпинделя nmin. Коэффициент диапазона регулирования k2 рассчитывается для ли- митирующей второй переборной групповой передачи 26 при x2 = 6 и z2 = 2: k2 = x2  (z2 – 1) = 6  (2 – 1) = 6. При знаменателе геометрического ряда частот φ = 1,26 допуска- ются значения k ≤ 9, +m ≤ 3 и |–m| ≤ 6 (см. табл. 1.2 и 1.3), а факти- чески при k2 = 6 возможны варианты допустимых значений +m и |–m|, приведенные в табл. 1.5, при структурной формуле z = 12 = = 31  23  26. 20 Таблица 1.5 Допустимые и возможные значения делений + m и |–m| φ = 1,26 kmax = 9 k2 = 6 +mmax = 3 +m = 3, 2, 1, 0 | –m|max = 6 |–m| = 3, 4, 5, 6 Выбирается один из вариантов, удовлетворяющих условию k = = +m + |–m|, например, вариант +m = 2 и |–m|max = 4 для передачи 26, а остальные передачи должны иметь число делений, равное или меньше yэ = 10,6 = 1,6 + 2 + 3 + 4 п/п 31 23 26. 1.10.10. Построение графика частот главного привода со ступенчатым регулированием График частот строится с целью оптимизации и определения пе- редаточных отношений. Для построения графика частот проводятся горизонтальные линии в соответствии с количеством валов привода и вертикальные линии на одинаковом расстоянии, количество которых равно числу ступеней z или целому числу делений yэ + 1 (рис. 1.2). Из точки, соответствующей скорости электродвигателя nэ, про- водится первая наклонная линия, соответствующая первой постоян- ной передаче, на число делений 1,6 и последовательно проводятся лучи понижающих передач соответственно на 2; 3 и 4 деления до минимальной частоты вращения шпинделя nmin (см. рис. 1.2). Затем наносятся лучи, изображающие групповые передачи 31, 23 и 26, ко- личество которых равно числу ступеней передачи: zi = 3, 2, 2, и с расхождением их на число делений, равное их характеристикам: xj = 1, 3, 6. В итоге получается график частот, на котором указыва- ются частоты вращения электродвигателя nэ = 2880 мин-1 и шпинде- ля nj = 250–3150 мин–1, а также передаточные отношения передач ij (см. рис. 1.2). 21 Рис. 1.2. График частот вращения главного привода горизонтального консольно-фрезерного станка 1.10.11. Определение передаточных отношений и передаточных чисел Для подбора числа зубьев колес используется табличный метод, поэтому для понижающих передач определяются передаточные чис- ла, а для повышающих – передаточные отношения: ij = φ± m j, где ij – передаточное отношение j-й передачи. В формуле знак «+» используется для повышающих, а «–» для понижающих передач. Из графика частот следует (см. рис. 1.2), что m1 = –1,6; m2 = –2; m3 = –1; m4 = 0; m5 = –3; m6 = 0; m7 = –4; m8 = 2, и соответственно передаточные отношения будут: 22 i1 = 1,26–1,6 = 1 1,45 = 0,69; i2 = 1,26–2 = 1 1,59 = 0,63; i3 = 1,26–1 = 1 1,26 = 0,79; i4 = 1,260 = 1,0; i5 = 1,26–3 = 1 2,00 = 0,50; i6 = 1,260 = 1,0; i7 = 1,26–4 = 1 2,50 = 0,40; i8 = 1,262 = 1,59. Передаточные числа передач привода определяются по формуле 1 , j j u i  где uj – передаточное число j-й передачи. u1 = 1 0,69 = 1,45; u2 = 1 0,63 = 1,59; u3 = 1 0,79 = 1,26; u4 = 1,0; u5 = 1 0,50 = 2,0; u6 = 1,0; u7 = 1 0,40 = 2,5; u8 = 1 1,59 = 0,63. 1.10.12. Подбор чисел зубьев зубчатых колес Для первой постоянной передачи выполняется аналитический рас- чет чисел зубьев колес, например при сумме зубьев ΣZ1 = 70, по формулам z1 = 1 1 1 1 i Z i    и z2 = 1 1 , 1 Z i   где i1 – передаточное отношение первой постоянной передачи; i1 = = 0,69; z1 и z2 – число зубьев зубчатых колес; ΣZ1 – суммарное число зубьев постоянной передачи; ΣZ1 = 70. 23 z1 = 0,69 70 0,69 1   = 28,6 и z2 = 70 41,4. 0,69 1   Принимаются числа зубьев z1 = 29 и z2 = 41. Для групповых передач используется табличный метод (см. п. 1.9), при этом для понижающей передачи подбирается число зубьев ше- стерни, т. е. ведущего колеса, а число зубьев ведомого рассчитывается. Для повышающей передачи подбирается число зубьев ведомого коле- са, а число зубьев ведущего рассчитывается. Суммы зубьев постоян- ных и групповых передач выбираются так, чтобы они постепенно уве- личивались или в крайнем случае были равны, т. е. ΣZ1 ≤ ΣZ2≤ ΣZ3. Сумма чисел зубьев групповых передач выбирается предпочти- тельно в диапазоне ΣZj = 70–100. В связи с тем что каждая после- дующая групповая передача должна иметь большую сумму зубьев, чем предыдущая, для групповых передач могут быть выбраны, напри- мер, следующие суммы зубьев, удовлетворяющие передаточным чис- лам (см. табл. 1.4): ΣZ2 = 72 < ΣZ3 = 78 < ΣZ4 = 85. Для групповых передач выполняется табличный подбор чисел зубьев колес по ΣZj, uj и i8 (см. табл. 1.4): ΣZ2 = 72: u2 = 1,59; z3 = 28; z4 = ΣZ2 – z3 = 72 – 28 = 44; u3 = 1,26; z5 = 32; z6 = ΣZ2 – z5 = 72 – 32 = 40; u4 = 1,0; z7 = 36; z8 = ΣZ2 – z7 = 72 – 36 = 36; ΣZ3 = 78: u5 = 2; z9 = 26; z10 = ΣZ3 – z9 = 78 – 26 = 52; u6 = 1; z11 = 39; z12 = ΣZ3 – z11 = 78 – 39 = 39; ΣZ4 = 85: u7 = 2,5; z13 = 24; z14 = ΣZ4 – z13 = 85 – 24 = 61; i8 = 1,59; z15 = ΣZ4 – z16 = 85 – 33 = 52; z16 = 33. 1.10.13. Разработка кинематической схемы главного привода со ступенчатым регулированием При разработке кинематической схемы главного привода приме- няется оптимальное расположение групповых передач с целью умень- шения размеров и исключения одновременного зацепления двух ко- лес блока с колесами соседнего вала при переключении. Так, рабо- чие зоны передвижных блоков z3–z7–z5 и z10–z12 располагаются друг 24 над другом, благодаря чему уменьшаются габаритные осевые разме- ры привода. Главный привод (рис. 1.3) имеет электродвигатель М, от которого через муфту с упругим элементом вращение передается на вал I ко- робки скоростей и через постоянную зубчатую передачу z1–z2 (29/41) – на вал II, а через подвижный тройной блок и зубчатые колеса z3–z4 (28/44), z5–z6 (32/40) и z7–z8 (36/36) – на вал III. Далее через два по- движных двухступенчатых блока и зубчатые передачи z9–z10 (26/52), z11–z12 (39/39) и z13–z14 (24/61), z15–z16 (52/33) вращение передается на шпиндель, который получает 12 различных частот вращения. Рис. 1.3. Кинематическая схема главного привода горизонтального консольно-фрезерного станка 25 Уравнение кинематического баланса главного привода имеет вид ý 1 2 3 4 5 6 7 8( ; ) ( ) ( ) jn i i i i i i i i n     или 3 5 7 9 13 151 11 ý 2 4 6 8 10 12 14 16 ( ; ) ( ) ( ) ,j z z z z z zz z n n z z z z z z z z      где nэ – частота вращения электродвигателя М, мин–1; nэ = 2880 мин–1; i1–i8 – передаточные отношения передач коробки скоростей; nj – частота вращения шпинделя, мин–1; z1–z16 – числа зубьев зубчатых колес главного привода; z1 = 29; z2 = 41; z3 = 28; z4 = 44; z5 = 32; z6 = 40; z7 = 36; z8 = 36; z9 = 26; z10 = 52; z11 = 39; z12 = 39; z13 = 24; z14 = 61; z15 = 52; z16 = 33. 29 28 32 36 26 39 24 52 2880 ( ; ) ( ) ( ) . 41 44 40 36 52 39 61 33 jn     Из уравнения кинематического баланса рассчитываются частоты вращения шпинделя nj = 255, 321, 401, 510, 641, 801, 1021, 1284, 1605, 2043, 2568, 3210 и округляются до ряда предпочтительных чисел: 250, 315, 400, 500, 630, 800, 1000, 1250, 1600, 2000, 2500, 3150 мин–1. 1.11. Содержание отчета 1. Описание главных приводов со ступенчатым регулированием. 2. Порядок кинематического расчета главного привода со сту- пенчатым регулированием с использованием графоаналитического метода. 3. Кинематический расчет главного привода в соответствии с за- данием для определенного типа станка по заданным частоте вра- щения электродвигателя nэ, предельным частотам вращения шпин- деля nmin–nmax и числу ступеней z или по упрощенному варианту по числу делений yэ, изображающих частоту вращения электродвига- теля, числу ступеней z и знаменателю геометрического ряд частот вращения φ. 26 4. График частот с обозначением частоты вращения электродви- гателя nэ, частот вращения шпинделя n1–nz и передаточных отноше- ний передач ij. 5. Расчет передаточных отношений ij и передаточных чисел uj передач. 6. Расчет чисел зубьев zj всех зубчатых колес передач главного привода. 7. Кинематическая схема привода с оптимальной кинематикой и габаритами, изображенная в масштабе, и с обозначенными числами зубьев zj, диаметрами шкивов Dj и т. д., и с указанной мощностью Nэ и частотой вращения электродвигателя nэ. 1.12. Контрольные вопросы 1. Каковы особенности главных приводов со ступенчатым регу- лированием? 2. Каков порядок кинематического расчета главных приводов со ступенчатым регулированием? 3. Структуры коробок скоростей и их структурные формулы. 4. Понятие конструктивного и кинематического вариантов струк- тур коробок скоростей. 5. Виды групповых передач, их характеристики и ограничения их диапазонов регулирования. 6. Структурные сетки, их информация и оптимизация. 7. Передаточные отношения групповых передач и их ограничения. 8. Методика построения и оптимизации графика частот вращения. 9. Методика расчета передаточных отношений и передаточных чисел передач главного привода по графику частот. 10. Аналитический и табличный методы расчета и подбора чисел зубьев зубчатых передач. 11. Принципы разработки кинематической схемы и оптимизации кинематики и габаритов привода. 27 2. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ГЛАВНЫХ ПРИВОДОВ С БЕССТУПЕНЧАТЫМ РЕГУЛИРОВАНИЕМ 2.1. Программа практического занятия 1. Главные приводы с бесступенчатым электромеханическим ре- гулированием и их особенности. 2. Режимы работы и кинематические и силовые характеристики регулируемых электродвигателей главных приводов. 3. Кинематические и силовые характеристики и режимы работы шпинделя при электромеханическом регулировании частот вращения. 4. Диапазоны регулирования частот вращения шпинделя при элект- ромеханическом регулировании и их оптимизация. 5. Порядок кинематического расчета приводов главного движе- ния с бесступенчатым электромеханическим регулированием. 6. График частот вращения главного привода с бесступенчатым электромеханическим регулированием и его оптимизация. 7. Разработка кинематической схемы и оптимизация кинематики и габаритов привода с бесступенчатым электромеханическим регу- лированием. 2.2. План практического занятия 1. Изучить особенности главных приводов с бесступенчатым ре- гулированием частот регулируемым электродвигателем и коробкой скоростей. 2. Изучить порядок кинематического расчета главных приводов с бесступенчатым электромеханическим регулированием. 3. Выполнить кинематический расчет главного привода станка с бесступенчатым электромеханическим регулированием в соответ- ствии с заданием. 4. Построить график частот главного привода станка с бесступен- чатым электромеханическим регулированием с оптимизацией диапа- зона регулирования частот вращения шпинделя при постоянной мощ- ности RnN. 5. Определить передаточные отношения и передаточные числа передач. 28 6. По таблице подобрать числа зубьев зубчатых колес передач привода. 7. Разработать оптимальную кинематическую схему главного при- вода с бесступенчатым электромеханическим регулированием ча- стот вращения, регулируемым электродвигателем и коробкой ско- ростей по заданию. 8. Составить отчет о выполненной работе. 2.3. Главные приводы с бесступенчатым регулированием частот вращения шпинделя и их особенности Главные приводы по характеру переключения частот вращения шпинделя могут быть с непрерывным, т. е. с бесступенчатым регу- лированием частот вращения. Эти приводы обычно имеют регули- руемые электродвигатели и коробки скоростей с небольшим числом ступеней z. В учебных проектах для получения многовариантных заданий может приниматься z = 1, 2, 3, 4. Бесступенчатое регулирование частот вращения шпинделя может быть чисто электрическим с применением мотор-шпинделей или электромеханическим, которое обеспечивается специальным регули- руемым электродвигателем в сочетании с автоматической механи- ческой коробкой скоростей в основном с гидравлическим управле- нием. Главные приводы с электромеханическим регулированием мо- гут обеспечивать широкий диапазон бесступенчатого регулирования частот вращения шпинделя и упрощают процесс автоматизации его управления от числовой управляющей программы. Они применяются в токарных, фрезерных и многооперационных сверлильно-фрезерно- расточных станках с ЧПУ и обеспечивают автоматическое переклю- чение частот вращения с помощью системы ЧПУ в процессе выпол- нения цикла обработки деталей. В последнее время на станках с ЧПУ для главных приводов устанавливаются асинхронные электродвигатели с высокочастот- ным регулированием, позволяющие получать высокие частоты вращения шпинделя. Структура главных приводов станков с ЧПУ определяется их функциональным назначением и имеет свои осо- бенности. 29 2.4. Кинематический расчет главного привода с электромеханическим регулированием и его особенности Кинематический расчет главного привода заключается в оптими- зации его конструктивного и кинематического вариантов с исполь- зованием графоаналитического метода, определении оптимальных передаточных отношений и чисел зубьев зубчатых передач и разра- ботке кинематической схемы. Кинематический расчет привода главного движения металлоре- жущих станков с ЧПУ электромеханическим регулированием про- изводится по известной методике с составлением структурной фор- мулы и построением графика частот вращения. Однако кинематиче- ский расчет этих приводов отличается некоторыми особенностями, так как электродвигатель имеет минимальную nэmin, номинальную nэн и максимальную nэmax частоты вращения, диапазоны регулирования при постоянном моменте RэT и при постоянной мощности RэN и общий электрический диапазон регулирования частот Rэ. Кроме то- го, подсоединенная к нему механическая коробка скоростей с не- большим числом ступеней z дает ступенчатое регулирование частот и обеспечивает z перекрывающихся диапазонов бесступенчатого ре- гулирования частот вращения шпинделя Rэ1, Rэ2, …, Rэz. Общий диапазон электромеханического регулирования частот вращения шпинделя Rn также состоит из диапазонов регулирования при по- стоянном моменте RnT и постоянной мощности RnN. В общем случае кинематический расчет главного привода с элект- ромеханическим регулированием состоит из ряда последовательных этапов по расчету диапазонов регулирования и частот вращения, по- строению графика частот, кинематическому расчету передач и со- ставлению кинематической схемы. 2.5. Диапазоны регулирования частот вращения главного привода при бесступенчатом электромеханическом регулировании В регулируемых электромеханических приводах главного движе- ния станков с бесступенчатым регулированием в общем случае име- ется регулируемый электродвигатель М и коробка скоростей (рис. 2.1). 30 В результате особенностей конструкций этих приводов получается ряд диапазонов регулирования частот вращения. Рис. 2.1. Кинематическая схема главного привода с бесступенчатым регулированием частот вращения электродвигателем и двухступенчатой коробкой скоростей Главные приводы станков с бесступенчатым регулированием име- ют электродвигатели с системой двухзонного регулирования с диа- пазонами при постоянном моменте RэT и постоянной мощности RэN и с общим электрическим диапазоном бесступенчатого регулирова- ния частот Rэ. В сочетании регулируемого электродвигателя с коробкой скоро- стей с диапазоном механического регулирования Rм на шпинделе получаются также диапазоны регулирования с постоянным момен- том RnT и с постоянной мощностью RnN и общий диапазон с элек- 31 тромеханическим бесступенчатым регулированием частот враще- ния шпинделя Rn (рис. 2.2). Рис. 2.2. График частот вращения главного привода с бесступенчатым регулированием электродвигателем и двухступенчатой коробкой скоростей 1. Общий диапазон бесступенчатого регулирования частот враще- ния шпинделя Rn определяется через отношение его предельных час- тот nmin и nmax: max min ,n n R n  где nmin и nmax – предельные частоты вращения шпинделя. 2. Общий диапазон электромеханического регулирования частот вращения шпинделя Rn равен произведению диапазонов электриче- 32 ского регулирования электродвигателем Rэ1 = Rэ и механического – коробкой скоростей Rм: ý1 ìnR R R  или ý ìnR R R  (см. рис. 2.2), где Rn – общий диапазон регулирования частот вращения шпинделя; Rэ1 и Rэ – диапазоны бесступенчатого электрического регулиро- вания частот вращения шпинделя и электродвигателя; Rэ1 = Rэ; Rм – диапазон регулирования частот вращения шпинделя механи- ческой коробкой скоростей. 3. Общий диапазон электромеханического бесступенчатого ре- гулирования частот вращения шпинделя Rn может рассчитываться через произведение диапазонов регулирования с постоянными момен- том и мощностью: ý ý ì ý ìn nT nN T NR R R R R R R R       (см. рис. 2.2), где RnT и RэT – диапазоны регулирования частот вращения шпинделя и электродвигателя при постоянном моменте: RnT = RэT; RnN и RэN – диапазоны регулирования частот вращения шпинделя и электродвигателя при постоянной мощности: RnN = RэN ·Rм; Rэ – диапазон бесступенчатого регулирования частот вращения электродвигателя: Rэ = RэT  RэN; Rм – диапазон регулирования частот вращения шпинделя меха- нической коробкой скоростей. 4. Диапазон бесступенчатого электрического регулирования ча- стот вращения электродвигателя Rэ равен отношению его предель- ных частот: 33 ýmax ý ýmin , n R n  где nэ min и nэ max – предельные частоты вращения электродвигателя. 5. Диапазоны бесступенчатого электрического регулирования час- тот вращения шпинделя Rэi связаны с числом ступеней z коробки скоростей. Кинематика коробки скоростей в сочетании с электриче- ским регулированием двигателем Rэ позволяет получить на шпин- деле число электрических диапазонов частот вращения Rэi, равное числу ступеней z коробки скоростей при бесступенчатом регулиро- вании в каждом диапазоне: Rэ1 = Rэ2 =,…,= Rэz = Rэ. 6. Электродвигатель и шпиндель имеют номинальную nэн и рас- четную nр частоты вращения, с которых начинается их режим рабо- ты с постоянной мощностью, и диапазоны регулирования частот вращения электродвигателя и шпинделя при постоянной мощности RэN и RnN. 7. Расчетная частота вращения шпинделя определяется по обще- му диапазону регулирования Rn из выражения 34 min p min ,n nn R n n R  где nmin и Rn – минимальная частота и диапазон регулирования ча- стот вращения шпинделя. 8. Диапазоны регулирования частот вращения электродвигателя и шпинделя при постоянной мощности RэN и RnN равны отношению частот: RэN = ýmax ýí n n и RnN = max ð , n n при этом RnN = RэN ·Rм, где nэmax и nэн – максимальная и номинальная частоты вращения электродвигателя; 34 nmax и nр – максимальная и расчетная частоты вращения шпинделя. 9. Диапазон регулирования частот вращения шпинделя механи- ческой коробки скоростей Rм определяется по отношению диапа- зонов регулирования или через знаменатель геометрического ряда частот: Rм = ý nN N R R и 1ì ì , zR   где Rм – диапазон регулирования частот вращения шпинделя меха- нической коробкой скоростей; RnN и RэN – диапазоны регулирования частот вращения шпинделя и электродвигателя при постоянной мощности; φм и z – знаменатель геометрического ряда частот вращения и число ступеней коробки скоростей. 10. Диапазоны регулирования частот вращения шпинделя и элект- родвигателя при постоянном моменте RnT и RэT равны отношению соответствующих диапазонов регулирования и частот вращения, при этом RnT = RэT: RnT = ý ý ý n T nN N R R R R R   и RnT = ð min n n = RэT = ýí ýmin , n n где Rn и Rэ – общие диапазоны бесступенчатого регулирования ча- стот вращения шпинделя и электродвигателя; RnN и RэN – диапазоны регулирования частот вращения шпинделя и электродвигателя при постоянной мощности; nр и nmin – расчетная и минимальная частоты вращения шпинделя; nэн и nэmin – номинальная и минимальная фактическая для данно- го привода частоты вращения электродвигателя. 11. Минимальная частота вращения электродвигателя, требуемая для проектируемого главного привода, определяется по его номиналь- ной частоте nэн и диапазону регулирования частот вращения шпин- деля RnT из выражения nэmin = ýí . nT n R 35 2.6. Знаменатель геометрического ряда частот вращения и число ступеней коробки скоростей Коробка скоростей состоит из последовательно расположенных элементарных и групповых двухваловых передач, переключение ко- торых может обеспечиваться передвижными блоками, зубчатыми муфтами и т. д. Групповая передача представляет собой совокуп- ность передач, связывающих вращение двух соседних валов. Она характеризуется количеством передач в группе zj, величиной их пе- редаточных отношений ij, характеристикой xj и диапазоном регу- лирования Rj. Приводы с коробкой скоростей, имеющей одну групповую пере- дачу, имеют ограниченный диапазон механического регулирования: 1 ì ì 8, zR    где φм и z – знаменатель геометрического ряда частот вращения и чис- ло ступеней коробки скоростей. В связи с ограничением диапазона регулирования групповой пе- редачи знаменатель ряда частот вращения φм одногрупповой короб- ки скоростей тоже имеет ограниченные значения: 1 ì ì z R  и 1ì 8. z  Следовательно, знаменатель ряда φм частот вращения, переклю- чаемых коробкой скоростей, имеет определенные предельные зна- чения в зависимости от числа ее ступеней z: а) при z = 21 φм ≤ 8,0; б) при z = 31 φм ≤ 2,8; в) при z = 41 φм ≤ 2,0 и при z = 4 = 21  22 φм ≤ 2,8. Допускаемые стандартные значения знаменателя геометрическо- го ряда частот вращения шпинделя φм в зависимости от числа сту- пеней коробки скоростей z могут приниматься: а) при z = 21 φм = 1,12; 1,25; 1,4; 1,6; 1,8; 2,0; 2,24; 2,5; 2,8; 3,15; 3.55; 4,0; 4,5; 5,0; 5,6; 6,3; 7,1; 8,0; б) при z = 31 и z = 4 = 21  22 φм = 1,12; 1,25; 1,4; 1,6; 1,8; 2,0; 2,24; 2,5; 2,8; в) при z = 41 φм = 1,12; 1,25; 1,4; 1,6; 1,8; 2,0. Число ступеней одногрупповой коробки скоростей в общем случае 36 ì ì lg 1 . lg R z    Для обеспечения непрерывного бесступенчатого регулирования частот вращения шпинделя при условии φм = RэN и в связи с ограни- чением диапазона регулирования группой передачи Rм ≤ 8 число ступеней коробки скоростей соответственно может определяться из выражений ì ý lg 1 lg N R z R   или ý lg lg nN N R z R  и ì lg8 1 lg z    или ý lg8 1 lg N z R   . 2.7. Диапазоны бесступенчатого регулирование частот вращения шпинделя при постоянной мощности и их оптимизация При кинематическом расчете главных приводов с бесступенчатым регулированием может оптимизироваться диапазон бесступенчато- го регулирование частот вращения шпинделя при постоянной мощ- ности RnN. В зависимости от соотношения знаменателя геометриче- ского ряда частот вращения шпинделя, включаемых механической коробкой скоростей, φм и диапазона регулирования электродвигате- ля при постоянной мощности RэN, т. е. при условии φм = RэN , φм < RэN или φм > RэN, получаются различные диапазоны RnN. 1. Если знаменатель геометрического ряда частот вращения шпинделя, включаемых механической коробкой скоростей, φм равен диапазону регулирования электродвигателя при постоянной мощ- ности RэN, т. е. φм = RэN (рис. 2.3), то получается бесступенчатое регулирование частот при постоянной мощности RnN и непрерыв- ный ряд частот вращения шпинделя от nр = 224 мин–1 до nmax = = 4500 мин–1. 37 Рис. 2.3. График частот вращения главного привода с непрерывным бесступенчатым регулированием при постоянной мощности при φм = RэN 2. При φм < RэN привод будет иметь перекрытие частот вращения на шпинделе при постоянной мощности RnN при n = 800–1000 мин–1 (рис. 2.4) и сокращение общего диапазона регулирования Rn, а так- же снижение максимальной частоты вращения шпинделя до nmax = = 3550 мин–1. Рис. 2.4. График частот вращения главного привода с наложением диапазонов регулирования при постоянной мощности при φм < RэN 38 3. Если φм > RэN, то имеет место выпадение частот вращения на отдельных участках диапазона бесступенчатого регулирова- ния при постоянной мощности RnN, например, на участке при n = 1000–1120 мин–1 (рис. 2.5). Однако они перекрываются диапазо- нами регулирования при постоянном моменте, при этом общий диапазон регулирования частот Rn увеличивается, а максимальная частота вращения шпинделя повышается до nmax = 5000 мин–1. Рис. 2.5. График частот вращения главного привода с разрывом в бесступенчатом диапазоне регулировании при постоянной мощности φм > RэN 2.8. Этапы кинематического расчета главного привода с электромеханическим бесступенчатым регулированием 2.8.1. Исходные данные для кинематического расчета привода Исходными данными для кинематического расчета являются: а) предельные частоты вращения шпинделя nmin и nmax; б) предельные и номинальная частоты вращения электродвигате- ля nэmin, nэн и nэmax; в) число ступеней коробки скоростей z (задается или рассчиты- вается). 39 2.8.2. Определение диапазона регулирования частот вращения шпинделя Диапазон регулирования частот вращения шпинделя Rn опреде- ляется через отношение его предельных частот nmin и nmax, т. е. max min n n R n  . 2.8.3. Определение расчетной частоты вращения шпинделя Расчетная частота вращения шпинделя nр определяется через его минимальную частоту nmin и общий диапазон регулирования час- тот Rn, т. е. 34 ðmin min .n nn R n n R  2.8.4. Расчет диапазона регулирования частот вращения шпинделя при постоянной мощности Диапазон регулирования частот вращения шпинделя при посто- янной мощности RnN определяется как отношение его максимальной nmax и расчетной nр частот, т. е. RnN = max ð . n n 2.8.5. Определение диапазона регулирования частот вращения электродвигателя при постоянной мощности Диапазон регулирования частот вращения электродвигателя при постоянной мощности RэN определяется как отношение его макси- мальной частоты вращения nэmax к номинальной nэн, т. е. RэN = ýmax ýí . n n 40 2.8.6. Расчет диапазона регулирования частот вращения шпинделя, переключаемых механической коробкой скоростей Диапазон регулирования частот вращения шпинделя, переключае- мых механической коробкой скоростей, Rм равен отношению диапа- зонов регулирования шпинделя RnN и электродвигателя RэN при по- стоянной мощности, т. е. Rм = ý .nN N R R 2.8.7. Расчет знаменателя геометрического ряда частот вращения шпинделя, переключаемых механической коробкой скоростей Знаменатель геометрического ряда частот вращения шпинделя, переключаемых механической коробкой скоростей, φм определяется через число ступеней z и диапазон регулирования Rм коробки ско- ростей, т. е. 1 ì ì z R  . 2.8.8. Определение диапазона регулирования частот вращения шпинделя при постоянном моменте Диапазон регулирования частот вращения шпинделя при постоян- ном моменте RnT определяется как отношение диапазонов полного регулирования Rn и при постоянной мощности RnN или расчетной nр и минимальной nmin частот: RnT n nN R R  или RnT = ð min n n  2.8.9. Расчет фактической минимальной частоты вращения электродвигателя Фактическая минимальная частота вращения электродвигателя nэmin рассчитывается по его номинальной частоте nэн и диапазо- нам регулирования частот вращения при постоянном моменте RэT и RnT, т. е. nэmin = ýí ýí ýT nT n n R R   41 2.8.10. Определение числа делений, изображающих на графике частот вращения частоты электродвигателя и шпинделя Для упрощения кинематического расчета электромеханического привода с регулируемым двигателем, в частности при построении графика частот и определении передаточных отношении передач, рассчитывается условный ряд частот вращения шпинделя в преде- лах от nmin до nmax. При этом принимается стандартное значение знаменателя геометрического ряда φ. В промежутках между этими значениями ряда ni будет бесступенчатое регулирование частот вра- щения. Значение знаменателя геометрического ряда выбирается в зависимости от требуемого режима регулирования и обычно при- нимается φ = 1,12. Числа делений yэmin, yэн, yэmax и ymax, изображающие на графике частот минимальную nэmin, номинальную nэн и максимальную часто- ты вращения электродвигателя nэmax и максимальную частоту вра- щения шпинделя nmax, определяются через минимальную частоту шпинделя nmin и знаменатель геометрического ряда частот φ = 1,12 с целью получения более мелкой сетки для оптимизации переда- точных отношений: ýmin min ýmin lg( / ) ; lg n n y   ýí minýí lg( / ) ; lg n n y   ýmax min ýmax lg( / ) ; lg n n y   max lg . lg nRy   2.8.11. Определение числа делений, изображающих на графике частот знаменатель геометрического ряда частот коробки скоростей Число делений ì ,k изображающее на графике частот знамена- тель геометрического ряда φм частот вращения шпинделя, переклю- чаемых механической коробкой скоростей: ì ìlg . lg k    42 2.8.12. Оптимизация структурной формулы привода Оптимизацию структурной формулы проводят с целью выбора наилучшего конструктивного варианта привода, соответствующим образом располагая постоянные передачи и коробку скоростей. Структурная формула в общем случае может иметь вид 1 î 2ï ï ,xz z z z   где zп1 и zп2 – число ступеней постоянных передач, т. е. zп1 = zп2 = 1; z и xо – число ступеней и характеристика основной групповой передачи. Характеристика основной групповой передачи хо = 1 при φм или хо = ì k при φ = 1,12, так как групповая передача имеет характери- стику хо, которая на графике частот будет изображаться числом де- лений, равным ì k , и тогда структурная формула имеет вид 11 1z z   или ì 1 1.kz z    2.8.13. Построение графика частот вращения шпинделя График частот вращения шпинделя строится с целью оптимиза- ции и определения передаточных отношений главного привода. Производится разбивка числа делений yэmin, изображающих на графике минимальную частоту электродвигателя nэmin, на деления для понижающих передач, снижающих частоту вращения электро- двигателя с nэmin до nmin шпинделя. Для этого определяется коэффи- циент диапазона регулирования групповой передачи kj = xj (zj – 1) = ìk (zj – 1). Выбираются допустимые значения чисел делений +mj и |−mj|, пе- рекрываемых лучами, изображающими повышающую и понижаю- 43 щую передачи групповой передачи, и |−mi|п постоянных передач, так как передаточные отношения должны быть в пределах 1/4 2m mi       . При φ = 1,12 допускается определенное значение коэффициента диапазона регулирования kmax (см. табл. 1.2), а значения делений перекрываемых лучами на графике частот для повышающих +mj и понижающих передач |−mj| (см. табл. 1.3) могут быть меньше или равны допускаемым, т. е. kmax ≤ 18; +mj ≤ 6; |−mj| ≤ 12. При фактическом значении kj значения +mj и |−mj| для групповой передачи взаимосвязаны, а именно kj = +mj + |−mj|. После выбора значения |−mj| записывается выражение разбивки числа yэmin на число делений для постоянных и групповой передачи с î ì x kz z  , т. е. yэmin = |−mi|п + |−mj| + |−mk|п. При построении графика частот главного привода изображаются валы привода, наносится сетка с интервалом условно lgφ, отмеча- ются числа делений yэmin, yэн, yэmax и ymax, обозначаются частоты nэmin, nэн и nэmax на изображении вала электродвигателя и nmin , nр и nmax – на изображении шпинделя. Проводятся лучи, изображающие соот- ветствующие передачи, и начинается построение графика из nэmin с выходом в nmin по разбивке делений yэmin, а затем проводятся лучи, параллельные ранее полученным из nэн и nэmax, с выходом соответ- ственно в точки nр и nmax. 2.8.14. Определение передаточных отношений и чисел передач привода Расчет передаточных отношений передач ij привода осуществля- ется на основании графика частот вращения по знаменателю гео- 44 метрического ряда частот вращения шпинделя φ = 1,12 и числу де- лений mj, перекрываемых лучами, изображающими соответствую- щую повышающую передачу с «плюсом» или понижающую – с «минусом». Передаточные числа uj рассчитываются только для понижающих передач, что необходимо для дальнейших расчетов, и определяются как величины, обратные передаточным отношениям: jm ji    ; _ 1 1 j j m j m j u i       . 2.9. Определение числа зубьев колес зубчатых передач Числа зубьев колес зубчатых передач могут определяться анали- тическим или табличным методом с использованием аналитических зависимостей или таблиц (см. п. 1.9). При аналитическом методе числа зубьев зубчатых колес zi рассчитываются по формулам, а при табличном – определяются по таблицам, с учетом предварительно выбранной суммы зубьев jZ для постоянных и групповых пере- дач из условия ΣZ1 ≤ ΣZ2 ≤ ΣZ3. Числа зубьев зубчатых колес zi при использовании аналитического или табличного метода (см. п. 1.9) 1 1 1 1 1 i Z z i    и 12 1 1 Z z i    ; 2 13 2 1 i Z z i    и 14 2 1 Z z i    и т. д. или z1 = z1т и z2 = 1 1Z z  ; z3 = 1 4Z z  и z4 = z4т. Рекомендуемое минимальное число зубьев колес zmin ≥ 18–19, а максимальная сумма зубьев сопряженных колес maxZ  100. 2.10. Пример кинематического расчета главного привода с бесступенчатым электромеханическим регулированием 2.10.1. Исходные данные для кинематического расчета привода Исходными данными для кинематического расчета являются: а) предельные частоты вращения шпинделя nmin–nmax = = 45–4000 мин–1; 45 б) номинальная и максимальная частоты вращения электродви- гателя nэн = 1000 мин–1 и nэmax = 4500 мин–1; в) число ступеней коробки скоростей z = 4 (задается или рассчи- тывается). 2.10.2. Расчет диапазона регулирования частот вращения шпинделя Диапазон регулирования частот вращения шпинделя max min ,n n R n  где Rn – диапазон регулирования частот вращения шпинделя; nmax – максимальная частота вращения шпинделя; nmax = 4000 мин–1; nmin – минимальная частота вращения шпинделя; nmin = 45 мин-1. 4000 88,9 45 nR   . 2.10.3. Расчет диапазона регулирования частот вращения электродвигателя при постоянной мощности Диапазон регулирования частот вращения электродвигателя при постоянной мощности определяется по формуле ýmax ý ýí ,N n R n  где RэN – диапазон регулирования частот вращения электродвигате- ля при постоянной мощности; nэmax – максимальная частота вращения электродвигателя, мин-1; nэmax = 4500 мин–1; nэн – номинальная частота вращения двигателя, мин–1; nэн = = 1000 мин–1. ý 4500 4,5 1000 NR   . 46 2.10.4. Определение расчетной частоты вращения шпинделя Расчетная частота вращения шпинделя определяется по формуле 4 min nn R < 3 p min ,nn n R где nmin – минимальная частота вращения шпинделя, мин–1; nmin = = 45 мин–1; Rn – диапазон регулирования частот вращения шпинделя; Rn = 88,9. 34 p45 88,9 45 88,9,n  1 1 p138,2 ì èí 200,8 ì èín    . 2.10.5. Округление расчетной частоты вращения шпинделя до стандартного значения Расчетная частота округляется до стандартного значения np = = 200 мин–1. 2.10.6. Определение диапазона регулирования частот вращения шпинделя при постоянной мощности Диапазон регулирования частот вращения шпинделя при посто- янной мощности определяется по следующей формуле: max ð ,nN n R n  где RnN – диапазон регулирования частот вращения шпинделя при постоянной мощности; nmax – максимальная частота вращения шпинделя; nmax = 4000 мин–1; nр – стандартная расчетная частота вращения шпинделя; nр = = 200 мин–1. 4000 20. 200 nNR   47 2.10.7. Расчет диапазона регулирования частот вращения коробки скоростей Диапазон регулирования частот вращения коробки скоростей ì ý ,nN N R R R  где Rм – диапазон регулирования частот вращения коробки скоро- стей; RnN – диапазон регулирования частот вращения шпинделя при постоянной мощности; RnN = 20; RэN – диапазон регулирования частот вращения электродвигате- ля при постоянной мощности; RэN = 4,5. ì 20 4,4. 4,5 R   2.10.8. Определение знаменателя геометрического ряда частот вращения коробки скоростей Знаменатель геометрического ряда частот коробки скоростей 1 ì ì , z R  где φм – знаменатель геометрического ряда частот коробки скоростей; z – число диапазонов регулирования коробки скоростей; z = 4; Rм – диапазон регулирования частот коробки скоростей; Rм = = 4,44. 4 1 ì 4,4 1,64.    2.10.9. Округление знаменателя геометрического ряда частот вращения шпинделя до стандартного значения Знаменатель геометрического ряда частот вращения шпинделя, включаемых коробкой скоростей, округляется до стандартного зна- чения: φм → φст , т. е. φм = 1,6. 48 2.10.10. Определение фактического диапазона регулирования ча- стот вращения шпинделя при постоянной мощности Фактический диапазон регулирования частот вращения шпинде- ля при постоянной мощности определяется по следующей формуле ô 1 ý ì , z NnNR R   где ônNR – фактический диапазон регулирования частот вращения шпинделя при постоянной мощности; RэN – диапазон регулирования частот вращения электродвигате- ля при постоянной мощности; RэN = 4,5; φм – знаменатель геометрического ряда частот вращения коробки скоростей; φм = 1,6; z – число диапазонов регулирования частот вращения шпинделя; z = 4. ô 4 1 34,5 1,6 4,5 1,6 18,4.nNR      2.10.11. Определение фактической расчетной частоты вращения шпинделя Фактическая расчетная частота вращения шпинделя ô max ð ô , nN n n R  где ôðn – фактическая расчетная частота вращения шпинделя, мин –1; nmax – максимальная частота вращения шпинделя; nmax = 4000 мин–1; ô nNR – фактический диапазон регулирования частот вращения шпинделя при постоянной мощности; ô 18,4.nNR  ô 1 ð 4000 217 ì èí . 18,4 n   49 2.10.12. Округление фактической расчетной частоты вращения шпинделя до стандартного значения Фактическая расчетная частота вращения шпинделя округляется до стандартного значения: ô ðn → ñò ðn , т. е. ô ðn = 224 мин –1. 2.10.13. Определение диапазона регулирования частот вращения шпинделя при постоянном моменте Диапазон регулирования частот вращения шпинделя при посто- янном моменте рассчитывается по формуле ô ,nnÒ nN R R R  где RnТ – диапазон регулирования частот вращения шпинделя при постоянном моменте; Rn – диапазон регулирования частот вращения шпинделя; Rn= 88,9; ô nNR – фактический диапазон регулирования частот вращения шпинделя при постоянной мощности; ô 18,4.nNR  88,9 4,8. 18,4 nÒR   2.10.14. Определение минимальной частоты вращения электродвигателя Минимальная частота вращения электродвигателя ýí ýmin , nÒ n n R  где nэmin – минимальная частота вращения электродвигателя, мин–1; nэн – номинальная частота вращения электродвигателя; nэн = = 1000 мин–1; 50 RnТ – диапазон регулирования частот вращения электродвигате- ля при постоянном моменте; равен диапазону регулирования частот вращения шпинделя при постоянном моменте: RэТ = RnТ = 4,8. 1 ýmin 1000 208 ì èí . 4,8 n   2.10.15. Округление минимальной частоты вращения электродвигателя до стандартного значения Минимальная частота вращения электродвигателя округляется до стандартного значения: ô ýminn → ñò ýminn , т. е. ô ýminn = 200 мин –1. 2.10.16. Определение фактического диапазона регулирования ча- стот вращения шпинделя при постоянном моменте Фактический диапазон регулирования частот вращения шпинде- ля при постоянном моменте определяется по формуле ô ýí ô ýmin ,nÒ n R n  где ônÒR – фактический диапазон регулирования частот вращения шпинделя при постоянном моменте; nэн – номинальная частота вращения электродвигателя, мин–1; nэн = 1000 мин–1; ô ýminn – минимальная частота вращения электродвигателя, округленная до стандартного значения; ôýminn = 200 мин –1. ô Ò 1000 5. 200 nR   51 2.10.17. Определение фактического диапазона регулирования ча- стот вращения шпинделя Фактический диапазон регулирования частот вращения шпинде- ля определяется по формуле ô ôô ,n nÒ nNR R R  где ônR – фактический диапазон регулирования частот вращения шпинделя; ô nÒR – фактический диапазон регулирования частот вращения шпинделя при постоянном моменте; ônÒR = 5; ô nNR – фактический диапазон регулирования частот вращения шпинделя при постоянной мощности; ô 18,4.nNR  ô 5 18,4 92.nR    2.10.18. Определение фактической минимальной частоты вращения шпинделя Фактическая минимальная частоты вращения шпинделя ô max min ô , n n n R  где ôminn – фактическая минимальная частота вращения шпинделя, мин–1; nmax – максимальная частота вращения шпинделя, мин–1; nmax = = 4000 мин–1; ônR – фактический диапазон регулирования частот шпинделя; ô nR = 92. ô 1 min 4000 43,5 ì èí . 92 n   52 2.10.19. Округление фактической минимальной частоты вращения шпинделя до стандартного значения Фактическая минимальная частота вращения шпинделя округля- ется до стандартного значения: ô minn → ñò minn , т. е. ô minn = 45 мин –1. 2.10.20. Определение числа делений, изображающих минимальную, номинальную и максимальную частоту вращения электродвигателя Для построения графика частот вращения определяются числа делений, изображающих на графике частот минимальную, номи- нальную и максимальную частоту вращения электродвигателя: ô ýmin ô min ýmin lg( ) ; lg n n y   ýí ô min ýí lg( ) ; lg n n y   ýmax ô min ýmax lg( ) , lg n n y   где ôýminn – минимальная частота вращения электродвигателя, округ- ленная до стандартного значения, мин–1; ôýminn = 200 мин –1; ô minn – фактическая минимальная частота вращения шпинделя, мин–1; ôminn = 45 мин –1; nэн и nэmax – номинальная и максимальная частоты вращения электродвигателя, мин–1; nэн = 1000 мин–1 и nэmax = 4500 мин–1; φ – знаменатель условного геометрического ряда частот враще- ния шпинделя; φ = 1,12. ýmin 200 lg( ) 45 13 lg1,12 y   ; ýí 1000 lg( ) 45 27 lg1,12 y   ; ýmax 4500 lg( ) 45 40. lg1,12 y   53 2.10.21. Определение числа делений, изображающих знаменатель геометрического ряда частот вращения коробки скоростей φм Число делений, изображающих знаменатель геометрического ряда частот вращения коробки скоростей φм, определяется по формуле ì ìlg , lg k    где ì k – число делений, изображающих знаменатель геометриче- ско-го ряда частот вращения коробки скоростей; φм – знаменатель геометрического ряда частот вращения короб- ки скоростей; φм = 1,6; φ – знаменатель условного геометрического ряда частот враще- ния шпинделя; φ = 1,12. ì lg1,6 4. lg1,12 k   2.10.22. Оптимизация структурной формулы Структурная формула главного привода имеет вид î 1 4 1,xz    где xо – индекс, являющийся характеристикой групповой передачи; xо = 1 при φм = 1,6 и xо = ì k = 4 при φ = 1,12. 11 4 1z    ; 41 4 1z    . 2.10.23. Построение графика частот вращения главного привода График частот строится по разбивке yэmin на деления для пони- жающих передач, снижающих частоту вращения электродвигателя от nэmin до nmin шпинделя (рис. 2.6). 54 Рис. 2.6. График частот вращения главного привода с бесступенчатым регулированием электродвигателем и четырехступенчатой коробкой скоростей Показатель диапазона регулирования групповой передачи необ- ходимо рассчитать из условия Ri = i k ≤ 8 по формуле ( 1)i i ik x z  , где xi – характеристика групповой передачи, определяющая ее диа- пазон регулирования частот; xi = ì k = 4; zi – общее число ступеней групповой передачи; zi = 4; φ – знаменатель условного геометрического ряда частот враще- ния шпинделя; φ = 1,12. Допускаемое значение показателя диапазона регулирования груп- повой передачи ki ≤ 18 при φ = 1,12 (см. табл. 1.2), а фактически max4 (4 1) 12 18ik k      , и условие выполняется. 55 Передаточные отношения должны быть в пределах 1 2 4 m mi       , где +m и |–m| – число делений, перекрываемых лучом, на графике частот изображающим повышающие и понижающие передачи. Поэтому при φ = 1,12 допускаются kmax ≤ 18; +m ≤ 6 и |–m| ≤ 12 (см. табл. 1.2 и 1.3), а фактически при k = 12 значения +m и |–m| мо- гут иметь определенные возможные варианты (табл. 2.1). Таблица 2.1 Допустимые и возможные значения делений +m и |–m| φ = 1,12 k = 18 k = 12 +mmax = 6 +m = 6, 5, 4, 3, 2, 1, 0 |–mmax| = 12 |–m| = 6, 7, 8, 9, 10, 11, 12 Из возможных вариантов для основной групповой передачи z = 44 может быть принят, например, вариант +m = 2 и |–m| = 10. Тогда гра- фик частот может строиться по разбивке yэmin, имеющей, например, следующий вид деления yэmin на понижающие передачи, снижающие частоту вращения электродвигателя от nэmin до nmin шпинделя: min 1 4 2 10 1 13 . 4ï /ï ï /ï 4 ýy     2.10.24. Расчет передаточных отношений и передаточных чисел передач Передаточные отношения передач рассчитываются по формуле ,mi   где m – число делений перекрываемых лучом, изображающим со- ответственно повышающие и понижающие передачи. 56 Из графика частот (см. рис. 2.6) следует, что m0 = –2, m1 = –10, m2 = –6, m3 = –2, m4 = 2, m5 = –1 и передаточные отношения будут: 0 2 2 0 1 1,12 0,80 1,25 m i          ; 1 10 10 1 1 1,12 0,32 3,1 m i          ; 2 6 6 2 1 1,12 0,51 1,97 m i          ; 3 2 2 3 1 1,12 0,80 1,25 m i          ; 4 2 2 4 1,12 1,25 m i       ; 5 1 1 5 1 1,12 0,89 1,12 m i          . Передаточные числа передач определяются по передаточным от- ношениям 1 ,j j u i  где uj – передаточное число j-й передачи. u0 = 1 0,80 = 1,25; u1 = 1 0,32 = 3,12; u2 = 1 0,51 = 1,96; u3= 1 0,80 = 1,25; u4 = 1 1,25 = 0,80; u5 = 1 0,89 = 1,12. 2.10.25. Подбор чисел зубьев зубчатых колес привода Числа зубьев колес зубчатых передач определяются табличным методом с использованием табл. 1.4. Выбираются суммы зубьев, при 57 этом каждая последующая групповая передача должна иметь боль- шую сумму зубьев, чем предыдущая. Поэтому, например для первой постоянной, групповой и второй постоянной передачи, могут быть выбраны следующие суммы зубьев, удовлетворяющие передаточ- ным числам (см. табл. 1.4): ΣZ1 = 79 < ΣZ2 = 84 < ΣZ3 = 85. Для первой постоянной передачи принимается суммарное число зубьев ΣZ1 = 79 и при u0 = 1,25 → z1 = 35 и z2 = ΣZ1 – z1 = 79 – 35 = 44. Для групповой передачи z = 41 выполняется табличный подбор чисел зубьев меньших колес по сумме ΣZ2 = 84 и по передаточным числам u1, u2, u3 для понижающих передач и по передаточному от- ношению i4 для повышающей передачи, а числа зубьев больших колес рассчитываются. Так, число зубьев ведущих колес z3, z5 и z7 понижающих передач выбирается по u1, u2, u3, а z10 ведомого колеса повышающей передачи – по i4 (см. табл. 1.4) ΣZ2 = 84; u1 = 3,10; → z3 = 20, z4 = ΣZ2 – z3 = 84 – 20 = 64; u2 = 1,97; → z5 = 28, z6 = ΣZ2 – z5 = 84 – 28 = 56; u3 = 1,25; → z7 = 37, z8 = ΣZ2 – z7 = 84 – 37 = 47; i4 = 1,25; → z9 = ΣZ2 – z10 = 84 – 37 = 47, z10 = 37. Для второй постоянной передачи принимается суммарное число зубьев ΣZ3 = 85 и при u5 = 1,12 → z11 = 40 и z12 = ΣZ3 – z11 = 85 – 40 = 45. Для постоянной передачи, соединяющей датчик со шпинделем, при- нимается суммарное число зубьев ΣZ4 = 72 и при u = 1 → z13 = z14 = 36. 2.10.26. Кинематическая схема главного привода с бесступенчатым регулированием частот Главный привод (рис. 2.7) имеет регулируемый электродвига- тель М, от которого через муфту с упругим элементом вращение 58 передается на входной вал I коробки скоростей и через постоянную косозубую зубчатую передачу z1–z2 (35/44) – на вал II. Далее враще- ние передается на вал III через подвижный двухступенчатый блок с прямозубыми колесами и передачи z3–z4 (20/64), z5–z6 (28/56) или через двухстороннюю зубчатую муфту и косозубые зубчатые пере- дачи z7–z8 (37/47), z9–z10 (47/37) и постоянную прямозубую передачу z11–z12 (40/45) на шпиндель. В результате привод получает четыре бесступенчатых диапазона регулирования частот вращения Rэ при переключении прямозубых передач при помощи передвижного бло- ка, а косозубых передач – при помощи зубчатой муфты. Датчик по- ложения рабочего органа Д подключен к шпинделю через постоян- ную передачу z13–z14 (36/36). Рис. 2.7. Кинематическая схема главного привода с электромеханическим регулированием электродвигателем и четырехступенчатой коробкой скоростей 59 2.10.27. Уравнение кинематического баланса главного привода Уравнения кинематического баланса главного привода имеют вид (nэmin–nэmax)  i0  i1  (i2; i3; i4)  i5 = (nimin–nimax); (nэmin–nэmax)  3 5 7 91 11 2 4 6 8 10 12 ( ; ; ) z z z zz z z z z z z z   = = (n1min–n1max); (n2min–n2max); (n3min–3max); (n4min–n4max), где (nэmin–nэmax) и (n1min–n1max); (n2min–n2max); (n3min–n3max); (n4min–n4max) – предельные значения частот вращения соответственно электродви- гателя и диапазонов бесступенчатого регулированиям частот враще- ния шпинделя, мин–1; nэ min – nэ max = 200 – 4500 мин–1; i0, i1, i2, i3, i4, i5 – передаточные отношения зубчатых передач ко- робки скоростей; z1– z12 – числа зубьев зубчатых колес привода; z1 = 35; z2 = 44; z3 = 20; z4 = 64; z5 = 28; z6 = 56; z7 = 37; z8 = 47; z9 = 47; z10 = 37; z11 = 40; z12 = 45. (200–4500)  35 20 28 37 47 40 ( ; ; ) 44 64 56 47 37 45   = = (45–1000); (71–1600); (112–2500); (180–4000) мин–1. 2.11. Содержание отчета 1. Описание особенностей главных приводов станка с бесступен- чатым электромеханическим регулированием частот вращения шпин- деля с регулируемым электродвигателем и коробкой скоростей. 2. Основные зависимости диапазонов регулирования и частот вращения электродвигателя и шпинделя при электромеханическом регулировании. 3. Порядок кинематического расчета приводов главного движе- ния с бесступенчатым электромеханическим регулированием. 60 4. Кинематический расчет главного привода в соответствии с за- данием для определенного типа станка по заданным номинальной и максимальной частотам вращения электродвигателя nэн и nэ max, пре- дельным частотам вращения шпинделя nmin–nmax и числу ступеней коробки скоростей z или по упрощенному варианту по числу деле- ний yэmin, yэн и yэmax, изображающих соответствующую частоту вра- щения электродвигателя, числу ступеней z и знаменателю геомет- рического ряд частот вращения φ = 1,12. 5. График частот с обозначениями частот вращения электродви- гателя nэmin, nэн и nэmax, частот вращения шпинделя nmin, nр и nmax, передаточных отношений передач ij и всех диапазонов регулирова- ния электродвигателя и шпинделя при электромеханическом регу- лировании Rj. 6. Расчет передаточных отношений и передаточных чисел всех передач. 7. Расчет чисел зубьев всех зубчатых колес передач главного привода. 8. Кинематическая схема привода с оптимальной кинематикой и габаритами, изображенная в масштабе, и с обозначенными числами зубьев zj, диаметрами шкивов и т. д., и с указанной мощностью Nэ и частотами вращения электродвигателя nэmin, nэн , nэmax и шпинделя nmin, nр, nmax. 2.12. Контрольные вопросы 1. Каковы особенности главных приводов с бесступенчатым элект- ромеханическим регулированием частот вращения? 2. Какие существуют зависимости силовых характеристик регу- лируемых электродвигателей главных приводов при различных ре- жимах их работы? 3. Режимы работы шпинделя при электромеханическом регули- ровании и понятие расчетной частоты вращения. 4. Диапазоны регулирования частот вращения шпинделя при элект- ромеханическом регулировании и возможные варианты непрерыв- ного бесступенчатого регулирования, перекрытия или выпадения частот на отдельных участках диапазона регулирования частот вра- щения на шпинделе при постоянной мощности. 61 5. Этапы кинематического расчета приводов главного движения с бесступенчатым электромеханическим регулированием и его осо- бенность. 6. Графики частот вращения главного привода с бесступенчатым электромеханическим регулированием, их особенности и возмож- ности оптимизации. 7. Основные зависимости диапазонов регулирования и частот вращения электродвигателя и шпинделя при электромеханическом регулировании. 8. Основные направления оптимизации кинематической схемы и габаритов привода с бесступенчатым электромеханическим регули- рованием. 3. КОНСТРУИРОВАНИЕ ШПИНДЕЛЬНЫХ УЗЛОВ 3.1. Программа практического занятия 1. Этапы проектирования шпиндельных узлов главных приводов. 2. Типовые структурно-кинематические схемы шпиндельных узлов. 3. Подшипники шпиндельных опор, область их применения и ва- рианты установки в передних и задних опорах. 4. Основные конструктивные параметры шпиндельного узла и их расчет. 5. Виды конструкций передних концов шпинделя для различных типов металлорежущих станков и их особенности. 6. Типовые конструкции шпиндельных узлов и их особенности при различных компоновках шпиндельных бабок и главных приводов. 7. Методика регулирования зазоров и способы создания предва- рительного натяга в подшипниках качения шпиндельных опор. 8. Методы и системы смазывания и типовые конструкции уплот- нений подшипников шпиндельных опор. 3.2. План практического занятия 1. Ознакомиться с этапами проектирования шпиндельных узлов. 2. Изучить типовые структурно-кинематические схемы шпин- дельных узлов, особенности их подшипников и параметров быстро- ходности. 62 3. Изучить особенности установки подшипников шпиндельных опор враспор или врастяжку и в виде фиксирующей и плавающей опоры. 4. Ознакомиться с основными конструктивными параметрами шпиндельных узлов и типовыми конструкциями передних концов шпинделя. 5. Изучить типовые конструкции шпиндельных узлов и процесс регулирования зазора и создания предварительного натяга в под- шипниках шпиндельных опор и вычертить схемы регулирования, обозначив используемые для этого элементы и стрелками указав направление их смещений. 6. Изучить и вычертить схему системы смазывания подшипни- ков шпиндельных опор, обозначив все каналы и стрелками указав направления потоков смазочного материала по каналам подвода и отвода, в том числе через рабочие зоны подшипников. 7. Ознакомиться с типовыми конструкциями уплотнений под- шипников шпиндельных опор и вычертить наиболее часто исполь- зуемые варианты. 8. Согласно заданию разработать конструкцию шпиндельного узла в эскизном исполнении на основании примеров шпиндельных узлов главных приводов для соответствующего типа станка, выбрав типы подшипников, виды их уплотнений, методы смазывания и принципы регулирования натяга. 9. Составить отчет о выполненной работе. 3.3. Этапы проектирования шпиндельных узлов Шпиндельный узел станка предназначен для сообщения режу- щему инструменту или обрабатываемой заготовке главного враща- тельного движения резания. Он состоит из шпинделя, условно имею- щего передний конец и межопорный участок, приводного элемента и шпиндельных опор. Конструкция шпиндельного узла определяет- ся типом станка и классом его точности. Кроме того, на конструк- цию шпинделя влияют передаваемая мощность, конструкция опор и тип их подшипников, расположение приводных звеньев на шпинде- ле, наличие отверстия, вид переднего конца и способ крепления па- трона или инструмента. Шпиндели токарных, фрезерных и много- операционных станков выполняются полыми для размещения прут- 63 кового материала или привода механизма зажима-разжима режуще- го инструмента или заготовки в зависимости от типа станка. При проектировании шпиндельных узлов осуществляется разра- ботка конструкции и оптимизация компоновки шпиндельного узла в целом. При этом производится конструкторская проработка кон- струкции шпинделя, проектируются шпиндельные опоры, разраба- тываются условия сборки узла, а также методы регулировки под- шипников и смазки шпиндельных опор. Проектирование шпиндельных узлов включает следующие этапы: а) определение мощности на шпинделе и расчет действующих нагрузок; б) выбор вида кинематической схемы шпиндельного узла и типа подшипников шпиндельных опор; в) выбор вида приводной передачи и места ее расположения на шпинделе; г) определение основных конструктивных параметров шпиндель- ного узла: диаметра шпинделя в передней и задней опорах, вылета консоли, межопорного расстояния и координаты расположения при- водного элемента; д) разработка конструкции и конструктивное оформление шпин- деля; е) расчет шпиндельного узла и шпиндельных опор; ж) выбор вида установки подшипников в шпиндельных опорах и способа создания в них натяга; з) выбор вида смазывания подшипников опор шпинделя и уплотнений. Шпиндельный узел проектируется с применением типовых кон- структивных и кинематических схем, используемых в практике стан- костроения, что обеспечивает уменьшение трудоемкости при их конструировании, изготовлении и эксплуатации. При проектирова- нии к нему предъявляются повышенные требования и должны обес- печиваться соответствующие проектные критерии: точность враще- ния, жесткость, виброустойчивость, быстроходность, долговечность подшипников опор и др. Выбор кинематической схемы осуществ- ляется с учетом важной кинематической характеристики шпиндель- ных узлов, которой является параметр быстроходности k = d  nmax, мм  мин–1, 64 где d – диаметр шейки шпинделя в передней опоре, мм; nmax – максимальная частота вращения шпинделя, мин–1. Быстроходность шпиндельного узла определяется типом и быст- роходностью подшипников шпиндельных опор. Шариковые под- шипники имеют большую быстроходность, а роликовые обладают большей жесткостью и допускают большую нагрузку. Приводная передача шпинделя, ее вид и расположение зависят от типа станка, требуемой точности, предельных частот вращения и величины передаваемого усилия. Она может быть зубчатой, ремен- ной, в виде присоединительной муфты и др. Расположение привод- ного элемента шпинделя в виде шестерни, шкива, зубчатой муфты влияет на схему его нагружения, величину реакций опор и упругих деформаций. В общем случае приводные элементы могут распола- гаться на межопорной части шпинделя около передней опоры или на его консольной части со стороны задней опоры. Во избежание осевых перемещений шпиндели должны быть за- фиксированы в опорах с помощью подшипников, и в зависимости от возможности фиксировать шпиндель опоры могут быть: а) фиксирующие и плавающие; б) с регулировкой по схеме враспор; в) по схеме врастяжку. Фиксирующие опоры ограничивают осевые перемещения шпин- деля в обоих направлениях, а плавающие не ограничивают их. При установке подшипников враспор наружные кольца имеют ограни- чение перемещения с внешней стороны опоры, а при установке врастяжку наружные кольца фиксируются с внутренней стороны опоры. Для повышения точности работы и жесткости шпиндельно- го узла в подшипниках качения опор шпинделя создается предва- рительный натяг между телами качения и рабочими дорожками наружных и внутренних колец, при этом уменьшаются величины радиального и осевого биения шпинделя. 3.4. Типовые кинематические схемы шпиндельных узлов Типовые кинематические схемы шпиндельных узлов в зависи- мости от вида подшипников и способа их установки в передней и задней опорах обеспечивают определенную допускаемую быстро- ходность и нагруженность. В зависимости от величины показателя 65 быстроходности k они условно подразделяются на три группы: низко-, средне- и высокоскоростные. Низкоскоростные схемы (1–3, рис. 3.1) имеют повышенную ра- диальную и осевую жесткость и допускают умеренные частоты вра- щения шпинделя. В таких схемах могут применяться роликовые радиальные двухрядные цилиндрические подшипники в передней и задней опорах и дополнительно два шариковых упорных подшип- ника – в передней (1, рис. 3.1). Кроме того, возможны варианты схем с применением роликового двухрядного или однорядного радиаль- но-упорного конического подшипника в передней опоре и одноряд- ного – в задней (2 и 3, рис. 3.1). Указанные подшипники могут вос- принимать большие радиальные и осевые нагрузки, но имеют срав- нительно невысокие допускаемые частоты вращения. Рис. 3.1. Кинематические схемы и показатели быстроходности шпиндельных узлов 66 Среднескоростные схемы (4–11, рис. 3.1) имеют повышенную быстроходность и несколько меньшую осевую жесткость. Эти схе- мы допускают в основном средние, а некоторые – высокие частоты вращения шпинделя при умеренных нагрузках. В этих схемах при- меняются более быстроходные роликовые радиальные двухрядные цилиндрические подшипники как самостоятельно, так и в комплек- тах с шариковыми радиально-упорными и упорно-радиальными под- шипниками с углом контакта 60°, а также отдельные комплекты шариковых радиально-упорных подшипников. При этом с увеличе- нием быстроходности шпиндельного узла уменьшаются передавае- мые им мощность и крутящий момент, а также его жесткость. Высокоскоростные схемы (12 и 13, рис. 3.1) имеют высокую быстроходность и меньшую радиальную жесткость. В этих схемах применяются шариковые радиально-упорные подшипники, в том числе собранные в комплекты, которые допускают высокие частоты вращения шпинделя при сравнительно низких нагрузках. Шпин- дельные узлы с высокоскоростными схемами могут передавать не- большие мощности и крутящие моменты. Деление схем шпиндельных узлов по быстроходности в общем случае является условным, так как их быстроходность и несущая способность определяются не только быстроходностью и грузо- подъемностью подшипников, но и рядом конструктивных и техно- логических параметров. Так, для повышения жесткости шпиндель- ных опор выбирается зазор между телами качения и рабочими по- верхностями колец подшипника. При этом может создаваться пред- варительный натяг с постоянной дополнительной нагрузкой, что уменьшает периодичность регулировки подшипников шпиндельных опор. Кроме того, быстроходность шпиндельного узла может изме- няться в зависимости от вида и свойств смазочного материала и способа смазывания подшипников шпиндельных опор. 3.5. Основные конструктивные параметры шпиндельных узлов Шпиндельный узел имеет ряд определенных конструктивных па- раметров. Основными конструктивными размерами шпиндельного узла являются диаметры шеек шпинделя в передней d и задней dз опорах, величина вылета консоли его переднего конца а и расстоя- 67 ние между опорами l, которые определяются при расчете узла и уточняются при его конструировании (рис. 3.2). Кроме того, важ- ными размерами являются расстояния b и c от передней или задней опоры, на которых располагаются приводные элементы. Рис. 3.2. Кинематические схемы шпиндельных узлов с приводными элементами и их основные конструктивные параметры Диаметр шпинделя d в передней опоре предварительно опреде- ляется по показателю быстроходности k = d  nmax для выбранной кинематической схемы шпиндельного узла и макси- мальной частоте вращения шпинделя nmax: d = k / nmax. Диаметр шпинделя dз в задней опоре может предварительно определяться по диаметру шпинделя d в передней опоре из условия dз = (0,8–0,9)  d. Длина консоли переднего конца шпинделя а в первом прибли- жении принимается равной диаметру шпинделя в передней опоре, т. е. a = d. Межопорное расстояние шпиндельного узла l (см. рис. 3.2) в об- щем случае принимается l = (2,5–3,5)  а. 68 При условии l < 2,5 а не обеспечиваются виброустойчивость и точ- ность вращения шпинделя, а при l > 3,5 а – его требуемая жесткость. Расстояния b и c от передней или задней опоры шпиндельного узла, на которых располагаются приводные элементы, должны быть минимальными и выбираются конструктивно. 3.6. Конструктивное оформление шпинделя Конструкция шпинделя и шпиндельного узла в целом зависит от типа станка, класса его точности, вида выполняемых операций, тех- нологических схем и предельных параметров процесса обработки и т. д. Для разработки конструкции шпинделя необходимы данные о передаваемой шпинделем мощности, диаметрах базовых шеек шпин- деля и расстоянии между его опорами, форме и размерах переднего конца, наличии центрального отверстия, расположении приводных звеньев на шпинделе, конструкции опор и типах подшипников и способе крепления патрона, оправки или инструмента. Конструктивное оформление шпинделя имеет свои специфиче- ские особенности по сравнению с обычным валом. Шпиндель стан- ка имеет передний конец с вылетом a со стандартной формой и раз- мерами и межопорный участок длиной l (рис. 3.3). Диаметры шеек шпинделя под подшипники в передней и задней опорах d и dз вы- бираются по стандарту после предварительного расчета по выше- приведенным формулам в соответствии с типом подшипников. Диа- метры шеек резьбовых соединений d1 и dз и диаметры фланца пе- реднего конца d5 и d6 также выбираются по стандарту, а диаметры шеек со свободным размером d2 и для посадки зубчатого колеса d4 выбираются конструктивно. При этом должна обеспечиваться сбор- ка шпиндельного узла, а для этого необходимо, чтобы диаметры шеек шпинделя имели постепенное увеличение их значений и соби- раемые детали свободно проходили по поверхности шпинделя до места их посадки, т. е. выполнялось условие сборки, имеющее вид d1 < dз < d2 < d3 < d4 < d. Шпиндели токарных, фрезерных и многооперационных станков выполняются полыми для размещения прутковой заготовки или устройства зажима заготовки или режущего инструмента. Для цен- трирования инструмента или приспособления в шпинделе приме- 69 няются конусы Морзе, метрические и с конусностью 7 : 24 или 1 : 3. Диаметр внутреннего отверстия шпинделя dо и его конфигурация определяются конструкцией зажимного устройства. Рис. 3.3. Конструктивная схема шпиндельного узла и основные конструктивные размеры Конструкция переднего конца шпинделя выбирается в зависимо- сти от типа станка и способа крепления заготовки или инструмента. Конфигурация и основные размеры переднего конца шпинделя для большинства типов станков стандартизованы (рис. 3.4). На перед- нем конце шпинделя выполняются специальные фланцы и наруж- ные или внутренние конусы для центрирования и закрепления па- трона, оправки или инструмента. Рис. 3.4. Форма передних концов шпинделей под поворотную шайбу с цилиндрической шпонкой для токарных (а) и с двумя призматическими шпонками для фрезерных и многооперационных сверлильно-фрезерно-расточных станков (б) 70 Шпиндели токарных станков имеют резьбовой или фланцевый передний конец под поворотную шайбу с цилиндрической торцовой шпонкой и конической посадочной шейкой (см. рис. 3.4, а), а шпин- дели фрезерных станков не имеют поворотной шайбы, но на перед- нем конце в пазах установлены две торцовые призматические шпон- ки (см. рис. 3.4, б). Одна цилиндрическая или две призматические шпонки на переднем конце служат для передачи крутящих момен- тов соответственно патрону токарного станка или оправке режуще- го инструмента фрезерного станка. 3.7. Конструирование шпиндельных узлов При конструировании шпиндельного узла необходимо выполнить расчет его основных конструктивных параметров, разработать кон- струкцию самого шпинделя, а также шпиндельных опор, выбрав тип подшипников, способ регулирования их предварительного натяга и смазывания и виды уплотнений. 3.7.1. Расчет конструктивных параметров шпиндельного узла Ниже приведен пример расчета конструктивных параметров шпиндельного узла при заданных максимальной частоте враще- ния шпинделя nmax = 3550 мин–1 и параметре быстроходности узла k = (3,5–4,5)  105 мм  мин–1. 1. Диаметр шейки шпинделя в передней опоре d определяется по формуле max , k d n  где k – параметр быстроходности шпиндельного узла, соответствую- щий его определенной кинематической схеме: k = (3,5–4,5)  105 мм  мин–1; nmax – максимальная частота вращения шпинделя; nmax = 3550 мин–1. 71 5(3,5 4,5) 10 99 127 ì ì . 3550 d      Принимается диаметр шейки шпинделя в передней опоре d = = 110 мм. 2. Диаметр шейки шпинделя в задней опоре ç (0,8 0,9)d d    (0,8 0,9) 110 88 99 ì ì .    Принимается диаметр шейки шпинделя в задней опоре dз = 90 мм. 3. Вылет передней консоли шпинделя принимается a = d = 110 мм. 4. Межопорное расстояние шпинделя должно быть в пределах l = (2,5–3,5)  а, где а – вылет передней консоли шпинделя; а = 110 мм. l = (2,5–3,5)  110 = 275–385 мм. Принимается межопорное расстояние шпинделя l = 360 мм. 3.7.2. Выбор схемы установки подшипников шпиндельных опор Шпиндели главных приводов для предотвращения их осевых пе- ремещений с целью повышения точности обработки должны быть зафиксированы в одной или обеих опорах с помощью подшипни- ков. В зависимости от возможности фиксировать шпиндель от осе- вых смещений в опорах шпиндельного узла опоры могут иметь сле- дующие варианты схем установки подшипников: а) фиксирующая и плавающая; б) враспор; в) врастяжку. Ниже приводятся примеры конструкций шпиндельных узлов с раз- личными способами установки шариковых и роликовых подшипни- ков в опорах. Шпиндельный узел с шариковыми радиально-упорными подшип- никами имеет вариант схемы их установки в виде фиксирующей и плавающей опоры. Фиксирующая опора шпиндельного узла имеет 72 фиксированные внутренние 9, 14, 16 и наружные 10, 13 и 15 кольца шариковых радиально-упорных подшипников соответственно на шпинделе и в корпусе опоры (рис. 3.5) и ограничивает осевое пере- мещение шпинделя в обоих направлениях. Плавающая опора во- обще не ограничивает осевое перемещение шпинделя, так как имеет фиксированные внутренние кольца 2 и 7 подшипников на шпин- деле, а наружные кольца 3 и 6 могут свободно перемещаться в кор- пусе опоры. Рис. 3.5. Шпиндельный узел с комплектом триплекс шариковых радиально-упорных подшипников в передней фиксированной опоре и дуплекс – в плавающей задней Таким образом, передняя опора воспринимает радиальные и с раз- ным направлением осевые нагрузки и является фиксирующей, а зад- няя опора – только радиальные и является плавающей. Такие схемы установки подшипников в опорах применяются в шпиндельных уз- лах с большим межопорным расстоянием, в которых необходима компенсация температурных и упругих деформаций шпинделя в процессе осуществления обработки деталей. Применяются также схемы установки подшипников в опорах шпиндельных узлов, в которых осевое фиксирование шпинделя про- исходит в обеих опорах. При этом в каждой из них перемещение ограничивается только в одном направлении и опоры воспринима- ют радиальную и в одном направлении – осевую нагрузки. В зави- симости от типа, способа установки и регулировки подшипников эти схемы могут быть враспор и врастяжку. При установке подшип- ников враспор их наружные кольца имеют ограничение перемеще- 73 ния в корпусе с внешней стороны опоры, а к внутренней стороне могут смещаться. Регулирование зазора осуществляется при встреч- ном осевом перемещении наружных колец подшипников к внут- ренним сторонам опор. При установке подшипников в опорах врастяжку их наружные кольца фиксируются в корпусе с внутренней стороны опоры, а внут- ренние кольца, установленные на шпинделе, могут смещаться навстречу друг к другу. В шпиндельном узле с роликовыми радиаль- но-упорными коническими однорядными подшипниками типа 67000 в передней и 17000 в задней опоре применяется установка подшип- ников врастяжку (рис. 3.6). Рис. 3.6. Шпиндельный узел с роликовыми радиально-упорными коническими однорядными подшипниками, установленными в опорах врастяжку При установке подшипников врастяжку регулирование зазора и создание предварительного натяга осуществляются одновременно в обеих опорах при встречном перемещении внутренних колец 2 и 6 к внутренним сторонам опор и при неподвижном положении наруж- ных колец 3 и 5 одной регулировочной гайкой 1 со стороны задней опоры. Кроме того, пружины 4 создают мягкий натяг в задней опо- ре при смещении наружного кольца 3. Такие схемы установки под- 74 шипников в опорах применяются в шпиндельных узлах со средним значением межопорного расстояния и при умеренных нагрузках. 3.7.3. Способ создания предварительного натяга в подшипниках Способ создания предварительного натяга в подшипниках назначается в зависимости от их типа и способа установки. 1. В роликовых радиальных цилиндрических двухрядных под- шипниках регулируется радиальный натяг, для чего предусматри- ваются регулировочные гайки 1, 5 и кольца 4 и 12 (рис 3.7). Внут- ренние кольца подшипников имеют коническое отверстие, поэтому при их осевом смещении гайками 1 и 5 относительно конической шейки шпинделя при неподвижных наружных кольцах 2 и 10 они упруго деформируются и выбирается радиальный зазор между ра- бочими поверхностями дорожек колец подшипника и роликами. Рис. 3.7. Шпиндельный узел с роликовыми радиальными цилиндрическими подшипниками в обеих опорах и в комплекте с шариковым упорно-радиальным с углом контакта 60° – в передней опоре 2. В опорах с шариковым упорно-радиальным с углом контакта 60° (см. рис 3.7) и с роликовым радиально-упорным коническим (рис 3.8) двухрядными подшипниками для регулирования натяга предусматриваются регулировочные гайки 5, а также регулировоч- ные проставочные втулки 8 между внутренними кольцами подшип- 75 ников 6 и 9. При их встречном осевом смещении регулировочными гайками 5 при определенной ширине проставочных втулок 8 обес- печивается соответствующая величина предварительного натяга меж- ду рабочими поверхностями левых и правых дорожек наружных 7 и внутренних 6 и 9 колец подшипников и телами качения. Рис. 3.8. Шпиндельный узел с роликовыми радиально-упорными коническими двухрядным и однорядным подшипниками в опорах 3. В комплектах шариковых радиально-упорных подшипников (см. рис. 3.5) зазор и натяг регулируются проставочными регулиро- вочными втулками 4, 12 и 5, 11 между их внутренними 2–7, 9–14 и наружными 3–6, 10–13 кольцами при осевом смещении последних регулировочными гайками 1 и 8. Соотношение длин распорных втулок обусловливает величину предварительного натяга в зависи- мости от схемы установки подшипников. Например, при установке по дуплекс О-образной схеме наружная втулка 5 должна быть длиннее внутренней 4, а если по дуплекс X-образной – наоборот. 3.7.4. Пример разработки конструкции шпинделя Для разработки конструкции шпинделя необходимы исходные данные: а) тип станка – токарный; б) диаметры базовых шеек шпинделя в передней и задней опорах d = 110 мм и dз = 90 мм; 76 в) межопорное расстояние и вылет консоли шпинделя l = 360 мм и a = 110 мм; г) наличие центрального отверстия в шпинделе – имеется; д) приводное колесо расположено на межопорной части шпинделя; е) подшипники – комплекты шариковые радиально-упорные. При разработке конструкции шпинделя его профиль конструи- руется на основании основных конструктивных параметров и его конструктивное оформление имеет свои специфические особенно- сти. Диаметры шеек шпинделя в передней и задней опорах выбира- ются по стандарту в соответствии с типом шариковых радиально- упорных подшипников d = 110 мм и dз = 90 мм (рис. 3.9). Шпиндель станка согласно расчету должен иметь передний конец с вылетом консоли a ≈ 110 мм и межопорный участок длиной l ≈ 360 мм. Рис. 3.9. Конструктивная схема шпиндельного узла токарного станка и основные конструктивные размеры Конфигурация и основные размеры передних концов шпинделя для токарных станков стандартизованы, и они имеют специальные фланцы, а также наружные или внутренние конусы для центриро- вания и закрепления соответственно патрона или оправки. Выбира- ется передний конец шпинделя для токарного станка с условным обозначением 6, имеющим стандартные значения диаметра и шири- ны фланца под поворотную шайбу D = 170 мм и bф = 22 мм и диа- метра и ширины наружной конической посадочной шейки для цен- трирования патрона D1 = 106 мм и lф = 13 мм (см. рис. 3.9). Фланце- 77 вый передний конец шпинделя имеет цилиндрическую торцевую шпонку диаметром dш = 19 мм для передачи крутящих моментов патрону станка. Для центрирования оправки или приспособления в шпинделе при- меняется внутреннее отверстие с конусами Морзе, метрическим или с конусностью 7 : 24. Выбирается конус отверстия с условным обозначением 45 с конусностью 7 : 24 с диаметрами dк = 32 мм и Dк = 57 мм и с шириной Lк = 85 мм. Диаметры шеек резьбовых соединений под регулировочные гай- ки d1 и d4 выбираются по стандарту d1 = 85 мм и d4 = 100 мм, а диа- метры шеек со свободным размером d3 и для посадки зубчатого колеса d5 выбираются конструктивно: d3 = 96 мм и d5 = 105 мм. При этом обеспечивается сборка шпиндельного узла, так как диаметры шеек шпинделя имеют постепенное увеличение их значений. Соби- раемые детали свободно проходят над поверхностью шпинделя до места их посадки, т. е. выполняется условие сборки, имеющее вы- ражение d1 = 85 < dз = 90 < d2 = 94 < d3 = 96 < d4 = 100 < d5 = = 105 < d = 110 мм (см. рис 3.9). Ширина шеек шпинделя lj выби- рается конструктивно в зависимости от ширины устанавливаемых на них объектов. Шпиндель токарного станка выполняется полым с диаметром внутреннего отверстия шпинделя dо, который определяется кон- струкцией привода устройства зажима-разжима заготовки и прини- мается конструктивно: dо = 32 мм. 3.7.5. Конструирование шпиндельных узлов Шпиндельные узлы имеют особенности конструкции в зависи- мости от типа станка и компоновки шпиндельной бабки, вида под- шипников и приводной передачи, схемы расположения подшипни- ков в опорах и приводного звена на шпинделе, способа создания натяга и метода смазывания опор и др. 1. Шпиндельный узел с роликовыми радиальными двухрядными цилиндрическими подшипниками типа 3182100 в обеих опорах и в комплекте с шариковыми упорными – типа 8000 в передней опоре (рис. 3.10) обладает высокой осевой и радиальной жесткостью. В нем передняя опора является фиксирующей, а задняя – плавающей в виде радиального подшипника. Предварительный радиальный 78 натяг в роликовых радиальных цилиндрических подшипниках осу- ществляется за счет определенной ширины компенсаторных кольца 2 и полуколец 7, установленных перед внутренними кольцами под- шипников с коническими посадочными отверстиями. В упорных подшипниках создается мягкий натяг с помощью пружин 6 после их предварительной регулировки. Регулировка натяга в передней и задней опорах осуществляется с помощью отдельных регулировоч- ных гаек 1 и 3, а втулки 4 и 5 являются обычными проставочными втулками. Данный шпиндельный узел разработан для главного при- вода токарного станка с приводными зубчатыми передачами, рас- положенными на межопорной части шпинделя. Рис. 3.10. Шпиндельный узел с роликовыми радиальными цилиндрическими подшипниками в опорах и в комплекте с шариковыми упорными – в передней опоре 2. Шпиндельный узел с роликовым радиально-упорным кониче- ским двухрядным подшипником типа 697000 в передней опоре и с однорядным – типа 17000 в задней опоре имеет фиксирующую пе- реднюю и плавающую – заднюю опоры. Ниже приведен пример при- менения такой конструкции в автономном шпиндельном узле много- операционного сверлильно-фрезерно-расточного станка с приводом 79 через шлицевое соединение со стороны задней опоры (рис. 3.11). Пе- редняя опора шпиндельного узла имеет высокую жесткость, и опре- деленный предварительный натяг создается с помощью регулиро- вочной гайки 1 при фиксированном наружном кольце 7 и при соот- ветствующей ширине регулировочной втулки 6 между внутренними кольцами подшипника 5 и 8. В задней опоре создается мягкий натяг при смещении наружного кольца 3 с помощью пружин после пред- варительной жесткой регулировки натяга подшипника регулиро- вочной гайкой 1 при соответствующей ширине регулировочной втулки 4. Корпус шпиндельного узла имеет фланец для крепления его на коробку скоростей шпиндельной бабки. Рис. 3.11. Автономный шпиндельный узел с роликовыми радиально-упорными коническими подшипниками: двухрядным в передней и однорядным – в задней 3. Автономный шпиндельный узел шпиндельной бабки многоопе- рационного станка с роликовыми радиальными двухрядными цилин- дрическими подшипниками типа 3182100 в обеих опорах и с ком- плектом шариковых радиально-упорных подшипников типа 36000 или 46000 в передней опоре имеет фиксирующую переднюю опору, а заднюю – плавающую в виде радиального подшипника (рис. 3.12). 80 Предварительный радиальный натяг в роликовых радиальных ци- линдрических подшипниках осуществляется за счет определенной ширины компенсаторных кольца 4 и полуколец 12, установленных перед внутренними кольцами подшипников с коническими поса- дочными отверстиями 3 и 11. В шариковых радиально-упорных под- шипниках величина натяга определяется разностью ширины регу- лировочных втулок 8 и 9 между наружными и внутренними коль- цами подшипников (см. рис. 3.12) по ранее описанной методике. Регулировка натяга в передней и задней опорах осуществляется от- дельными регулировочными гайками 1 и 5. Рис. 3.12. Автономный шпиндельный узел с роликовыми радиальными подшипниками в обеих опорах и с комплектом шариковых радиально-упорных – в передней опоре 4. Шпиндельный узел шпиндельной бабки токарного станка с ро- ликовым радиальным цилиндрическим подшипником типа 3182100 в комплекте с шариковым упорно-радиальным подшипником с уг- лом контакта 60° типа 178000 в передней опоре и с комплектом ша- риковых радиально-упорных подшипников типа 36000 или 46000 в задней опоре (рис. 3.13) имеет фиксирующую переднюю опору и плавающую заднюю. Предварительный радиальный натяг в ролико- вом радиальном цилиндрическом подшипнике осуществляется за счет определенной ширины компенсаторных полуколец 15, уста- 81 новленных перед внутренним кольцом подшипника с коническим посадочным отверстием 13. В упорно-радиальном подшипнике с углом контакта 60° определенный натяг создается за счет соответ- ствующей ширины проставочной втулки 11 между его внутренними кольцами 9 и 12 (см. рис. 3.13). В шариковых радиально-упорных подшипниках в задней опоре его величина определяется разностью ширины регулировочных втулок 4 и 5 между наружными 3, 6 и внутренними 2, 7 кольцами подшипников. Регулировка натяга в пе- редней и задней опорах осуществляется отдельными регулировоч- ными гайками 1 и 8. Рис. 3.13. Шпиндельный узел с роликовым радиальным подшипником в комплекте шариковым упорно-радиальным с углом контакта 60° – в передней опоре и с комплектом шариковых радиально-упорных подшипников в задней опоре 5. Шпиндельные узлы с комплектом из трех шариковых ради- ально-упорных подшипников типа 36000 или 46000 со схемой три- плекс тандем О-образный в передней опоре и с роликовым ради- альным цилиндрическим двухрядным подшипником типа 3182100 в задней опоре имеют переднюю опору – фиксирующую, а заднюю – плавающую (рис. 3.14 и 3.15). Ниже приведены варианты примене- ния таких конструкций шпиндельных узлов в автономной шпин- дельной бабке токарного станка с приводной ременной передачей (см. рис. 3.14) и в бабке многооперационного станка с приводом через шлицевое соединение со стороны задней консоли (см. рис. 3.15). Предварительный натяг в задней и передней опорах создается с по- мощью регулировочных гаек 1 и 3, а его допустимое значение ре- 82 гламентируется соответственно заданной шириной втулки 2 и раз- ностью ширин проставочных втулок 4, 5 между наружными и внут- рен-ними кольцами подшипников. Рис. 3.14. Шпиндельный узел автономной шпиндельной бабки с ременным приводом токарного станка с шариковыми радиально-упорными подшипниками триплекс тандем О-образный в передней опоре и роликовым радиальным цилиндрическим – в задней Рис. 3.15. Шпиндельный узел многооперационного станка с приводным шлицевым соединением с комплектом триплекс тандем О-образный шариковых радиально-упорных подшипников в передней опоре и роликовым радиальным цилиндрическим – в задней 83 6. Шпиндельные узлы с комплектом триплекс или дуплекс ради- ально-упорных шариковых подшипников типа 3600 и 4600 в перед- ней опоре и в виде дуплекс – в задней могут иметь разные схемы установки в опорах. Если применяется схема установки подшипников в опорах три- плекс тандем О-образный и дуплекс О-образный, то передняя опора будет фиксированной, а задняя – плавающей. Пример применения такой конструкции шпиндельного узла приведен в автономном шпин- дельном узле многооперационного станка (рис. 3.16). Регулирование предварительного натяга в подшипниках при их установке по схеме плавающая–фиксированная опора осуществляется регулировочны- ми гайками 1 и 8, величина натяга регламентируется разницей ши- рины регулировочных втулок 4, 5 и 11, 12 соответственно в перед- ней и задней опорах. Рис. 3.16. Автономный шпиндельный узел с комплектами триплекс тандем О-образный из шариковых радиально-упорных подшипников в передней фиксированной опоре и дуплекс О-образный – в задней плавающей Если в шпиндельных опорах применяются комплекты триплекс и дуплекс тандем, то подшипники устанавливаются по схеме врастяж- ку. Пример применения такой конструкции шпиндельного узла приве- ден в автономной шпиндельной бабке токарного станка (рис. 3.17). 84 При установке подшипников шпинделя врастяжку регулирование предварительного натяга осуществляется регулировочной гайкой 1 одновременно в обеих опорах за счет смещения внутренних колец подшипников 3, 5 и 8, 11, 13 относительно внешних 2, 4 и 9, 10, 12 к внутренним поверхностям корпуса бабки. При этом величина натяга в передней и задней шпиндельных опорах регламентируется шириной регулировочной втулки 6. Рис. 3.17. Автономная шпиндельная бабка со шпиндельным узлом с комплектами триплекс и дуплекс тандем шариковых радиально-упорных подшипников, установленных врастяжку, соответственно в передней и задней опорах Если в обеих шпиндельных опорах применяются комплекты под- шипников дуплекс О-образный, то одна опора будет фиксирующей и вторая – плавающей, а если – дуплекс тандем, то подшипники устанавливаются по схеме врастяжку, как было описано ранее. Пример применения такой конструкции с комплектами подшипни- ков дуплекс О-образный в обеих шпиндельных опорах приведен в шпиндельном узле шпиндельной бабки токарного станка (рис. 3.18), при этом передняя опора фиксирующая, а задняя – плавающая. Ре- гулирование предварительного натяга в подшипниках осуществля- ется регулировочными гайками 1 и 8, величина натяга регламенти- руется разницей ширины регулировочных втулок 4, 5 и 11, 12 соот- ветственно в передней и задней опорах. 85 Рис. 3.18. Шпиндельный узел с комплектами дуплекс О-образный шариковых радиально-упорных подшипников в передней фиксированной и в задней плавающей опоре 7. Шпиндельные узлы с роликовым радиальным цилиндрическим подшипником типа 3182100 в одной из опор и с комплектом шари- ковых радиально-упорных подшипников типа 36000 или 46000 в про- тивоположной опоре имеют соответственно плавающие и фикси- рующие опоры, т. е. комплект радиально-упорных подшипников будет фиксирующей опорой, а радиальный подшипник – плаваю- щей. Примеры применения таких конструкций приведены в авто- номных шпиндельных узлах многооперационного станка. Шпин- дельный узел с роликовым радиальным цилиндрическим подшип- ником в передней опоре и с комплектом шариковых радиально- упорных подшипников – в задней имеет переднюю плавающую и заднюю фиксирующую опору (рис. 3.19). Регулирование предвари- тельного натяга в подшипниках осуществляется регулировочной гайкой 1, величина натяга регламентируется шириной полуколец 9 и разницей ширины регулировочных втулок 3, 4 соответственно в передней и задней опорах. Шпиндельный узел с комплектом шариковых радиально-упор- ных подшипников в передней опоре и с роликовым радиальным цилиндрическим подшипником – в задней имеет переднюю фикси- рующую и заднюю плавающую опору (рис. 3.20). Регулирование предварительного натяга в подшипниках осуществляется регулиро- вочной гайкой 1, величина натяга регламентируется разницей ши- рины регулировочных втулок 7, 8 и шириной проставочной втулки 4 соответственно в передней и задней опорах. 86 Рис. 3.19. Шпиндельный узел с роликовым радиальным цилиндрическим подшип- ником в передней опоре и с комплектом дуплекс шариковых радиально-упорных – в задней Рис. 3.20. Шпиндельный узел с комплектом дуплекс шариковых радиально-упорных подшипников в передней опоре и с роликовым радиальным цилиндрическим – в задней 87 3.7.6. Системы смазывания подшипников шпиндельных опор Смазывание подшипников шпиндельных опор может осуществ- ляться с помощью жидких и пластичных смазочных материалов. Метод смазывания выбирается исходя из требуемой предельной быстроходности шпинделя, его горизонтального или вертикального положения, возможной конструкции уплотнений и условий подвода смазочного материала. Пластичные смазочные материалы приме- няются при сравнительно невысокой быстроходности шпинделя и если не требуется охлаждение опор. Особенно целесообразно их применять в автономных шпиндельных узлах, не имеющих зубча- тых передач, которые обычно смазываются жидким маслом. Также их применяют в шпиндельных узлах, расположенных вертикально или наклонно, так как при применении пластичных смазочных ма- териалов уплотнения становятся более простыми. Жидкие смазоч- ные материалы хорошо отводят тепло от шпиндельных опор, уносят из подшипников продукты изнашивания и обеспечивают образова- ние масляной пленки в зоне контакта на их рабочих поверхностях. В зависимости от способности отводить тепло из зоны опор качения системы смазывания могут быть обильного смазывания с отводом тепла и минимального смазывания без отвода тепла. Часто используется циркуляционное смазывание, при котором масло подается в шпиндельные опоры через каналы подвода в кор- пусе шпиндельного узла и специально предусмотренные отверстия в наружном кольце подшипника. Если два подшипника установ- лены рядом, то масло целесообразно подводить между ними, а при вертикальном положении шпинделя оно подводится к подшип- нику верхней опоры. Масло циркулирует через рабочую зону под- шипников шпинделя и отводится через каналы отвода в корпусе в виде свободного слива масла, благодаря чему снижается темпе- ратура опоры. Так, масло в переднюю опору шпиндельного узла (рис. 3.21) по- дается принудительно через штуцера 4 и 7, каналы в корпусе шпин- дельной бабки 5 и 8, отверстия в наружных кольцах подшипников 6 и 9 и далее – в их рабочую зону. Из опоры шпинделя предусмотрен свободный слив масла через каналы для слива 10 и 11, благодаря этому не допускается застой масла и опора охлаждается. В заднюю 88 опору масло подается через штуцер 1, канал 2 в корпусе и далее че- рез радиальные и осевые отверстия 3 в наружной регулировочной втулке, находящейся между кольцами подшипников, в их рабочую зону всасывания к малому диаметру дорожек качения. Свободный слив масла из задней опоры осуществляется через предусмотренные в корпусе каналы для слива 12 и 13. Шпиндельный узел имеет ла- биринтные уплотнения, которые защищают подшипники от СОЖ и препятствуют вытеканию смазочного материала. Рис. 3.21. Шпиндельный узел с каналами для циркуляционного смазывания подшипников шпиндельных опор Ниже приведены конструкции автономного шпиндельного узла многооперационного и автономной шпиндельной бабки токарного станков с указанием стрелками потоков масла по каналам подвода, через рабочую зону подшипников и свободного слива при циркуля- ционном смазывании шпиндельных опор (рис. 3.22 и 3.23). Процесс смазывания подшипников указанных шпиндельных узлов осу- ществляется так же, как было описано выше, однако имеются неко- торые конструктивные особенности расположения каналов и отли- чия в их количестве в зависимости компоновки узла. 89 Рис. 3.22. Автономный шпиндельный узел многооперационного станка с каналами для циркуляционного смазывания подшипников шпиндельных опор Рис. 3.23. Автономная шпиндельная бабка токарного станка с каналами для циркуляционного смазывания подшипников шпиндельных опор 90 3.8. Содержание отчета 1. Эскиз конструкции шпиндельного узла с описанием особенно- сти переднего конца шпинделя, типа подшипников и вида их уплотнений, приводного звена и особенности его расположения. 2. Кинематическая схема разработанного по заданию шпиндель- ного узла с описанием ее особенностей и типа подшипников. 3. Схема шпиндельного узла с обозначенными всеми элементами для регулирования зазоров и создания натяга в подшипниках шпин- дельных опор (регулировочных гаек и втулок, колец подшипников и т. д.) с указанием стрелками направления смещения наружных и внутренних колец и описание способа этого регулирования. 4. Схема шпиндельного узла с обозначенными всеми каналами подачи смазки (в корпусе бабки и в кольцах подшипников, в крыш- ках и втулках и т. д.) и с указанными стрелками потоками подвода и отвода смазки через специальные каналы и рабочую зону под- шипников и описание процесса смазывания подшипников шпин- дельных опор. 3.9. Контрольные вопросы 1. Назначение шпиндельного узла и особенность его конструкции. 2. Типы подшипников шпиндельных опор, область их примене- ния и особенности вариантов установки враспор и врастяжку и в виде фиксирующей и плавающей опоры. 3. Типовые структурно-кинематические схемы шпиндельных уз- лов, особенности их подшипников и параметров быстроходности. 4. Основные конструктивные параметры шпиндельных узлов и типовые конструкции передних концов шпинделя для различных станков. 5. Как осуществляется и каковы особенности регулировки под- шипников при установке их по схеме враспор и врастяжку, а также в фиксирующих и плавающих опорах? 6. Как осуществляется регулировка предварительного натяга в роликовых радиальных цилиндрических подшипниках? 7. Как осуществляется регулировка предварительного натяга в ро- ликовых радиально-упорных конических двухрядных подшипниках? 91 8. Как осуществляется регулировка предварительного натяга в комплектах шариковых радиально-упорных подшипников? 9. При каких условиях рекомендуется применять жидкие или пластичные смазочные материалы? 4. РАСЧЕТ ШПИНДЕЛЬНЫХ УЗЛОВ НА ЖЕСТКОСТЬ 4.1. Программа практического занятия 1. Типовые расчетные схемы шпиндельных узлов, их особенно- сти и область применения. 2. Суть расчета шпиндельных узлов на жесткость и ее показатели. 3. Расчетные схемы и расчет действующих нагрузок на шпин- дельный узел при выполнении различных операций обработки на станках (токарных, расточных, фрезерных и др.). 4. Методика составления схем расчета шпиндельных узлов на жесткость при различных операциях обработки на станках (токар- ных, расточных, фрезерных и др.). 5. Расчет шпиндельных узлов на жесткость и особенности расчет- ных формул для различных главных приводов и различных станков. 4.2. План практического занятия 1. Ознакомиться с типовыми расчетными схемами шпиндельных узлов. 2. Изучить суть расчета шпиндельных узлов на жесткость и ее показателей: а) смещения переднего конца шпинделя δ; б) угла поворота оси шпинделя на передней опоре θ. 3. Ознакомиться с методикой составления расчетных схем нагру- зок действующих на шпиндельный узел, при выполнении токарных и фрезерных операций обработки на станках. 4. Изучить методику расчета нагрузок, действующих на шпин- дельный узел (составляющих сил резания Py и P при точении или Ph и Pv при фрезеровании и сил от приводной зубчатой передачи Fr и Ft или F от ременной передачи), при выполнении различных опе- раций обработки на станках. 92 5. Ознакомиться с методикой составления схем расчета шпин- дельных узлов на жесткость при токарных и фрезерных операциях обработки на станках. 6. Изучить расчетные формулы и методику расчета шпиндель- ных узлов на жесткость для различных главных приводов. 7. Составить расчетные схемы действующих нагрузок на шпин- дель, а также шпинделя на жесткость в соответствии с заданием, рассчитать показатели жесткости δ и θ и сравнить с их допускае- мыми значениями. 8. Составить отчет о выполненной работе. 4.3. Расчетные схемы и определение нагрузок, действующих на шпиндельный узел Основными расчетами шпиндельного узла являются расчет на жесткость для шпинделей всех типов и расчет на виброустойчивость для высокоскоростных шпинделей. Для расчета нагрузок, действую- щих на шпиндель, составляется пространственная расчетная схема. В соответствии со сверткой привода и в зависимости от вида станка и выполняемой типовой для него операции на схеме указываются дей- ствующие на шпиндель составляющие сил резания и нагрузки от принятого приводного элемента (рис. 4.1). Затем выбираются оси ко- ординат Y–Z, при этом желательно, чтобы ось Y была направлена па- раллельно составляющей силы резания Py или Ph, а ось Z соответ- ственно – Pz или P для упрощения расчета их проекций. Ниже приведены примеры расчетных схем нагрузок на шпин- дель от составляющих силы резания и действующих сил от привод- ного элемента: а) для токарного горизонтального станка с приводом шпинделя зубчатым колесом, с действующими окружной Ft и радиальной Fr силами зубчатого зацепления и радиальной Py и тангенциальной Pz составляющими силами резания (рис. 4.1, а); б) для фрезерного и многооперационного станка с приводом шпинделя зубчатым колесом, с действующими окружной Ft и ради- альной Fr силами зубчатого зацепления и составляющими силами резания: параллельной Ph и перпендикулярной P подаче при по- путном фрезеровании (рис. 4.1, б); 93 в) для токарного станка с наклонной станиной с приводом шпин- деля ременной передачей, с действующей радиальной силой F натяжения ремня ременной передачи, радиальной Py и тангенциаль- ной Pz составляющими силами резания и с наклонной системой ко- ординат Y–Z для удобства проектирования сил (рис. 4.1, в); г) для фрезерного или многооперационного станка с приводом шпинделя зубчатой муфтой, шлицевым соединением или шкивом на разгрузочном устройстве, с действующим крутящим моментом T от приводного элемента и составляющими силами резания: парал- лельной Ph и перпендикулярной P подаче при встречном фрезеро- вании (рис. 4.1, г). Рис. 4.1. Расчетные схемы нагрузок на шпиндель от сил резания и приводного элемента в виде зубчатого колеса (а, б), шкива ременной передачи (в) и зубчатой муфты, шлицевого соединения или шкива на разгрузочном устройстве (г) Окружные Ft, радиальные Fr и осевые силы Fa в зацеплениях зубчатых передач, действующие на шпиндель, рассчитываются по формулам 94 2 ;t w T F d   tgα;r tF F  tgα ; cosβ t r F F   tgβ,a tF F  где T – крутящий момент на шпинделе, Н·м; dw – диаметр начальной окружности приводного зубчатого коле- са, м; α – угол зацепления зубчатых колес, градус; α = 20°; β – угол наклона зубьев косозубых колес, градус. Исходной формулой для расчета тангенциальной составляющей сил резания Pz может быть выражение эффективной мощности ре- зания Nυ через расчетную скорость резания р: ð 4 , 6 10 zP N     отсюда 4 ð 6 10 z N P      . Расчетная скорость резания р определяется по расчетной часто- те вращения шпинделя nр и максимальному расчетному диаметру Dmax обрабатываемой детали или режущего инструмента: max ð ð 1000 D n    . Величины остальных составляющих силы резания P, а именно: осевой Px и радиальной Py для различных видов процессов обработ- ки, а также составляющих сил резания: параллельной Ph и перпен- 95 дикулярной P подаче, определяются из их соотношения с танген- циальной составляющей силы резания Pz. Так, например, для процесса фрезерования торцовой или конце- вой фрезой составляющие силы резания Px и Py могут быть опреде- лены по формулам Px = kx  Pz = (0,50–0,55)  Pz, Py = ky  Pz = (0,3–0,4)  Pz, а параллельная Ph и перпендикулярная P подаче составляющие си- лы резания определяются в зависимости от вида фрезерования: а) симметричное Ph = kh  Pz = (0,3–0,4)  Pz, P = kυ  Pz = (0,85–0,95)  Pz; б) несимметричное встречное Ph = kh  Pz = (0,6–0,8)  Pz, P = k  Pz = (0,85–0,95)  Pz; в) несимметричное попутное Ph = kh  Pz = (0,2–0,3)  Pz, P = k  Pz = (0,9–1,0)  Pz. При обработке цилиндрической фрезой расчет составляющих сил резания проводится по формулам в зависимости от вида фрезе- рования: а) встречное Ph = kh  Pz = (1,1–1,2)  Pz, P = k  Pz = (0,0–0,25)  Pz ; 96 б) попутное Ph = kh  Pz = (0,8–0,9)  Pz, P = k  Pz = (0,7–0,9)  Pz . 4.4. Расчетные схемы шпиндельного узла на жесткость При проектных расчетах шпиндельный узел рассматривается как балка на двух опорах. Для расчета шпинделя на жесткость состав- ляются две расчетные схемы в двух взаимно перпендикулярных плоскостях – XOY и XOZ, проходящих через ось шпинделя. На этих схемах указываются суммарные проекции на эти плоскости дей- ствующих сил от приводного элемента Fy, Fz и составляющих сил резания Py, Pz при токарных или Pυ, Ph – при фрезерных операциях. Если на шпиндель от приводного элемента действует только кру- тящий момент T, то расчетная схема может составляться в одной плоскости с приложением общей силы резания P. Ниже приведены примеры расчетных схем шпиндельных узлов на жесткость при действии сил резания и нагрузок от приводного элемента: а) расчетные схемы шпиндельного узла с приводным зубчатым ко- лесом, расположенным на межопорной части шпинделя (рис. 4.2, а), и с приложенными суммарными проекциями Fy и Fz действующих сил Fr, Ft от зубчатой передачи и составляющих сил резания Py, Pz (рис. 4.1, а) или Pυ и Ph (рис. 4.1, б) ; б) расчетные схемы шпиндельного узла с приводным шкивом ременной передачи, расположенным на консольной задней части шпинделя (рис. 4.1, б), и с приложенными проекциями Fy и Fz дей- ствующей силы F от ременной передачи и составляющих сил реза- ния Py, Pz (рис. 4.1, в); в) расчетная схема шпиндельного узла со шпинделем, разгру- женным от действия сил приводного элемента (рис. 4.1, в) и с при- ложенными крутящим моментом T от приводной передачи и со- ставляющими силами резания Pυ и Ph или общей силой резания P (рис. 4.1, г). 97 Рис. 4.2. Расчетные схемы шпиндельных узлов на жесткость: а – с приводным колесом, расположенным на межопорной части шпинделя; б – с приводным шкивом, расположенным на консольной задней части шпинделя; в – с разгруженным шпинделем от действия сил приводного элемента К консольной части шпинделя на расстоянии a от передней опо- ры прикладываются суммарные проекции составляющих сил реза- 98 ния Py и Pz или P и Ph в зависимости от вида обработки или общая сила резания P, если составляется одна расчетная схема в одной плоскости (см. рис. 4.2, а, б и в): 2 2 2 2 y z hP P P P P    . Место приложения суммарных проекций сил приводного элемен- та Fy и Fz зависит от его расположения на шпинделе и может быть: а) на межопорной части на расстоянии b от передней опоры (см. рис. 4.2, а); б) консольной части на расстоянии c от задней опоры (см. рис. 4.2, б); в) со стороны задней опоры в виде крутящего момента T (см. рис. 4.2, в). Если в передней опоре шпинделя расположено несколько под- шипников качения, то в передней опоре появляется защемляющий момент, который учитывается соответствующим коэффициентом защемления ε, зависящим от кинематической схемы шпиндельного узла и вида подшипников в опорах: а) ε = 0,45–0,65, радиальные двухрядные роликовые подшипники в передней и задней опорах и упорные шариковые – в передней опоре; б) ε = 0,30–0,45, радиально-упорные конические роликовые двух- рядные подшипники в передней и однорядные – в задней опоре; в) ε = 0,30–0,45, радиальные роликовые подшипники в передней и задней опоре и упорно-радиальные шариковые – в задней опоре; г) ε = 0,20–0,30, комплекты триплекс радиально-упорных шари- ковых подшипников в передней и дуплекс – в задней опоре; д) ε = 0,15–0,20, комплекты дуплекс радиально-упорных шари- ковых подшипников в передней и задней опоре. 4.5. Расчет шпиндельного узла на жесткость Расчет шпинделя на жесткость выполняется для шпиндельного узла в целом. Оценка радиальной жесткости производится по вели- чине прогиба переднего конца шпинделя δ как комплексного пока- зателя, происходящего за счет упругой деформации при изгибе кон- сольной и межопорной части собственно шпинделя и деформации 99 (податливости) его опор и по величине угла поворота упругой ли- нии оси деформированного шпинделя θ в передней опоре. При этом перемещениями, вызванными сдвигом от действия поперечных сил, пренебрегают. В общем случае расчет δ и θ осуществляется в двух плоскостях и определяются их суммарные значения: 2 2 XY XZ     и 2 2 ,XY XZ     где δXY и δXZ – прогибы переднего конца шпинделя в плоскостях XY и XZ; θXY и θXZ – углы поворота упругой линии шпинделя в плоско- стях XY и XZ. В зависимости от требуемой точности обработки назначаются допустимые величины прогиба переднего конца [δ] и угла поворота упругой линии шпинделя [θ]:     41 2 10 l     , мм, и   0,0001 0,00015   рад, где l – межопорное расстояние шпинделя, мм. При этом должны выполняться условия жесткости     и     . Расчетные формулы для определения прогиба δ и угла поворота θ имеют различный вид в зависимости от положения приводного эле- мента на шпинделе. В приведенных ниже формулах учитываются за- щемляющий момент в передней опоре (коэффициентом защемления ε) и различные возможные варианты действующих нагрузок на шпин- дель, т. е. суммарных проекций сил от приводного элемента Fy, Fz и составляющих сил резания Py, Pz при токарных и Pυ, Ph – при фрезер- ных операциях (см. рис. 4.1). При этом верхний знак перед силой F соответствует ее одинаковому направлению с силой P, а нижний – условиям их противоположных направлений. Формулы расчета шпин- деля на жесткость в зависимости от расчетной схемы имеют вид: а) для расчетной схемы шпинделя с приводным звеном в виде зубчатого колеса (см. рис. 4.1, а и б) на участке между его опорами (см. рис. 4.2, а) 100             2223 2 1 2 3 2 2 2 2 1 11 ( ; );( ; ) 3 3 2 3 ( ; );( ; ) (1 ) ; 3 A B y z h A B B A y z y z A B j a j l aa la P P P P P E J E J j j l a b b l b lj l a j l b F F F F F E J lj j l                                                           3 2 2 2 1 2 3 ( ; );( ; ) ( ; )( ; ) 3 2 y z h y z y z b b l b l P P P P P a l F F F F F E J                       ; б) для расчетной схемы шпинделя с приводным звеном в виде шкива ременной передачи (см. рис. 4.1, в) на задней консольной ча- сти (см. рис. 4.2, б)           2223 2 1 2 2 2 1 11 ( ; ) 3 3 ( ; ) (1 ) ; 6 A B y z A B B A y z A B j a j l aa la P P P E J E J j j l j l a ñ j l c aa c l F F F E J j j l                                                       2 1 ( ; ) ( ; ) 3 2 y z y z c l P P P a l F F F E J               ; в) для расчетной схемы шпинделя (см. рис. 4.1, г), разгруженного от действия сил приводного звена (см. рис. 4.2, в):       2223 2 2 1 2 1 2 1 11 (1 ) ;( ; ) ; 3 3 À B h A B j a j l aa la a a P P P E J E J G S G l Sj j l                                     2 ;( ; ) , 3 hP P P a l E J      где Р и Ру, Pz; Рh, P – сила резания и составляющие силы реза- ния, Н; 101 F и Fy, Fz – сила приводного элемента и суммарные проекции радиальной Fr и тангенциальной Ft составляющих сил на оси коор- динат Y и Z, Н; a – вылет консоли переднего конца шпинделя, мм; Е – модуль упругости материала шпинделя, МПа; Е = 2,1  106 МПа; J1 и J2 – средние осевые моменты инерции сечения консоли перед- него конца шпинделя и сечения межопорной части шпинделя, мм4; l – расстояние между передней и задней опорами шпинделя, мм; ε – коэффициент защемления в передней опоре шпиндельного узла; jA и jB – радиальные жесткости передней и задней опоры шпин- деля, Н/мм; G – модуль сдвига материала шпинделя, МПа; G = 0,8  104 Н/мм2. S1 и S2 – средние площади сечений переднего конца шпинделя и межопорной части шпинделя, мм2; b и c – расстояния от расположения приводного элемента на межопорной части шпинделя до передней опоры и от расположения приводного элемента на задней консоли до задней опоры, мм. 4.6. Расчет шпиндельных опор Вначале расчета выбираются тип и класс точности подшипников и с использованием расчетной схемы шпинделя определяются ве- личины и направление сил, действующих на опоры. Затем рассчи- тываются эквивалентные динамические нагрузки и по каталогу устанавливается динамическая грузоподъемность для выбранного типоразмера подшипников, на основании которой определяется их расчетная долговечность. Расчет подшипников шпиндельных опор имеет особенности, связанные с их работой при переменных режи- мах нагружения и частотах вращения, а также с необходимостью учета дополнительных нагрузок на подшипники от предварительно- го натяга и динамических усилий, возникающих в процессе резания. Поэтому долговечность подшипников рассчитывается по приведен- ной эквивалентной нагрузке, которая определяется на основании эквивалентных нагрузок для различных режимов нагружения. По- лученная расчетная долговечность сравнивается с заданной и если оказывается меньше ее, то выбирается подшипник с большей дина- мической грузоподъемностью. 102 4.7. Пример расчета шпиндельного узла на жесткость 4.7.1. Расчетная схема и определение нагрузок на шпиндель 1. Составление расчетной схемы нагрузок на шпиндель Для составления расчетной схемы нагрузок на шпиндель использу- ется свертка шпиндельной бабки токарного станка с ЧПУ с наклонной станиной. Составляется расчетная схема нагрузок на шпиндель и определяются составляющие сил резания Py и Pz и сил действующих в зацеплении зубчатых колес привода шпинделя Ft и Fr (рис. 4.3). Рис 4.3. Расчетная схема нагрузок на шпиндельный узел токарного станка с наклонной станиной 103 2. Определение составляющих сил резания Py и Pz. Составляющая силы резания Pz определяется по формуле 4 ð 6 10 ,z N P      где N – эффективная мощность резания, кВт; N = 6 кВт; p – расчетная скорость резания, м/мин. Расчетная скорость резания max ð ð ; 1000 D n    где Dmax – максимальный расчетный диаметр обрабатываемой заго- товки: Dmax = (0,75–1,0)·D, мм, D – максимальный диаметр обрабатываемой заготовки над стани- ной у станка-прототипа; D = 630 мм; принимается Dmax = D = 630 мм; nр – расчетная частота вращения шпинделя, мин–1, nр = 280 мин–1; Dmax = (0,75–1,0)  630 = 472–630 мм. ð 3,14 630 280 533,9 1000      м/мин. Составляющая силы резания Pz 46 10 6 674 Í . 533,8 zP     Составляющая силы резания Pу определяется из соотношения с Pz: Pу = (0,3–0,5)  Pz или Pу = 0,4  674 = 270 Н. 104 3. Определение сил Ft и Fr, действующих в зацеплении зубчатых колес. Окружная сила в зацеплении зубчатой передачи привода шпин- деля ø2000 ,t j T F d   где Tш – передаваемый крутящий момент на шпинделе, Н·м; Tш = = 120 Н·м; dj – делительный диаметр приводного колеса, мм; dj = 160 мм; 2000 120 1500 Í . 160 tF    Радиальная сила в зацеплении зубчатой передачи tgα,r tF F  где tF – окружная сила, действующая в зацеплении колес, Н; 1500 Í ;tF  α – угол зацепления колес; α = 20°; o1500 tg20 1500 0,36 540 Í .rF      4. Определение проекции сил, действующих на шпиндельный узел, на оси координат: sin27 cos27 1500 0,45 540 0,89 194 H;y t rF F F          cos27 sin27 1500 0,89 540 0,45 1578 H.z t rF F F             4.7.2. Расчетная схема шпиндельного узла на жесткость Схема расчета шпинделя на жесткость составляется в двух плос- костях, проходящих через ось шпинделя. При этом оси координат 105 направляются так, чтобы проще определялись проекции сил, дей- ствующих на шпиндель. На расчетных схемах указываются проек- ции действующих сил резания Py и Pz при точении и суммарные проекции Fy и Fz сил от приводной зубчатой передачи Fr и Ft, а так- же размеры шпиндельного узла a, b и l (рис. 4.4). Рис. 4.4. Расчетные схемы шпинделя на жесткость токарного станка с наклонной станиной 4.7.3. Расчет шпиндельного узла на жесткость 1. Определение упругого перемещения переднего конца шпинделя Суммарное упругое перемещение переднего конца шпинделя определяется по формуле 2 2 ,õz õy     где δ – суммарное упругое перемещение переднего конца шпинде- ля, мм; δxy – упругое перемещение переднего конца шпинделя в плоско- сти XОY; δxz – упругое перемещение переднего конца шпинделя в плоско- сти XОZ. 106 Упругие перемещения шпинделя в плоскостях XОY и XОZ рас- считываются по формулам 223 2 1 2 3 2 2 2 2 (1 ) [ (1 )](1 ) [ ] 3 3 ( ) ( ) ( 2 3 ) (1 ) [ ]; 3 À B xy y À B B À y À B j à j l aa a l P E J E J j j l j l a j l b a b b l b l F E J lj j l                                             223 2 1 2 3 2 2 2 2 (1 ) [ (1 )](1 ) [ ] 3 3 ( ) ( ) ( 2 3 ) (1 ) [ ]; 3 À B xy z À B B À z À B j à j l aa a l P E J E J j j l j l a j l b a b b l b l F E J lj j l                                             где δxy и δxz – упругие перемещения переднего конца шпинделя в плоскостях XОY и XОZ, мм; ,y zP P – составляющие силы резания, Н; Py = 270 Н; Pz = 674 Н; a – вылет консоли переднего конца шпинделя, мм; 110 ì ìa  ; b – расстояние от расположения приводного элемента на межо- порной части шпинделя до передней опоры, мм; b = 80 мм; Е – модуль упругости материала шпинделя, 2Í / ì ì ; Е = 6 22,1 10 Í / ì ì ;  1,J 2J – среднее значение осевого момента инерции сечения консоли и сечения шпинделя в межопорной части, мм4; l – расстояние между опорами шпинделя, мм; 360 ì ìl  ; ε – коэффициент защемления в передней опоре; ε = 0,2; Aj , Bj – радиальная жесткость в передней и задней опорах, Н/мм; Fy и Fz – проекции составляющих сил, действующих в зацепле- нии зубчатых колес привода шпинделя, Н; Fy = 194 Н и Fz = 1578 Н. Средний осевой момент инерции сечения консоли переднего кон- ца шпинделя (рис. 4.5) 107 4 4 ê ê 1 ( ) , 64 D d J    мм4, где êD – средний диаметр шеек консоли шпинделя, мм; êd – средний диаметр отверстия консоли шпинделя, мм. Рис. 4.5. Расчетная схема шпиндельного узла для определения средних диаметров сечения шпинделя Средний диаметр шеек консоли шпинделя 1 1 2 2 ê , D A D A D A D à       мм, где 1 2, ,D D D – диаметры шеек консоли шпинделя, мм; D = 170 мм; 1D = 106 мм, 2D = 110 мм; 1 2, ,A A A – соответствующие длины шеек шпинделя; А = 22 мм, А1 = 13 мм, А2 = 75 мм; a – длина вылета консоли; a = 110 мм. ê 170 22 106 13 110 75 122 ì ì . 110 D        Средний диаметр отверстия консоли шпинделя рассчитывается по формуле 108 1 1 2 2 ê d à d à d à     , мм, где d1 и d2 – диаметры 1-го и 2-го отверстия консольной части шпинделя; d1 = 45 мм и d2 = 32 мм; а1 и а2 – длины отверстий шпинделя, мм; а1 = 85 мм, а2 = 25 мм; а – длина вылета консоли; a = 110 мм. ê 45 85 32 25 42 ì ì . 110 d      Средний осевой момент инерции сечения консоли переднего кон- ца шпинделя 4 4 6 4 1 3,14 (122 42 ) 10,7 10 ì ì . 64 J      Средний осевой момент инерции сечения шпинделя в межопор- ной части рассчитывается по формуле 4 4 ì î 2 ( ) , 64 D d J    мм4, где ìD – средний диаметр шеек межопорной части шпинделя, мм; dо – средний диаметр отверстия межопорной части шпинделя, мм. Средний диаметр шеек межопорной части шпинделя определя- ется по формуле ì 1 1 ì 2 2 ì 3 3 ì 4 4 ì 5 5 ì 6 6 ì , D L D L D L D L D L D L D l             мм, где ì 1 ì 2 ì 3 ì 4 ì 5 ì 6, , , , ,D D D D D D – диаметры шеек межопорной части шпинделя; Dм1 = 110 мм, Dм2 = 105 мм, Dм3 = 100 мм, Dм4 = 96 мм, Dм5 = 94 мм; Dм6 = 90 мм; 109 1 2 3 4 5, 6, , , ,L L L L L L – длины шеек межопорной части, мм; L1 = 65 мм, L2 = 63 мм, L3 = 35 мм, L4 = 130 мм, L5 = 35 мм, L6 = 32 мм; l – длина межопорной части шпинделя, мм; l = 360 мм; ì 110 65 105 63 100 35 96 130 94 35 90 32 100 ì ì . 360 D              Средний диаметр отверстия межопорной части шпинделя рас- считывается по формуле 01 01 0 d l d l   , мм, где 01d – диаметр отверстия межопорной части шпинделя, мм; d01 = = 32 мм; l – длина межопорной части шпинделя, мм; l = 360 мм. 0 32 360 32 ì ì . 360 d    Тогда средний осевой момент инерции сечения шпинделя в про- лете между опорами 4 4 6 4 2 3,14 (100 32 ) 4,85 10 ì ì . 64 J      Радиальная жёсткость передней и задней опор, состоящих из комплекта шариковых радиально-упорных подшипников, зависит от внутреннего диаметра их отверстия и может определяться по гра- фику ориентировочной жесткости опор качения с предварительным натягом. Радиальную жесткость передней опоры при d = 110 мм и задней опоры при dз = 90 мм можно принять соответственно jA = 1,2·106 Н/мм и jB = 0,9·106 Н/мм. Перемещение переднего конца шпинделя в плоскостях XY и XZ 110 3 2 6 6 6 6 6 2 6 2 6 6 6 6 6 6 110 110 360 (1 0,2) 270 [ 3 2,1 10 10,7 10 3 2,1 10 4,85 10 1,2 10 110 (1 0,2) 0,9 10 [360 110(1 0,2)] ] 1,2 10 0,9 10 360 1,2 10 0,9 10 360 0,9 10 (360 110) 1,2 10 (360 80) 194 (1 0,2) [ õy                                             6 6 2 3 2 2 6 6 1,2 10 0,9 10 360 110 (80 2 80 360 3 80 360) ] 0,013 ì ì ; 3 2,1 10 4,85 10 360                    3 2 6 6 6 6 6 2 6 2 6 6 6 6 6 6 110 110 360 (1 0,2) 674 [ 3 2,1 10 10,7 10 3 2,1 10 4,85 10 1,2 10 110 (1 0,2) 0,9 10 [360 110(1 0,2)] ] 1,2 10 0,9 10 360 1,2 10 0,9 10 360 0,9 10 (360 110) 1,2 10 (360 80 1578 (1 0,2) [ õz                                             6 6 2 3 2 2 6 6 ) 1,2 10 0,9 10 360 110 (80 2 80 360 3 80 360) ] 0,032 ì ì . 3 2,1 10 4,85 10 360                    Суммарное упругое перемещение переднего конца шпинделя 2 2 2 2δ δ δ 0,013 0,032 0,035 ì ì .y z     Допускаемое упругое перемещение переднего конца шпинделя 4[ ] (1 2) 10 ,l     мм; 4[ ] (1 2) 10 360 0,036 0,072 ì ì .       Из сравнения полученного суммарного упругого перемещения переднего конца шпинделя с допускаемым значением делается вы- 111 вод, что жесткость шпиндельного узла по упругому перемещению переднего конца обеспечивается: ð 0,035 [ ] 0,036 0,072 ì ì .      2. Определение угла поворота оси шпинделя в передней опоре. Суммарный угол поворота оси шпинделя в передней опоре рас- считывается по формуле 2 2 ,xz xy    где θ – суммарный угол поворота оси шпинделя в передней опоре, радиан; θxy – угол поворота в передней опоре шпинделя в плоскости XОY, радиан; θxz – угол поворота в передней опоре шпинделя в плоскости XОZ, радиан. Углы поворота оси шпинделя в передней опоре в плоскостях XОY и XОZ определяются по формулам 3 2 21 2 3 [ ]; 3 2 xy y y 2 b b l b l P a l F E J l            3 2 21 2 3 [ ], 3 2 xz z z 2 b b l b l P a l F E J l            где Е – модуль упругости материала шпинделя: 6 22,1 10 Í / ì ì ;E   ,y zP P – составляющие силы резания, Н; Py = 270 Н; Pz = 674 Н; a – вылет консоли переднего конца шпинделя, мм: a = 110 мм; l – расстояние между опорами шпинделя, мм; l = 360 мм; Fy и Fz – проекции составляющих сил, действующих в зацеплении зубчатых колес привода шпинделя, Н: Fy = 194 Н и Fz = 1578 Н; b – расстояние от расположения приводного элемента на межо- порной части шпинделя до передней опоры, мм; b = 80 мм. 112 Углы поворота оси шпинделя в передней опоре в плоскостях XY и XZ: 3 2 2 6 6 5 1 80 2 80 360 3 80 360 [270 110 360 194 ] 2 3603 2,1 10 4,85 10 0,6 10 ðàä. xy                     3 2 2 6 6 5 1 80 2 80 360 3 80 360 [674 110 360 1578 ] 2 3603 2,1 10 4,85 10 3,0 10 ðàä. xz                     Суммарный угол поворота оси шпинделя в передней опоре 2 2 5 2 5 2 5(0,6 10 ) (3,0 10 ) 3,06 10 ðàä.y z              Из сравнения полученного суммарного угла поворота оси шпин- деля в передней опоре с допускаемым значением делается вывод, что жесткость по углу поворота переднего конца шпинделя обеспе- чивается: ð 0,000031 [ ] 0,0001 0,00015 ðàä.      4.8. Содержание отчета 1. Типовые расчетные схемы шпиндельных узлов на жесткость с обозначенными размерами шпинделя a, l, b или c, а также с прило- женными составляющими силы резания P и силы от приводной пе- редачи F и описание их особенностей. 2. Расчетные схемы нагрузок, действующих на шпиндельный узел, с осями координат и их описание. Прикладываются составля- ющие силы резания Py и Pz при точении или Ph и P при фрезерова- нии и силы от приводной зубчатой передачи Fr и Ft или F от ремен- ной передачи при выполнении различных операций обработки на станках и их описание. 113 3. Методика составления схем расчета шпиндельных узлов на жесткость в двух плоскостях с проекциями действующих сил реза- ния Py и Pz при точении или Ph и P при фрезеровании и сил от при- водной зубчатой передачи Fr и Ft или F от ременной передачи. 4. Формулы для расчета шпиндельного узла на жесткость при различных вариантах расчетных схем, их особенности и методика этого расчета. 5. Примеры схем для расчета действующих нагрузок и шпин- дельного узла на жесткость и его расчет на жесткость в соответ- ствии с заданием. 4.9. Контрольные вопросы 1. Какие существуют расчетные схемы шпиндельных узлов? 2. Типовые расчетные схемы шпиндельных узлов на жесткость в зависимости от расположения приводного элемента и вида дей- ствующих нагрузок. 3. В чем суть расчета шпиндельных узлов на жесткость? 4. Почему смещения переднего конца шпинделя δ и угла поворо- та оси шпинделя на передней опоре θ являются комплексными по- казателями жесткости. 5. Методика расчета действующих на шпиндельный узел состав- ляющих сил резания и сил от приводных передач при выполнении различных операций обработки на станках. 6. Составление расчетных схем нагрузок, действующих на шпин- дельный узел при выполнении токарных и фрезерных операций об- работки на станках. 7. Методика составления расчетных схем шпиндельных узлов на жесткость в двух плоскостях и особенности расчетных формул. 114 Л и т е р а т у р а 1. Бушуев, В. В. Основы конструирования станков / В. В. Бу- шуев. – М. : Станкин, 1992. – 520 с. 2. Глубокий, В. И. Металлорежущие станки и промышленные роботы : Расчет привода станка / В. И. Глубокий. – Минск : БПИ, 1984. – 52 с. 3. Глубокий, В. И. Металлорежущие станки и промышленные ро- боты : Проектирование приводов станка / В. И. Глубокий, А. И. Ко- чергин. – Минск : БПИ, 1987. – 120 с. 4. Глубокий, В. И. Металлорежущие станки и промышленные роботы : Конструирование металлорежущих станков / В. И. Глубо- кий. – Минск : БПИ, 1988. – 68 с. 5. Глубокий, В. И. Расчет главных приводов станков с ЧПУ / В. И. Глубокий, В. И. Туромша. – Минск : БНТУ, 2011. – 176 с. 6. Дунаев, П. В. Конструирование узлов и деталей машин / П. В. Дунаев, О.П. Леликов. – М. : Высшая школа, 1985. – 416 c. 7. Конструкция и наладка станков с программным управлением и роботизированных комплексов / Л. И. Грачёв [и др.]. – М. : Выс- шая школа, 1989. – 271 с. 8. Кочергин, А. И. Конструирование и расчет металлорежущих станков и станочных комплексов / А. И. Кочергин. – Минск : Вышэйшая школа, 1991. – 382 с. 9. Кочергин, А. И. Шпиндельные узлы с опорами качения / А. И. Кочергин, Т. В. Василенко. – Минск : БНТУ, 2007. – 124 с. 10. Курмаз, Л. В. Детали машин : Проектирование / Л. В. Курмаз, А. Т. Скойбеда. – Минск : Технопринт, 2001. – 290 с. 11. Маеров, А. Г. Устройство, основы конструирования и расчет металлообрабатывающих станков и автоматических линий / А. Г. Маеров. – М. : Машиностроение, 1986. – 367 с. 12. Металлорежущие станки / под ред. В. Э. Пуша. – М. : Маши- ностроение, 1986. – 575 с. 13. Металлорежущие станки и автоматы / под ред. А. С. Прони- кова. – М. : Машиностроение, 1981. – 479 с. 14. Металлорежущие станки / Н. С. Колев [и др.]. – М. : Маши- ностроение, 1980. – 500 с. 15. Проектирование металлорежущих станков и станочных си- стем : в 3 т. / А. С. Проников [и др.]; под ред. А. С. Проникова. – 115 М. : МГТУ, 1994. – Т. 1. – 444 с.; 1995. – Т. 2, ч. 1. – 368 с.; Т. 2, ч. 2. – 319 с. 16. Роботизированные технологические комплексы и гибкие производственные системы в машиностроении / под ред. Ю. М. Со- ломенцева. – М. : Машиностроение, 1989. – 190 с. 17. Справочник технолога-машиностроителя: в 2 т. / под ред. Е. Я. Косиловой, Р. К. Мещерякова. – М. : Машиностроение, 1986. – Т. 2. – 655 с. 18. Станочное оборудование автоматизированного производств: в 2 т. / под ред. В. В. Бушуева. – М. : Станкин, 1994. – Т. 1. – 580 с.; Т. 2. – 656 с. 19.Тарзиманов, Г. А. Проектирование металлорежущих станков / Г.А. Тарзиманов. – М.: Машиностроение, 1980. – 288 с. 116 ПРИЛОЖЕНИЕ Таблица П 1 Варианты заданий для кинематического расчета главных приводов со ступенчатым регулированием 1. Исходные данные для полного кинематического расчета Номер варианта Тип станка nmin – nmax, мин–1 z nэ, мин–1 Схема шпиндельного узла 1 ТР 180–2800 9 1450 2 ТВ 40–2000 18 1450 3 ВС 250–2800 8 1450 4 РС 200–2500 12 1450 5 ГКФ 63–2000 16 1450 6 ВБФ 100–2500 8 1450 2. Исходные данные для упрощенного кинематического расчета Номер варианта Тип станка z φ yэ Схема шпиндельного узла 7 ТР 8 = 4∙2 1,58 9,8 8 ТР 9 = 3∙3 1,41 13,6 9 ТВ 8 = 2∙2∙2 1,41 13,4 10 ТВ 12 = 3∙2∙2 1,26 14,5 11 ГКФ 16 = 4∙2∙2 1,26 17,8 12 ГКФ 18 = 3∙3∙2 1,26 18,5 Обозначения: ТР и ТВ – токарные револьверные и винторезные, ВС и РС – вертикальные и радиальные сверлильные, ГКФ и ВБФ – горизонтальные консольные и вертикальные бесконсольные фрезерные станки; nmin–nmax – предельные частоты вращения шпинделя; z – число ступеней коробки скоростей; nэ – частота вращения электродвигателя; φ – знаменатель геометрического ряда частот вращения шпинделя; yэ – число делений, изображающих частоту вращения электродвигателя. 117 Таблица П 2 Варианты заданий для кинематического расчета главных приводов с бесступенчатым регулированием 1. Исходные данные для полного кинематического расчета Номер варианта Тип станка z nэн–nэmax nmin–nmax Схема шпиндельного узла 1 Т 3 1000–5000 50–4500 2 Та 4 1000–4500 30–4000 3 МГ 3 1000–4000 55–3550 4 МГа 2 1000–4500 200–4500 5 МВ 4 1000–4500 100–4500 6 МВа 2 1000–4500 110–5000 2. Исходные данные для упрощенного кинематического расчета Номер варианта Тип станка z yэmin; yэн; yэmax ymax φм; kφм Схема шпиндельного узла 1 Т 3 16; 20; 26 22 2,0; 6 2 Та 2 14; 18; 27 21 2,5; 8 3 МГ 3 17; 22; 29 22 1,8; 5 4 МГа 2 16; 22; 28 24 4,0; 12 5 МВ 3 18; 24; 29 23 2,0; 6 6 МВа 2 15; 20; 30 25 3,15; 10 Обозначения: Т и Та – токарные станки классические и с автономной бабкой; МГ, МВ и МГа, МВа – многооперационные станки горизонталь- ные и вертикальные классические и с автономным шпиндельным узлом; z – число ступеней коробки скоростей; nэн–nэmax – номинальная и максимальная частоты электродвигателя; nmin–nmax – предельные частоты вращения шпинделя; yэmin; yэн; yэmax и ymax – числа делений, изображающие частоты вращения электродвигателя и максимальные – шпинделя; φм и kφм – знаменатель геометрического ряда механически переключаемых частот вращения шпинделя и число изображающих его делений. 118 Таблица П 3 Варианты заданий для расчета и конструирования шпиндельных узлов 1. Исходные данные для конструирования шпиндельных узлов Номер Тип станка nmax, мин–1 k, мм∙мин–1 Номер рисунка Схема шпиндельного узла 1 Т 2000 (1,5–1,8)∙105 3.10 2 Т 2500 (1,6–2,5)∙105 3.8 3 Та 4000 (3,5–4,0)∙105 3.17 4 М 4500 (3,5–5,0)∙105 3.15 5 Ма 4000 (3,5–4,0)∙105 3.12 6 Ма 4500 (3,5–5,0)∙105 3.16 Примечание. Расстояния расположения приводных элементов b и c выбираются конструктивно, а конфигурация переднего конца – по стандарту. Обозначения: nmax – максимальная частота вращения шпинделя; k – параметр быстроходности шпиндельного узла. 2. Исходные данные для расчета шпиндельных узлов на жесткость Но- мер Тип станка Pz; Ft – F Схема шпиндельного узла Номер рисунка a; l b; c Dк; dк Dм; dо jA jB 1 Т 1,6; 1,1 – – 3.6 4.1, а 90; 330 70 – 105; 60 95; 45 1,0 0,8 2 Тан 1,2; – – 0,8 3.14 4.1, в 95; 240 – 100 110; 55 90; 40 1,2 1,0 3 М 2,1; 1,3 – – 3.7 4.1, б 98; 300 80 – 95; 50 80; 45 1,1 0,8 4 Ма 1,8 – – – 3.11 4.1, г 85; 290 – – 120; 60 95; 50 1,3 0,9 Обозначения: Т, Та и Тан – токарные классические станки, станки с автономной шпиндельной бабкой и с наклонной станиной; М и Ма – многооперационные класси- ческие станки и станки с автономным шпиндельным узлом; Pz, Ft и F – тангенциальная сила резания, окружная сила в зубчатой передаче и ради- альная сила от ременной передачи, кН; a, l, b и c – основные конструктивные параметры шпиндельного узла, мм; Dк, dк , Dм, dо – средние диаметры шеек и отверстий консоли и межопорной части шпинделя, мм; jA, jB – радиальные жесткости передней и задней опор, кН/мкм. 119 О г л а в л е н и е В в е д е н и е ........................................................................................... 3 1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ГЛАВНЫХ ПРИВОДОВ СО СТУПЕНЧАТЫМ РЕГУЛИРОВАНИЕМ .................................. 4 1.1. Программа практического занятия ................................................ 4 1.2. План практического занятия .......................................................... 4 1.3. Кинематический расчет главных приводов и его особенности ............................................................................ 5 1.4. Главные приводы со ступенчатым регулированием частот и их кинематические характеристики ............................................ 6 1.5. Структурные формулы коробок скоростей и их оптимизация ............................................................................. 9 1.6. Структурные сетки коробок скоростей и методика их построения ................................................................................. 10 1.7. График частот вращения главного привода со ступенчатым регулированием и методика его построения ............................... 11 1.8. Передаточные отношения и передаточные числа передач привода и их расчет ....................................................................... 11 1.9. Определение числа зубьев колес зубчатых передач привода ............................................................................. 12 1.10. Пример кинематического расчета главного привода со ступенчатым регулированием ............................................... 15 1.11. Содержание отчета ...................................................................... 25 1.12. Контрольные вопросы ................................................................. 26 2. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ГЛАВНЫХ ПРИВОДОВ С БЕССТУПЕНЧАТЫМ РЕГУЛИРОВАНИЕМ ........................... 27 2.1. Программа практического занятия .............................................. 27 2.2. План практического занятия ........................................................ 27 2.3. Главные приводы с бесступенчатым регулированием частот вращения шпинделя и их особенности ............................ 28 2.4. Кинематический расчет главного привода с электромеханическим регулированием и его особенности .......................................................................... 29 2.5. Диапазоны регулирования частот вращения главного привода при бесступенчатом электромеханическом регулировании ................................................................................ 29 120 2.6. Знаменатель геометрического ряда частот вращения и число ступеней коробки скоростей ........................................... 34 2.7. Диапазоны бесступенчатого регулирования частот вращения шпинделя при постоянной мощности и их оптимизация ........................................................................... 36 2.8. Этапы кинематического расчета главного привода с электромеханическим бесступенчатым регулированием ....... 38 2.9. Определение числа зубьев колес зубчатых передач .................. 44 2.10. Пример кинематического расчета главного привода с бесступенчатым электромеханическим регулированием ..... 44 2.11. Содержание отчета ...................................................................... 59 2.12. Контрольные вопросы ................................................................. 60 3. КОНСТРУИРОВАНИЕ ШПИНДЕЛЬНЫХ УЗЛОВ ..................... 61 3.1. Программа практического занятия .............................................. 61 3.2. План практического занятия ........................................................ 61 3.3. Этапы проектирования шпиндельных узлов .............................. 62 3.4. Типовые кинематические схемы шпиндельных узлов .............. 64 3.5. Основные конструктивные параметры шпиндельных узлов .... 66 3.6. Конструктивное оформление шпинделя ..................................... 68 3.7. Конструирование шпиндельных узлов ........................................ 70 3.8. Содержание отчета ....................................................................... 90 3.9. Контрольные вопросы ................................................................... 90 4. РАСЧЕТ ШПИНДЕЛЬНЫХ УЗЛОВ НА ЖЕСТКОСТЬ .............. 91 4.1. Программа практического занятия .............................................. 91 4.2. План практического занятия ........................................................ 91 4.3. Расчетные схемы и определение нагрузок, действующих на шпиндельный узел .................................................................... 92 4.4. Расчетные схемы шпиндельного узла на жесткость .................. 96 4.5. Расчет шпиндельного узла на жесткость .................................... 98 4.6. Расчет шпиндельных опор .......................................................... 101 4.7. Пример расчета шпиндельного узла на жесткость ................... 102 4.8. Содержание отчета ..................................................................... 112 4.9. Контрольные вопросы ................................................................. 113 Л и т е р а т у р а ................................................................................. 114 ПРИЛОЖЕНИЕ .................................................................................. 116 121 Учебное издание ГЛУБОКИЙ Владимир Игнатьевич ТУРОМША Вячеслав Иванович КОНСТРУИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ СТАНКОВ ПРОЕКТИРОВАНИЕ ГЛАВНЫХ ПРИВОДОВ Методическое пособие для практических занятий студентов машиностроительных специальностей Редактор Т. Н. Микулик Компьютерная верстка Н. А. Школьниковой Подписано в печать 06.06.2012. Формат 6084 1/16. Бумага офсетная. Ризография. Усл. печ. л. 7,03. Уч.-изд. л. 5,5. Тираж 200. Заказ 29. Издатель и полиграфическое исполнение: Белорусский национальный технический университет. ЛИ № 02330/0494349 от 16.03.2009. Пр. Независимости, 65. 220013, г. Минск.