Расчет технических параметров станков (стр. 4 из 5)
8) DH1, DH2, DH3 – наружные диаметры вала на участках 1, 2, 3.
,гдеd – диаметры отдельных ступеней в пределах участка, мм;
l – длины ступеней, мм.
; 
; 
.9) DBH1, DBH2, DBH3 – внутренние диаметры вала на участках 1, 2, 3. Если осевого отверстия на участке нет, то задают DBH = 0.
DBH1 = DBH2 = DBH3 = 0.
10) SS, МПа - предел текучести материала вала;
S-150, МПа - предел усталости материала вала.
Эти величины назначают в зависимости от выбранного материала по справочной литературе, для Стали 45 и диаметра заготовки меньше 50 мм.
SS = 450 МПа
SS-150= 300 МПа
11) K – коэффициент податливости опор;
Для опор с высокой жесткостью можно принять К1’=К3’=K1”=K3”=0.
12) B2, B4 – углы наклона зубьев зубчатых колес. Для прямозубых колес B2 = B4 = 0.
13) Ф2, Ф4 – угол между осью OX и линией центров зубчатых пар. Ф2, Ф4 указывается со знаком минус, если угол отсчитывается по часовой стрелки.
Снимаем величины с расчетной схемы: Ф2 = 39°24’, Ф4 = 198°12’.
Исходные данные для девятого вала:
1) M – крутящий момент на зубчатом колесе, приводящем вал в движение;
M = 19,63 Н×м (см. п.3.2.1).
2) DHO = m×z – диаметры начальных окружностей зубчатых колес в местах приложения нагрузок.
DHO2 = 2·40 = 80 мм.
3)
- тангенс суммы углов зацепления и трения, при стандартном a = 20° принимаем 
. 
4) KS – эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений в опасных сечениях вала.
;Используя таблицы [3] определяем: для шлицевого участка вала и материала с sв = 750 МПа ks = 1,6; для материала с sв = 750 МПа и классом шероховатости 6 ksn = 1,1.
.5) KT – эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений опасных сечениях вала.
;Используя таблицы [3] определяем: для шлицевого участка вала и материала с sв = 750 МПа kt = 2,45; для материала с sв = 750 МПа и классом шероховатости 6 ktn = 1,1.
.6) n – частота вращения вала под нагрузкой;
n = 19,25 об/мин
7) L1, L2 – длины участков вала 1, 2 в соответствие с составленной расчетной схемой. Длина L указывается со знаком “минус”, если это – расстояние от опоры до зубчатого колеса, при чем колесо находится между опорами.
L1 = -34 мм, L2 = -146,5 мм.
8) DH1, DH2, DH3 – наружные диаметры вала на участках 1, 2.
,гдеd – диаметры отдельных ступеней в пределах участка, мм;
l – длины ступеней, мм.
; 
.9) DBH1, DBH2 – внутренние диаметры вала на участках 1, 2, 3. Если осевого отверстия на участке нет, то задают DBH = 0.
DBH1 = DBH2 = DBH3 = 0.
10) SS, МПа - предел текучести материала вала;
S-150, МПа - предел усталости материала вала.
Эти величины назначают в зависимости от выбранного материала по справочной литературе, для Стали 45 и диаметра заготовки меньше 50 мм.
SS = 450 МПа
SS-150= 300 МПа
11) K – коэффициент податливости опор;
Для опор с высокой жесткостью можно принять К1’=К3’=K1”=K3”=0.
12) B2, B4 – углы наклона зубьев зубчатых колес. Для прямозубых колес B2 = B4 = 0.
13) Ф2, Ф4 – угол между осью OX и линией центров зубчатых пар. Ф2, Ф4 указывается со знаком минус, если угол отсчитывается по часовой стрелки.
Снимаем величины с расчетной схемы: Ф2 = 219°24’.
Анализ полученных результатов.
В первую очередь оценивается суммарный прогиб валов под колесом 2 и 4:
; 
.гдеF2 и F4 – прогиб под колесом, приводящим вал в движение и колесом, передающим движение на следующий вал соответственно;
F2P, F2T, F4P, F4T – составляющие прогибов, получаемые по программе.
Должны удовлетворятся следующие условия:
, 
где m2, m4 – модули зубчатых колес 2, 4.
Далее оцениваем коэффициенты запаса прочности с учетом действия касательных и нормальных напряжений обозначенных N2 и N3. Должно выполнятся условие:
N2 ³1,5…2,5
N3 ³1,5…2,5.
Выполним проверку для шестого вала:
Условия по прогибу следующие:
мм; 
мм.Прогиб под колесом 2:
,F2P = 0,007254;
F2T = - 0,000025.
мм. 
,F4P = -0,007191;
F4T = 0,000552.
мм.Таким образом
0,0073
0,06;0,0072
0,06.Условие по прогибу выполняется. Сравниваются коэффициенты запаса в опасных сечениях:
, 
.Коэффициенты запаса удовлетворяют требованиям
Выполним проверку для девятого вала:
В первую очередь оценивается суммарный прогиб валов под колесом 2 и 4:
; 
.гдеF2 и F4 – прогиб под колесом, приводящим вал в движение и колесом, передающим движение на следующий вал соответственно;
F2P, F2T– составляющие прогибов, получаемые по программе.
Должны удовлетворятся следующие условия:
, где m2– модули зубчатых колес 2.
Далее оцениваем коэффициенты запаса прочности с учетом действия касательных и нормальных напряжений обозначенных N2 и N3. Должно выполнятся условие:
N2 ³1,5…2,5
N3 ³1,5…2,5.
Выполним проверку для шестого вала:
Условия по прогибу следующие:
мм.Прогиб под колесом 2:
,F2P = 0,007254;
F2T = -0,000025.
мм.Таким образом
0,0073
0,06.Условие по прогибу выполняется. Сравниваются коэффициенты запаса в опасных сечениях:
.Коэффициенты запаса удовлетворяют требованиям
Расчет шпиндельного узла
Определение вылета консоли шпинделя
По технической литературе [9] , исходя из максимального диаметра сверления, по ГОСТ 25557-82 выбираем 4 конус Морзе. По ГОСТ 2848-75 выписываем для данного конуса Морзе основные геометрические размеры конца шпинделя: вылета консоли – а и диаметра переднего конца шпинделя – D1:
Для 4 конуса Морзе D1=60мм, а=188.
Определение жесткости шпинделя
По указанию преподавателя принимаем жесткость шпинделя jшп=20Н/мкм.
Определение диаметра шпинделя под передней опорой
По номограмме [7] ориентировочно определяем оптимальный диаметр шпинделя dопт и коэффициент расстояния между опорами Копт. При жесткости шпинделя jш = 20 Н/мкм и вылете консоли а = 188 мм, Копт = 2,5; dопт = 50 мм.
Расстояние между опорами шпинделя определим из соотношения:
мм.Выбор подшипников
По стандарту норм точности и жесткости [9] определяем радиальное биение шпинделя: Δ = 6 мкм.
мкм.Схема биения шпинделя (векторы биения опор направлены в разные стороны)
Рисунок 6
Допускаемое радиальное биение подшипников передней опоры можно определить по формуле:
,Где Δ – допускаемое радиальное биение переднего конца шпинделя, Δ = 6 мкм;
а – вылет консоли шпинделя, а = 188 мм;
b – расстояние между опорами шпинделя, b = 470 мм;
мкм.Допускаемое радиальное биение подшипников задней опоры: