Shpindelnye_uzly_agregatnyh_stankov_albo m, страница 31

где у — прогиб под текущей координатой х, мм; у,; О, — прогиб, мм, и угол поворота, град, сечения в начале координат (левый конец вала); х — текущая координата, мм; 1, — расстояние от начала отсчета до места приложения силы, мм; Š— модуль упругости, равный 2,1 )с 10' Н/ммо; У вЂ” момент инерции сечения вала, ммо, определяемый по формуле 3,!43« 64 в которой с[ — диаметр вала, мм. Начальные параметры у, и 9, определяются из условия, что прогибы на опорах равны нулю.

Решив это уравнение для общей схемы нагружения вала, получим следующие зависимости: — прогиб под нулевым рядом Роси (1+ с) Г,еьс (1 + Ь) РееЬс (1 + е) Росе! Уо ЗЕЯ 6ЕЛ 6ЕЛ 6ЕЗ вЂ” прогиб под 1 рядом РоеЬс (1+ Ь) Р,еоЬо Рве» (Ьв+ 2аЬ вЂ” е') 6Е,! + ЗЕ71 + 6Е.!! Росс (1и —. ев) 6Е71 — прогиб под П рядом Росс (1о — ее) Р,ев (Ь'+ 2«Ь — ев) Г'е*Ь' Р,еЬс (1+ с) 6Е31 + 6ЕЛ + ЗЕ31 6Е.(1 — прогиб под 111 рядом Го!с' Р,еЬс (!+е) Г,еЬс (!+ Ь) Роси (!+ с) 6Е.( 66Л 6Е31 + ЗЕ3 Из полученных значений прогибов следует выбрать большее и проверить, удовлетворяет ли оно условию: в [у).

Если это условие не выдерживается, то необходимо определить диаметр вала, исходя из того, чтобы максимальный прогиб вала был равен допустимому. 4. Расчет на контактную выносливость и выносливость при изгибе зубьев некорригированных прямозубых зубчатых колес (ГОСТ 21354 — 75). Расчетное контактное напряжение в полюсе зацепления о„, Н/ммо, определяется по формуле 1873600 ч/ Р ои = [' Ь,л ~/' — КН,(яо 161 По методу начальных параметров запишем уравнения прогибов в общем виде (рис. 38, в)1 ЕУУ=ЕЗУо+ Е 79ох+ Е и должно УДовлетвоРЯть Условию он а ояр (пир — ДопУскаемое контактное напряжение, Н/мм').

Здесь 41„— начальный диаметр шестерни, мм (И„= гиг, где и4 — модуль зацепления, мм, г — число зубьев шестерни); Р— передаваемая колесом мощность, кВт; и — частота вращения шестерни, об/мин; Ь вЂ” рабочая ширина венца, мм; Клб — коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями. Для колес, расположенных на консоли, Кцб =- 1+ 1,1 —. для колес, расположенных между опорами, бр ' Кла = 1 + О,З „—, К„, — коэффициент динамической нагрузки, возникающей в зацеплении: / 1 + Уанрьуу ~с Киз где Р, — исходная расчетная окружная сила, Н; ~он, — удельная окружная динамическая сила, Н/мм: ши~ = О 070 1' Здесь о — окружная скорость на колесе, м/с: яу4 б о=— 60 000' а — делительное межосевое расстояние; и — передаточное число. Для зубчатых колес из стали 40Х с поверхностной закалкой зубьев до твердости Н/?С 45...50 с учетом принятого числа часов работы зубчатого колеса (20 000 ч) и условий работы шпиндельных узлов допускаемое контактное напряжение (онр) может быть принято равным 1000 Н/мм'.

Расчетное напряжение изгиба зубьев ор, Н/мм', определяется но формуле ~,95 О'УУ уУ У ль и е и должно удовлетворять условию ор - орр (орр — допускаемое напряжение изгиба зубьев, Н/мм'). Здесь Крз — коэффициент не- равномерности распределения нагрузки по длине контактных линий. Для колес, расположенных на консоли, Крз = 1+1,75 —; для ь~ ьр, колес, расположенных между опорами, Крз =! + 0,5 —: Кр, коэффициент динамической нагрузки, возникающей в зацеплении 1 + КрьР~ где шр„— удельная окружная динамическая сила; шр„= 0,080 ~/ ~; 162 )Ур — коэффициент, учитывающий форму зуба: )У вЂ” 160 ЬУ104~ (~ !' 2620 + 2 9 р— 68 где г' = (!д г — 1) 100. По условиям работы шпиндельных коробок допускаемое напряжение изгиба зубьев орр может быть принято равным 400 Н/мм'.

При расчете зубчатых колес шпиндельных коробок нет необходимости рассчитывать абсолютно все колеса, входящие в данную коробку. Можно ограничиться лишь проверкой колес, являющихся ведущими. Действительно, как правило, ведущее колесо меньше ведомого и находится под большей или равной нагрузкой. Может возникнуть сомнение, будет ли справедливо это рассуждение в том случае, когда ведомое колесо имеет больше контактов прн равной нагрузке? Но тогда, естественно, это колесо является ведущим по отношению к другим колесам н, следовательно, будет рассчитано.

5. Расчет шпоночного соединения. Шпонка вала проверяется на смятие по крутящему моменту, действующему в проверяемом сечении: Т ~ (Т ); 1Т ) = О,ЫЬ/ (о ), где й — высота шпонки, работающая на смятие, мм; 1 — длина шпонки, мм; 10] — допускаемое напряжение смятия, равное 200 Н/мм'.

Так как элементы шпоночного соединения стандартизированы, то можно заранее вычислить значения допускаемых крутящих моментов для стандартного ряда диаметров валов. 5. Расчет подшипников на долговечность. Динамическая нагрузка на подшипники определяется следующей зависимостью: /?йб йтУ где /? — реакция на наиболее нагруженной опоре; йб — динамический коэффициент, коэффициент безопасности, учитывающий влияние динамических условий работы на долговечность подшипника; по условиям работы подшипников в шпиндельной коробке может быть принят равным 1,2; й, — коэффициент, учитывающий влияние на долговечность подшипника температурного режима работы; принимаем й, = 1,05. Номинальная долговечность подшипника ~С~а где С вЂ” динамическая грузоподъемность подшипника. Долговечность подшипника в часах 10б/. 1.„=— 60и ' где и — частота вращения внутреннего кольца подшипника, об/мин.

З. РДБОЧАЯ ДОКУМБНТАЦИЯ ШПИНДБЛЬНОй КОРОБК И Чертеж общего вида (лист 60) представляет собой фронтальную проекцию шпиндельной коробки с нанесенной на ией кинематической схемой. Центры осей шпинделей и валов имеют порядковую нумерацию. На чертеже указывают числа зубьев, модули и' плоскости расположения зубчатых колес, наносят изображения масло- приборов (насоса, маслораспределителя, пробки слива, угольника для залива и глазка уровня масла), труб маслопроводов. Условно показывают щитки, ограждающие зубчатые колеса, расположенные в нулевом ряду. Шитки располагают так, чтобы исключить погидание разбрасываемого колесами масла на шпиндели.

В коробках горизонтального исполнения на фронтальной проекции показывают лотки, установленнгяе в корпусе и предназначенные для смазывания зубчатых колес, расположенных в ! и П рядах, а также лотки, устанавливаемые над упорными подшипниками шпинделей и предназначенные для их смазывания. Разводка маслопроводных труб на чертеже не показывается и производится по месту при сборке. На сборочном чертеже показывают часть трубы в месте подвода смазки и ставят ее порядковый номер, соответствующий номеру трубы, выходящей из маслораспределителя.

При большом числе точек смазывания устанавливают промежуточные маслораспределители. В шпиндельных коробках вертикального исполнения указывают переливные отверстия в корпусе, которые располагают таким образом, чтобы стекающее через них масло попадало на зубчатые колеса в 1 и П рядах. В шпиндельных коробках горизонтального исполнения для сообщения между собой внутренних полостей в корпусе выполняют несколько сквозных отверстий диаметром 40 мм, которые располагают в зоне окна нижней стенки корпуса.

Для разводки маслопроводных труб и облегчения монтажа масло- распределителя на уровне его оси и на расстоянии 150...300 мм от боковой стенки, на которой он установлен, выполняют сквозное отверстие диаметром 60 мм. Если насос установлен на передней стенке корпуса, то в стенке передней крышки выполняют отверстие диаметром !30 мм, центр которого находится на оси нагнетающего патрубка насоса и смещен относительно центра насоса на 20 мм в сторону патрубка. Отверстие закрывается крышкой и служит для демонтажа насоса при его ремонте.

При наличии в шпиндельной коробке направляющих втулок и кронштейнов для штанг кондукторных плит их изображение наносят на фронтальной проекции. Их центры, а также центры отверстий, не относящихся к кинематике, обозначают порядковыми номерами. В сверлильно-резьбонарезных и резьбонарезных коробках изображают счетный механизм и приводящий его во вращение червяч- 1!» ный вал. В резьбонарезных коробках, кроме того, чертят фронтальную проекцию резьбонарезной приставки. Для упрощения графики при вычерчивании общего вида используются условные изображения комплектующих элементов. Так,' например, шпиндель изображается двумя концентрическими окружностями; вал проворота — шестигранником, вписанным в окружность; привод — прямоугольником; зубчатое колесо — делительной окружностью и т.