Для шпинделей с резкими переходами сечений при уточненных расчетах следует строить упругую линию шпинделя, как ступенчатого вала со своим моментом инерции сечения на каждом участке или применять метод начальных параметров. Характер нагрузки на шпиндель учитывается коэффициентом, на который умножают значение окружной силы при спокойной работе (токарные, сверлильные, шлифовальные станки), при значительных колебаниях нагрузки (фрезерные, зубофрезерные станки) и при ударной нагрузке (долбежные, зубодолбежные, строгальные станки).
Допустимую величину прогиба определяют исходя из точности обработки на станке. При приближенных расчетах допустимый прогиб шпинделя выбирают исходя из опыта эксплуатации станков. Можно принимать его равным 1/3 от допустимого биения шпинделя. Часто допустимый прогиб конца шпинделя подсчитывают по формуле, где расстояние между опорами шпинделя, а максимально допустимый угол поворота конца шпинделя принимают равным.
На величину деформации шпинделя и реакцию в опорах влияет положение приводного зубчатого колеса, передающего вращение на шпиндель.
В схеме результирующая сила, определяющая величины реакций в передней и задней опорах, равна сумме силы резания и нагрузки на зубчатое колесо. Схема выгоднее в тех случаях, когда необходимо уменьшить реакцию в передней опоре. Схема более благоприятна, если требуется минимальный прогиб шпинделя.
Шпиндели рассчитывают на жесткость. Для тяжело загруженных шпинделей производят поверочный расчет на прочность. При расчете на жесткость шпиндель заменяют балкой на опорах, причем тип опоры выбирают в зависимости от типа подшипника.
При двух шариковых подшипниках качения расчетная схема принимает вид балки на ножевых опорах. Если в передней опоре два подшипника качения или один роликовый, то можно считать, что шпиндель в этом сечении не имеет поворота. Если в передней опоре применен подшипник скольжения, то он создает определенный реактивный момент, который приближенно равен 0,3—0,35 в передней опоре.
При двух подшипниках скольжения следует вначале определить прогиб ух при деформации шпинделя в пределах радиального зазора подшипников, рассматривая его как балку на двух ножевых опорах. Если сила вызывает большую деформацию, то следует подсчитать прогиб конца шпинделя от той составляющей силы, которая деформирует его как консольную балку с заделкой в передней опоре.
Суммарный прогиб к прогибу шпинделя следует добавить его деформацию на упругих опорах, рассматривая при этом шпиндель как жесткое тело. При определении прогиба шпинделя для приближенных расчетов допустимо выбирать средний момент инерции по основному участку шпинделя или определять его по расчетному среднему диаметру, где диаметры и длина участков шпинделя; общая длина шпинделя.
Поэтому передача вращения шпинделю зубчатыми колесами применяется обычно для частоты вращения до 2000—3000 об/мин.
Однако требования к размерам приводят к тому, что зубчатые передачи применяют и для более высоких значений частот. Это возможно при повышенных требованиях точности к зубчатым колесам, их опорам и к монтажу передач. Например, в многошпиндельном токарном автомате 1Б216-6К наибольшая частота вращения шпинделей, приводимых зубчатой передачей, равна 5000 об/мин.
При применении ременной передачи получается некоторое увеличение размеров и усложнение конструкции, так как шкив следует устанавливать на самостоятельные опоры, чтобы разгрузить шпиндель. Однако в этом случае обеспечиваются плавность вращения шпинделя и высокое качество обработки. Для станков с прерывистым резанием применение ременной передачи снижает максимальные значения крутящих моментов из-за податливости ременной передачи и возможности мгновенного проскальзывания. Неравномерность вращения шпинделя при динамических нагрузках будет тем большая, чем меньше жесткость ременной передачи.
Ременный привод может обеспечивать частоту вращения шпинделя до 6000 об/мин и выше, когда окружные скорости ремня доходят до 60— 100 м/с. Для привода скоростных шпинделей, например, внутришлифовальных станков часто применяются высокочастотные асинхронные электрошпиндели с короткозамкнутым ротором на 200—800 Гц, несущие шлифовальный круг.
Окружные (цементированные, закаленные) применяют с тем, чтобы они имели минимальные размеры. При повышении точности зубчатых передач существенно снижаются динамические нагрузки. Шпиндели станков.
Шпиндель — одна из наиболее отмена. От него во многом зависит точность обработки. Это заставляет предъявлять к шпинделю дополнительные ветственных деталей станка. Он является требования. Расчет и конструктивное является последним звеном Коробки скоростей, оформление шпинделей имеет свое значение, несущим заготовку или инструцифику по сравнению с обычными валами.
На конструкцию шпинделя влияют требования жесткости и точности его вращения, что определяет его размеры, расположение вид опор, а также вид привода, метод крепления патрона (передние концы шпинделя стандартизированы), наличие отверстия в шпинделе для возможности обрабатывать прутковый материал. Пример конструктивного оформления шпиндельного узла показан.
Выбор типа передачи на шпиндель (зубчатая или ременная) зависит в первую очередь от частоты вращения и от величины передаваемой силы. Зубчатая передача более проста и компактна и передает значительные крутящие моменты. Однако из-за ошибок шага она не сможет обеспечить высокое качество обработки на прецизионных станках, а в станках с переменными силами резания уменьшается плавность вращения шпинделя и возрастают динамические нагрузки в деталях коробки скоростей.
Определенную специфику имеет расчет зубчатых передач. От их габаритных размеров и качества выполнения во многом зависят размеры и эксплуатационные характеристики всего привода. Основными причинами выхода из строя зубчатых колес станков являются усталость поверхностных слоев зубьев, их износ, смятие торцов зубьев переключающихся зубчатых колес и реже — поломка зубьев от усталости или перегрузок.
Для расчета зубчатых колес на прочность применяют стандартные методы (ГОСТ 21354—75), которые предусматривают расчет на контактное сопротивление усталости активных поверхностей зубьев и на сопротивление усталости зубьев при изгибе. Диаметр зубчатых колес в большинстве случаев определяется в коробках скоростей контактными напряжениями, т. е. сопротивлением усталости поверхностных слоев, а в коробках подач — сопротивление усталости при изгибе.
Специфика расчета по сравнению с принятыми в курсе деталей машин заключается в том, что число зубьев известно из кинематического расчета. Поэтому определяется модуль, а не межцентровое расстояние. Полученные значения модуля округляют до стандартных значений, принятых в станкостроении. Максимальная окружная скорость зубчатых колес, как правило, не должна превышать 16—18 м/с. Так как окружные скорости колес зависят от частоты вращения и диаметра, для скоростных передач целесообразно применять зубчатые колеса с высоким значением допускаемых напряжений.
