4.Проектирование специальных узлов станка.

4.1 Устройство 4х шпиндельной головки.

Для одновременного сверления 4х отверстий Æ 13 мм., в детали КОРПУС применяю 4х шпиндельную сверлильную головку. Головка крепится в шпинделе силовой головки агрегатного станка.

Принцип 4х шпиндельной сверлильной головки следующий: вращение от шпинделя силовой головки передается на хвостовик центрального (ведущего) шпинделя головки.

В отверстиях рабочих шпинделей установлены подвижные шпиндели, имеющие конические отверстия, в которые устанавливаются режущие инструменты – сверла для обработки отверстий.

Данные шпиндели могут выдвигаться в осевом напряплении, что необходимо при наладке станка.

4.2 Кинематический расчет шпиндельной сверлильной головки

Кинематический расчет 4х шпиндельной головки, заключается в определении диаметра тела зубьев и модуля при заданных значениях межцентрового расстояния .

Конструктивно применимо:

где d1 – делительный диаметр центральной шестеренки;

d2 – делительный диаметр рабочих шестеренок.

Рис. 4

Кинематическая схема головки.

Нормальный модуль зацепления рекомендутся принимать в пределах:

при твердости зубьев

Принимаю m=2мм по ГОСТ 9563-80;

Ведущая шестерня – 1

Делительный диаметр d1=50мм; m=2,0 мм; число зубьев

Внутренний диаметр

Наружный диаметр

Ведомая шестерня

Делительный диаметр

Число зубьев

Внутренний диаметр

Наружный диаметр

Определяем передаточное число зубьев

Число оборотов рабочих шпинделей n=355мин-1;

Число оборотов шпинделя силовой головки

4.3 Расчет шпинделей 4х шпиндельной головки.

Исходные данные:

где h - КПД головки

Рис.5

Расчетная схема 4х шпиндельной сверлильной головки.

hцп – КПД цилиндрической пары =0,98;

hп – КПД пары подшипников = 0,99;

п – кол-во пар зубчатых колес п=4;

к – кол-во пар подшипников к=5;

Определяем силы действующие в зацеплении

радиальные силы

Определяем диаметр вала в зоне установки подшипников

Ведущий шпиндель

где [t]кр – кривая прочности при кручении

a - показатель степени, для конических подшипников = 0,3;

- цилиндрических = 3;

Принимаем dп2=30мм;

Диаметр вала под шестерню dк=30мм;

Подшипник типа 206 ГОСТ8338-75

d=30мм; D=62мм; В=16мм; С=11,5мм;

Принимаем dп1=30мм;

dk1=30 мм;

Подшипник ГОСТ 8338-75 типа 206

d=30мм; D=62мм; В=16мм; С=19,5мм;

Расчет ведущего шпинделя головки

Определяем реакции от силы Fz2.

Определяем опорные реакции от силы Ft2

Суммарные опорные реакции

4.4 Расчет ведущего вала на статическую прочность

Определяем моменты, действующие в наиболее опасном сечении шпинделя.

Суммарный изгибающий момент

Находим действительные значения эквивалентного напряжения в опасном сечении.

где [s] – предел прочности =78,5 Мпа.

Проверка необходимости, расчет шпинделя на выносливость.

где e - фактор выносливости;

s-1 – предел выносливости при изгибе;

Рис.6

Расчетная схема и эпюры подшипников ведущего

шпинделя головки.

Материал шпинделя сталь 45 sв=850 Мпа;

Кs - коэффициент концентрации напряжений Кs=1,65;

N – запас прочности n>1,5; принимаю n=2,0;

Поэтому уточненного расчета на выносливость не требуется.

4.5 Проверка работоспособности подшипников качения

по динамической грузоподъемности.

Подшипники пар А и В воспринимают внешнюю нагрузку FRa=RA=1545н; FRb=Rb=1545н;

Эквивалентная динамическая нагрузка для вида:

К=1,0; y=0; V=1 (вращается внутреннее кольцо);

Кs - коэффициент безопасности = 1,2…1,3;

Kt – температурный коэф. при t<100°С; Kt=1.0;

Динамическая грузоподъемность подшипника.

a - числовой коэф. для роликовых подшипников = 0,3; для шаровых = 3;

Lh – срок службы подшипников Lh=20000…36000час.;

Условие подбора выполняется.

4.6 Проверка работоспособности шпоночного соединения

Для соединения ведомого вала шпинделя с ведомой применяю призматическую шпонку с закругленными краями по ГОСТ 23360-78. Для вала диаметром d=30 мм размеры шпонки: b=8 мм; h=7 мм; t1=4.0 мм; lшп=30 мм.

Основным уравнением расчета шпоночных соединений является проверка работоспособности на смятие.

где Т2 – предельный вращающий момент на смятие, нм;