Выполняя расчет шпиндельного узла, в первую очередь обращают внимание на следующие параметры:
- Надежность передачи на заготовку или инструмент крутящего момента.
- Точность вращения, определяемая радиальными и осевыми биениями переднего конца шпинделя; для станков общего назначения в зависимости от класса точности станка точность вращения должна соответствовать стандартным значениям; для специальных станков она зависит от требуемой точности обработки: ∆≤∆д/3,
где ∆ - биение шпинделя; ∆д - допуск на лимитирующий размер готового изделия. - Жесткость (радиальная и осевая), определяемая отжатиями шпинделя под нагрузкой на переднем конце, H/мкм: і = P/y.
Исходя из нормальной работы подшипников жесткость на участке между опорами ограничивается 250...500 Н/мкм. Возможно также определение жесткости исходя из требований к точности обработки: у≤∆д/3. - Высокие динамические качества (виброустойчивость), определяемые амплитудой колебаний переднего конца шпинделя и частотой собственных колебаний, которая не должна быть ниже 500...600 Гц.
- Минимальные тепловыделения и температурные деформации, которые очень важны при расчете шпиндельного узла. Тепловыделения регламентируются допустимым нагревом подшипников.
- Долговечность, зависящая от долговечности опор, которая в свою очередь во многом определяется эффективностью системы смазывания, уплотнений, частоты вращения, предварительного натяга в подшипниках качения и т. д. Долговечность шпиндельного узла не регламентирована, ее определяют по усталости, износу деталей подшипников или потере смазочных свойств масла.
- Быстрое и точное закрепление инструмента или обрабатываемой детали при автоматизации этой операции.
- Минимальные затраты на изготовление, сборку и эксплуатацию при удовлетворении всех остальных требований.
Расчет конструкции шпиндельного узла зависит от типа и размера станка, класса его точности, предельных параметров процесса обработки (максимальной частоты вращения птах, эффективной мощности привода). Передние концы шпинделей для большинства станков стандартизированы.
Концы шпинделей выполняются фланцевыми (ГОСТ 12595-85, ГОСТ 12593-72) - для токарных, револьверных и шлифовальных станков; резьбовыми (ГОСТ 16868-71) - для токарных, токарно-винторезных и револьверных станков; с конусностью 7:24 (конус Морзе по ГОСТ 25557-82) - для фрезерных, сверлильных и расточных станков; с зажимными цангами (ГОСТ 6945-84, ГОСТ 2876-80) - для токарных автоматов и револьверных станков.
Для шпинделей станков нормальной точности применяются конструкционные стали 45, 50, 40х с поверхностной закалкой (обычно с нагревом ТВЧ) до HRCэ 49,3...57,1, шпиндели сложной формы изготавливаются из сталей 50Х, 40ХГР с объемной закалкой до HRCэ 57,1...61. Для слабонагруженных шпинделей высокоточных станков применяются азотируемые стали 38Х2МОА, 38XBIOA c закалкой до HRCэ 63,9...68,9.
Рис. 1. Точностные и скоростные параметры шпиндельного узла
Тип опор при расчете шпиндельного узла выбирается на основании требований по точности обработки и быстроходности, определяемой скоростным параметром dn, где d - диаметр отверстия под подшипник, мм; n - частота вращения шпинделя, мин(-1). В таблице (рис. 1) приведены данные о точности и скорости шпиндельного узла на разных опорах, а таблице на рис. 2 - характеристика быстроходности опор качения с диаметром отверстия 50...150 мм в зависимости от вида смазки (и - окружная скорость шейки шпинделя).
Рис. 2.. Скоростные характеристики шпиндельного узла при различных смазках
Расстояние между опорами для шпинделей с консольным креплением изделия должно быть равным: для токарных станков не менее 2,5 внутренних диаметров подшипника передней опоры, для кругло- и плоскошлифовальных - не менее 4...5 диаметров передней опоры шпинделя и не менее 1,5 диаметров шлифовального круга, для внутришлифовальных - не менее 4...5 диаметров подшипника передней опоры.
Для всех станков отношение длины шпинделя (от центра задней опоры до переднего фланца) к диаметру передней опорной шейки шпинделя рекомендуется 4,5...6. Длина консоли от передней опоры до крайнего торца изделия или Инструмента должна быть не более (1/5...1/3) I и рекомендуется минимально возможной. При расположении инструмента между опорами расстояние I минимально возможное (для узких шлифовальных кругов примерно равно диаметру круга).
Для определения оптимальных параметров шпиндельных узлов производится расчет жесткости с учетом демпфирующих свойств шпинделя. При этом шпиндель заменяется балкой ступенчато-переменного сечения на податливых точечных опорах, обладающих в общем виде радиальной к угловой жесткостью, не зависящей от нагрузки. Тип опор выбирается в зависимости от типа подшипника. Принято, что радиальные подшипники обладают только радиальной жесткостью; радиально-упорные - радиальной, осевой, угловой; упорные и упорно-радиальные - осевой и угловой жесткостью. При двух шариковых подшипниках расчетная схема имеет вид балки на ножевых опорах (рис. 3, α). Если в передней опоре находятся два шариковых подшипника или один роликовый, можно считать, что в этом сечении шпиндель не имеет поворота (рис. 3, б). Если в передней опоре применен подшипник скольжения (рис. 3, в), он создает реактивный момент Mр = (0,3... 0,35) Мизг (в передней опоре). При двух опорах скольжения (рис. 3, г) сначала необходимо определить прогиб у1 при деформации шпинделя в пределах радиального зазора подшипника, рассматривая его как балку на двух ножевых опорах.
Рис. 3. Расчетные схемы шпиндельных узлов с различными опорами
Если сила вызывает большую деформацию, следует определить прогиб у2 конца шпинделя от той составляющей силы, которая деформирует его как консольную балку с заделкой в передней опоре. Суммарный прогиб у = y1 + у2. К прогибу шпинделя добавляется деформация на упругих опорах, при этом шпиндель рассматривается как жесткое тело.
Действие нагрузки от звеньев привода, которое необходимо учитывать при расчете шпиндельных узлов точных станков, в данных схемах не рассматривается.
На деформацию шпинделя и реакцию в опорах влияет положение приводного зубчатого колеса, передающего вращение на шпиндель. В схеме I (рис. 4) результирующая сила R, определяющая реакции R1 и R2 в передней и задней опорах, равна сумме силы резания Р и нагрузки Q1 на зубчатое колесо. В схеме II R = P - QII.
Рис. 4. Влияние положения приводного зубчатого колеса на деформации переднего конца шпинделя.
Схема II выгоднее, если необходимо уменьшить реакцию в передней опоре, схема І - если требуется минимальный прогиб шпинделя, y1 < y2. Поэтому схема I чаще применяется в точных станках, а схема II - в станках для черновой обработки.
При приближенных проектных расчетах шпиндельного узла, шпиндель заменяют балкой на двух опорах с силой Р, приложенной на консоли, т. е. на расстоянии α от передней опоры (рис. 5, α).
Рис. 5. Изменение расстояния между опорами: α - расчетная схема; б - упругие перемещения шпинделя.
