Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
В зависимости от расположения шпинделей различают станки горизонтальных, вертикальных, наклонных и комбинированных компоновок (например, вертикально- и горизонтально-сверлильные, вертикально- и горизонтально-расточные станки). Компоновочные решения существенно влияют на эксплуатационные качества станков (удобство расположения органов управления, доступность к местам смазки и регулирования, возможность быстрой и удобной разборки станка для ремонта или замены износившихся деталей, вопросы техники безопасности и технической эстетики). Большое влияние на компоновочные решения оказывает технологичность станка.
Обеспечение технико-экономических показателей в значительной степени зависит от выбора компоновки станка.
Точность обработки существенно зависит от выбора компоновки станка, так как последняя влияет на жесткость несущей системы, на тепловой баланс и соответствующие температурные деформации.
Универсальность станка также сильно влияет на окончательный выбор станка. При компоновке необходимо учитывать массу, габариты, транспортабельность, способы закрепления обрабатываемых деталей на данном станке для всего их множества. Кроме того, от компоновки станка зависит и его переналаживаемость.
Компоновка станка оказывает сильное влияние на экономическую эффективность станка, так как от выбора компоновки зависят металлоемкость, трудоемкость изготовления и сборки, занимаемая станком площадь и многие другие виды затрат как при изготовлении станка, так и в процессе его эксплуатации.
В основном можно выделить четыре типа компоновок станков:
- узел инструмента располагается сзади или спереди деталей (кругло шлифовальные, токарные);
- узел инструмента располагается сбоку относительно детали (горизонтально-расточные станки);
- узел инструмента располагается сверху над обрабатываемой деталью (вертикально-сверлильные);
- веерообразное расположение инструмента относительно детали (продольно-фрезерные).
Выбор компоновки станочного оборудования.
Компоновка станка должна обеспечивать заданный набор исполнительных движений, необходимых для формообразования в процессе обработке на станке, поэтому исходным условием разработки компоновки является наличие кинематической схемы станка.
Тип компоновки, как правило, оговаривается в техническом задании, тем не менее, при проектировании необходимо рассмотреть все возможные варианты компоновки и выбрать наилучшую (оптимальную).
Все возможные варианты компоновок станка сводятся в матрицу. В большинстве станков имеется три подвижных блока в соответствии с движением в направление трех координат они XYZ. X, Y, Z – обозначение подвижных блоков.
Подвижные блоки базируются на неподвижном, который обозначается буквой О.
Различные компоновки станков могут получаться в виде сочетания указанных и других букв. Это сочетание называется структурной формулой компоновки. Соседство букв означает наличие подвижных блоков.
Предложено считать, что ось X всегда горизонтальна, а ось Z направлена вдоль оси шпинделя.
Буква, отображающая блок несущий режущий инструмент располагается всегда крайней справа; а буква, отображающая блок, несущий заготовку располагается всегда крайней слева.
Из четырех букв получают 24 компоновки
|
ZYXO |
ZYOX |
ZOYX |
OZXY |
|
ZXYO |
ZXOY |
ZOXY |
OZXY |
|
XZYO |
XZOY |
XOZY |
OXZY |
|
YZXO |
YZOX |
YOZX |
OYZX |
|
XYZO |
XYOZ |
XOYZ |
OXYZ |
|
YXZO |
YXOZ |
YOXZ |
OYXZ |
Пример:
1) OZ 2) XYZO 3) XYOZ
Из полученных компоновок нереализуемые сразу отбрасываются, а рассматриваются только реальные. Далее по критериям:
11.Виды направляющих скольжения и способы регулирования зазора.
Непосредственный контакт сопряженных поверхностей в направляющих скольжения определяет непостоянство и большие силы сопротивления. В зависимости от нагрузки, скорости, вида смазочного материала и его количества направляющие могут работать в режимах трения без смазочного материала и с ним. Существенную разницу для этих направляющих составляют силы трения покоя по сравнению с силами трения движения; последние, в свою очередь, сильно зависят от скорости скольжения. Эта разница приводит к скачкообразному движению узлов при малых скоростях, что крайне нежелательно, особенно для современных станков с ЧПУ. Значительное трение вызывает изнашивание и, следовательно, снижает долговечность направляющих.
Для уменьшения недостатков направляющих с полужидкостной смазкой внедряют специальные антискачковые масла, применяют накладки из антифрикционных материалов.
Достоинства направляющих с полужидкостной смазкой - высокая контактная жесткость и хорошие демпфирующие свойства. Кроме того, они обеспечивают надежную фиксацию подвижного узла станка после его перемещения в заданную позицию.
По виду трения скольжения различают следующие направляющие:
Направляющие скольжения (рис. 2.3) обычно изготовляют из серого чугуна. Чугун используется в тех случаях, когда направляющие выполняются как одно целое со станиной или подвижным узлом. Износостойкость направляющих повышают поверхностной закалкой до твердости 42...56 HRC.
Такие направляющие используют для станков, которые выполняют легкие работы, хорошо защищены от загрязнения, с удовлетворительным смазыванием.
Накладные направляющие изготовляют из стали, закаленной до твердости 58...63 HRC. Чаще всего используют сталь 40Х с закалкой токами высокой частоты (ТВЧ), а также стали 15Х и 20Х с последующей цементацией и закалкой. Перспективным материалом для накладных направляющих скольжения являются пластмассы. Такие направляющие рекомендуются для станков с ЧПУ, станков для крупносерийного и массового производства, легких и средне-универсальных.
Направляющие из наполненного фторопласта.
Наполненные фторопласт- полимерные материал с наполнителем из бронзы, кокса, графита, дисульфида молибдена, играющих роль смазочного материала. Накладки из наполненного фторопласта приклеиваются на направляющие столов, салазок, бабок, поперечин, а так же клинья, регулировочные и прижимные планки. Для направляющих характерна малая сила трения, высокая износостойкость, достаточная жесткость, высокая точность позиционирования. Применяют в станках с ЧПУ, тяжелых и высокоточных.
Гидростатические направляющие
Гидростатические направляющие более широко распространены в металлорежущих станках. Они обеспечивают жидкостную смазку при любых скоростях скольжения, а значит, и равномерность, и высокую чувствительность точных исполнительных движений. Недостатком гидростатических направляющих является сложность системы смазывания и необходимость специальных устройств для фиксации перемещаемого узла в заданной позиции.
По характеру восприятия нагрузки гидростатические направляющие делятся на открытые и замкнутые. Открытые направляющие предназначены для восприятия прижимающих нагрузок, а замкнутые (они же закрытые) могут воспринимать, кроме того, и значительные опрокидывающие моменты.
Гидростатические направляющие имеют карманы, в которые под давлением подается масло. Вытекая наружу через зазор оно создает масляную подушку по всей площади контакта. При этом толщину масляного слоя можно регулировать - это позволяет повысить жесткость открытых(незамкнутых) гидростатических опор.
Гидродинамические направляющие отличаются простотой конструкции, хорошо работают лишь при достаточно больших скоростях скольжения, которым соответствуют скорости главного движения (в продольно-строгальных, карусельных станках). Гидродинамический эффект, т. е. эффект всплывания подвижного узла, создается пологими клиновыми скосами между смазочными канавками, выполненными на рабочей поверхности направляющих. В образованные таким образом сужающиеся зазоры при движении затягивается смазочный материал, и обеспечивается разделение трущихся поверхностей слоем жидкости. Для различных скоростей скольжения и нагрузки существуют свои оптимальные геометрические параметры клинового скоса.
Серьёзным недостатком гидродинамических направляющих является нарушение жидкостной смазки в периоды разгона и торможения подвижного узла.
Разделения трущихся поверхностей в аэростатических направляющих добиваются подачей в карманы воздуха под давлением. В результате между сопряженными поверхностями направляющих образуется воздушная подушка. По конструкции аэростатические направляющие напоминают гидростатические. Рабочую поверхность делят на несколько секций, в которых располагаются карманы. Подвод и распределение воздуха к каждой секции независимые.
Недостатки аэростатических опор и направляющих, по сравнению с гидростатическими, заключаются в малой нагрузочной способности, невысоком демпфировании колебаний, так как вязкость воздуха на четыре порядка меньше вязкости масла, низкими динамическими характеристиками, склонностью к отказам из-за засорения магистралей и рабочего зазора. Динамические характеристики можно улучшить, применяя аэростатические направляющие закрытого типа, а поднять нагрузочную способность за счет автономной системы питания от отдельного компрессора.
Преимущества аэростатических направляющих состоят в том, что они при движении обеспечивают низкий коэффициент трения, а при отключении подачи воздуха очень быстро создается контакт поверхностей с большим трением, обеспечивающим достаточную жесткость фиксации узла станка в заданной позиции. Отпадает необходимость в фиксирующих устройствах, в которых нуждаются гидростатические направляющие.
Устройства для регулирования зазоров в направляющих.
Прижимными планками после пригонки по их базовой поверхности создают необходимые зазоры в горизонтальной плоскости направляющих. Регулировочными планками изменяют зазоры в прямоугольных и трапециевидных направляющих, когда на их боковую плоскость действуют относительно малые силы. Зазоры регулируют винтами или пальцами с эксцентричным элементом. Регулировочные клинья с уклоном от 1:40 до 1:100, перемещаемые в продольном направлении, применяют для направляющих с тяжелыми условиями работы, при необходимости тонкого регулирования зазоров или повышенных требованиях к жесткости. С целью снижения податливости направляющих планку или клин располагают на их менее нагруженной боковой стороне.
12. Кинематический расчет приводов главного движения со сменными и связанными колесами.
Приводы со сменными зубчатыми колесами применяют в станках, в которых частота вращения шпинделя изменяется редко. В некоторых конструкциях главный привод состоит только из одной или двух пар сменных колес, в других сменные колеса входят в состав привода наряду с групповыми передачами других типов (рис. 4.5, а). Сменные колеса обычно образуют основную группу, и соответствующие этой группе лучи расходятся на один интервал (рис. 4.5,6).
Для уменьшения вдвое числа сменных зубчатых колес лучи образуемой ими группы на графике частот вращения располагают симметрично.
В металлорежущих станках кинематические цепи могут быть упрощены применением так называемых связанных зубчатых колес.
Зубчатое колесо называется связанным, если оно принадлежит одновременно двум групповым передачам.
Зубчатое колесо Z5(см. рис. 2) принадлежит как кинематической паре Z5-Z6, так и кинематической паре зубчатых колес Z5 − Z8, т. е. оно участвует в передаче вращения с вала II как на вал III, так и на вал IV. Поэтому это колесо Z5 будет связанным и, чтобы отличать связанные зубчатые колеса от остальных, несвязанных, на кинематических схемах их штрихуют.
Зубчатый механизм, имеющий в своем составе одно связанное колесо, называется односвязным (рис. 2, колесо Z5 и рис. 3, а, колесо Z6 ). Механизм, имеющий два связанных зубчатых колеса, называется двухсвязным (рис. 3, б, связанные колеса Z2; Z4 ). Подобным образом можно получить механизмы с тремя и более связанными зубчатыми колесами. Применение механизмов со связанными зубчатыми колесами позволяет уменьшить число колес и габаритные размеры механизма. Так, механизм с одним связанным колесом Z6 (рис. 3, а) имеет расстояние между крайними зубчатыми колесами l ≥13b, механизм с двумя связанными зубчатыми колесами,Z2, Z4 (рис. 3, б) имеет меньшее расстояние l ≥10b , где b– ширина зубчатого колеса.
13.Геометрические параметры станка. Основные размеры станков различных групп.
Геометрические характеристики.
К геометрическим характеристикам относятся:
- основной размер;
- размеры рабочего пространства (максимальные величины перемещений рабочих органов станка)
- основные присоединительные размеры
- габаритные размеры станка.
Рабочим пространством станка называется пространство в котором размещается обрабатываемая деталь. В любую точку рабочего пространства может быть помещен инструмент при его перемещении и, или перемещении рабочего пространства. Таким образом можно сказать, что размеры рабочего пространства определяются величиной наибольших перемещений исполнительных органов. Присоединительными размерами станка являются размеры поверхностей по которым осуществляется присоединение приспособлений или обрабатываемой детали к рабочим органам станка. К основным размерам, характеризующим токарный станок, относятся наибольший допустимый диаметр обрабатываемой заготовки, высота центров над станиной и расстояние между ними. По этим размерам можно определить максимальные диаметр и длину заготовки, которую можно установить и обработать на данном станке.
К основным размерам, характеризующим токарный станок, относятся наибольший допустимый диаметр обрабатываемой заготовки, высота центров над станиной и расстояние между ними. По этим размерам можно определить максимальные диаметр и длину заготовки, которую можно установить и обработать на данном станке.
Основными размерами фрезерных станков, по которым можно определить возможность установки и обработки конкретных заготовок с определенными габаритами, являются размеры рабочей поверхности стола (длина и ширина) и рабочий ход стола в продольном, поперечном и вертикальном направлениях.
Основные размерные характеристики поперечно-строгальных станков, которые позволяют определить возможность обработки тех или иных заготовок, следующие: размеры рабочей поверхности стола, наибольший и наименьший ход ползуна, наибольшее и наименьшее расстояние между верхней плоскостью стола и ползуном, вылет резца.
Основными размерными характеристиками кругло шлифовальных станков являются наибольший диаметр. Обрабатываемой заготовки и ее наибольшая длина, наибольшие поперечные перемещения шлифовальной бабки
Основные параметры сверлильных станков: максимальный условный диаметр сверления отверстия (по стали); вылет и наибольший ход шпинделя; скорость резания и др.
Основные соотношения станков регламентированы стандартами.
14. Кинематический расчет главных приводов со ступенчатым регулированием. Графики частот вращения, их назначение и принципы построения.
Исходными данными для кинематического расчета главного привода являются частота вращения вала электродвигателя, минимальная частота вращения шпинделя nmin , максимальная частота nmax число ступеней частот z или другие эквивалентные комплексы данных.
Кинематический расчет выполняют следующим образом.
определяют значение знаменателя геометрического ряда частот вращения шпинделя и округляют его до ближайшего стандартного, рекомендуемого для станков данного типа.
С целью повышения КПД привода при работе с высокими частотами вращения переходят к сложенным структурам.
где к — число интервалов между вертикальными линиями, пересекаемыми лучом.
Луч с наклоном вправо изображает повышающую передачу (к> 0), с наклоном влево - понижающую ( к < 0), вертикальный - передачу і= 1. Параллельные лучи изображают одну и ту же передачу. Для обеспечения приемлемых радиальных размеров коробок скоростей вводят ограничения на передаточные отношения передач 1/4 < і < 2, из которых следует ограничение на диапазон регулирования групповой передачи: он не должен быть больше 8. Кроме того, по мере приближения к шпинделю редукция частоты вращения с помощью передач, обеспечивающих минимальную частоту вращения каждого вала, должна возрастать:
желательно, чтобы для каждой групповой передачи соблюдалось соотношение і min, і max= 1
Множительными коробками передач (множительные структуры) называют такие коробки, для которых число скоростей Z получается путем перемножения количества передач, имеющихся в каждой групповой передаче, входящей в состав коробки, т.е. структурная формула для множительных коробок передач запишется
где к – число групповых передач в коробке скоростей или коробке подач.
Сложенной структурой называется такая структура, которая состоит из двух или более кинематических цепей, каждая из которой является множительной структурой. Общее число скоростей привода со сложенной структурой определяется сложением числа скоростей всех кинематических цепей привода. Таким образом, сложенная структура составляется суммой множительных структур.
Структурная формула привода сложенной структуры при двух множительных составляющих структурах будет
Z = Z1 + Z2 ,
где Z – общее число скоростей привода; Z1 , Z2 – число скоростей первой и второй составляющих структур.
График частот вращения главного привода со ступенчатым регулированием и методика его построения
Графики частот вращения строятся на основании оптимальных вариантов структурной формулы и структурной сетки в следующем порядке:
а) на равных расстояниях проводятся горизонтальные линии, изображающие валы проектируемого привода;
б) на равных расстояниях проводятся вертикальные линии и на нижней горизонтальной линии обозначаются частоты вращения шпинделя с порядковыми номерами от n1 до nz;
в) на верхней горизонтальной линии, изображающей вал электродвигателя, откладывается число делений yэ, изображающих частоту вращения электродвигателя nэ;
г) намечается цепь передач в виде лучей для снижения частоты вращения электродвигателя с nэ до минимальной частоты вращения шпинделя n1 в соответствии с разбивкой yэ на отдельные понижающие передачи;
д) проводятся лучи, изображающие передачи каждой групповой передачи согласно структурным формуле и сетке в соответствии с числом ступеней zj и характеристикой xj групповых передач, при этом параллельные лучи изображают одну и ту же передачу при
различных переключениях;
е) около лучей, изображающих передачи, указываются их передаточные отношения i1, i2, i3 и т. д.
15. Расчет шпиндельных узлов на жесткость.
На жесткость рассчитывают шпиндельные узлы всех типов. При этом определяют упругое перемещение шпинделя в сечении его переднего конца, для которого производится стандартная проверка шпиндельного узла на жесткость. Это перемещение принимают в качестве упругого перемещения переднего конца шпинделя.
В перемещении учитывают только деформации тела шпинделя и его опор. Собственные деформации обрабатываемой детали, режущего инструмента, конического или другого соединения инструмента со шпинделем определяют дополнительными расчетами, не относящимися к расчету шпиндельного узла на жесткость.
Находят радиальную и осевую жесткость. При расчете радиальной жесткости все силы приводят к двум взаимно перпендикулярным плоскостям Y и Z, проходящим через ось шпинделя. Вычисляют радиальное перемещение его переднего конца в этих плоскостях, а затем суммарное перемещение
Необходимо учитывать существенное влияние осевой опоры на перемещение переднего конца, что является следствием защемляющего (реактивного) момента, возникающего в осевой опоре и противоположного по знаку моменту нагрузки. Дополнительное радиальное перемещение представляет собой сдвиг переднего конца под действием силы, возникающей как следствие защемляющего момента. Радиальное перемещение шпинделя в заданном сечении, например в плоскости К
где δ1 - перемещение, вызванное изгибом тела шпинделя; δ2 - перемещение, вызванное нежесткостью (податливостью) опор; δ3 — сдвиг, вызванный защемляющим моментом; δ4 — перемещение, вызванное податливостью контакта между кольцами подшипника и поверхностями шпинделя и корпуса.
Смещение переднего конца шпинделя зависит не только от его размеров, жесткости опор, нагрузок, но и от схемы нагружения.
16. Силовые и скоростные параметры станка. Параметры станков с регулируемым и нерегулируемым приводом главного движения.
Скоростные характеристики.
Для осуществления оптимальных режимов резания станки оснащают механизмами для регулирования скорости резания и подачи. Существуют два основных способа регулирования скорости: ступенчатое регулирование и бесступенчатое регулирование.
Ступенчатое регулирование нашло наибольшее распространение в металлорежущих станках и осуществляется при помощи множительных структур, которые создают геометрические ряды частот вращения (скоростей), которые являются экономически предпочтительными.
Обоснование целесообразности применения геометрического ряда для частот вращений шпинделей станков предложено акад. А. В. Гадолиным. Сущность доказательства преимуществ геометрического ряда сводится к следующему. Если рассмотреть два любых соседних значения числа оборотов nk и nk+1, то на лучевой диаграмме (рис. 2.1) они представляются в виде двух наклонных прямых, проходящих через начало координат.
Для некоторого принятого диаметра обработки dо можно осуществить два значения скорости резания Vk иVk+1, но никаких промежуточных знаний станке не будет. В том случае, если необходимая по режимам обработки скорость резания окажется в середине интервала, то абсолютная потеря в скорости определится как:
Основными скоростными характеристиками при ступенчатом регулировании являются:
- диапазон регулирования частот вращения шпинделя для вращательного главного движения - Dn.
Диапазон регулирования определяется по формуле:
Диапазон регулирования скорости перемещения стола, ползуна и т.д.
для поступательного главного движения и диапазон регулирования скоростей подач определяются аналогично.
- знаменатель ряда частот вращений - j.
Для обеспечения необходимого диапазона регулирования возможны различные варианты выбора знаменателя ряда. В станкостроении все значения знаменателей ряда тандартизованы в пределах . Нижний предел для знаменателя ряда очевиден, так как при φ = 1 регулирование становится бесступенчатым, а верхний предел установлен исходя из того,
что наибольшая относительная потеря скорости не должна превышать 50% В станкостроении приняты значения j приведенные в таблице.
Среди всех стандартных значений знаменателя ряда наибольшее распространение в станках получили φ = 1,26; 1,41 и 1,58. Меньшие значения значительно усложняют привод, который не может при этом конкурировать.с бесступенчатым регулированием. Большие значения знаменателя приводят к весьма грубому регулированию, и их используют иногда лишь в специализированных станках. Во второй строке таблице приведены значения возможной наибольшей относительной потери скорости а значит и производительности.
Бесступенчатое регулирование позволяет точно настроить станок на заданный режим резания. Этот тип регулирования осуществляется либо при помощи вариаторов различных систем, либо при помощи регулируемого электропривода. В этом случае к скоростным характеристикам относятся:
- диапазон частот вращения шпинделя (диапазон скоростей перемещения стола, ползуна и т.д.)
- диапазон подач
Данные характеристики определяются как и в случае ступенчатого регулирования. Бесступенчатое регулирование не нашло широкого применения в станках (за исключением станков с числовым программным управлением),так как имеет существенные недостатки: низкий к.п.д вариаторов и высокая стоимость регулируемого электропривода.
Силовые характеристики.
К силовым характеристикам станка относятся:
- мощность привода главного движения;
- мощность привода подач;
- мощность холостого хода;
- крутящие моменты
Мощность привода главного движения определяется силами и скоростями резания
17. Расчетные схемы базовых деталей.
Базовые детали металлорежущих станков служат для создания требуемого пространственного размещения узлов, несущих инструмент и обрабатываемую деталь, и обеспечивают точность, взаимного расположения под нагрузкой. Совокупность базовых деталей между инструментом и заготовкой образует несущую систему станка. К базовым деталям относят станины, основания, колонны, стойки, поперечины, ползуны, траверсы, столы, каретки, суппорты, планшайбы, корпуса шпиндельных бабок и т. п.
Базовые детали станков рассчитывают на жесткость и температурные деформации с точки зрения точности. Жесткость базовых деталей во многом определяет погрешности обработки и характеризуется величиной смещения инструмента относительно заготовки из-за деформаций базовых деталей. Она определяет также работоспособность механизмов станка, которая зависит от распределения давлений в сопряжениях. Жесткость отдельных базовых деталей определяется собственной их жесткостью на изгиб, кручение, сдвиг и т. п
Расчет на жесткость носит приближенный характер. При рассмотрении деформаций деталей типа станин, стоек, поперечин, рукавов, хоботов и т.п. учитывают общие деформации изгиба, сдвига и кручения, как для сплошных брусьев, или, в случае необходимости, деформации, связанные с искажением контура сечения, а также местные деформации направляющих или фланцев.
Для деталей типа плоских столов, плит, суппортов и т.п. определяют главным образом деформации от нагрузки, действующей перпендикулярно их плоскости, рассматривая детали как однородные пластины (если в деталях коробчатой формы нагрузка приложена в плоскости перегородок).
Для деталей типа коробок рассматривают главным образом деформации стенок коробки в плоскости меньшей жесткости. При определении деформаций деталей, перемещаемых по направляющим (суппортов, столов, ползунов и т.п.), их рассматривают как балки на упругом основании, которым являются поверхностные слои направляющих.
Влияние конструктивного оформления элементов (окон, ребер, переменности сечений по длине и т.п.) учитывается введением некоторых приведенных параметров: приведенной толщины стенок, приведенной жесткости и т.д.
Для расчета базовых деталей составляют расчетную схему с действующими нагрузками. Определяют деформации
Расчетные схемы базовых деталей станков:
а) токарного, б) многооперационного, в) сверлильного.
18. Конструкции и расчет передачи винт-гайка качения.
Передача состоит из винта 1, гайки 2, шариков 3 и устройств для возврата шариков (на рисунке не показаны). Обычно применяют передачи с наиболее технологичным полукруглым профилем резьбы. Предварительный натяг, повышающий точность и жесткость передачи, создают осевыми проставками между гайками и винтами, сдвоенной дифференциальной гайкой.
За номинальный размер передачи принимают диаметр dо условного цилиндра, на котором расположены центры шариков. Размеры передачи по ГОСТ 25329-82
Передача с двумя гайками, снабженными зубчатыми венцами. В шариковинтовой механизм входят винт 2 , две гайки 4 и 6, комплект шариков 5, корпус 1.
Устройства для возврата шариков 3 выполнены в виде вкладышей, вставленных в три окна каждой гайки. Вкладыши соединяют два соседних витка винтовой канавки, сдвинуты друг относительно друга в осевом направлении на один ее шаг и разделяют шарики в каждой гайке на три циркулирующие группы, Для тонкого регулирования натяга гайки снабжены зубчатыми венцами на фланцах, которые входят во внутренние зубчатые венцы корпуса. На одном фланце число зубьев на единицу больше, чем на другом. Если венцы обоих фланцев вывести из корпуса, повернуть гайки в одну сторону на одинаковое число зубьев (на неравные углы) и снова соединить зубчатые венцы, можно благодаря небольшому осевому сближению профилей резьбы гаек создать заданный натяг. Применяют корпуса гаек двух форм: цилиндрической с фланцем и призматической с боковой стыковочной плоскостью
Передача с односторонней регулировкой натяга. Шарико-винтовой механизм с односторонней регулировкой натяга удобен в эксплуатации. В его состав входят кольцо 6 и стопорные элементы 5 и 7. На внутренней и наружной цилиндрических поверхностях кольца нарезаны равнорасположенные выемки, В. корпусе 4 гайка 2 застопорена штифтом 1, а гайку 3 при регулировке поворачивают на малый угол с помощью регулировочного механизма. Для этого в нее запрессован стопорный элемент 5, входящий в контакт с одной из внутренних выемок на кольце 6. Другой стопорный элемент 7 вставлен в отверстие корпуса 4 и входит в контакт с одной из наружных выемок на этом кольце. При регулировке натяга стопорный элемент 7 выводится из контакта с кольцом 6, гайка 3 поворачивается, а затем стопорный элемент 7 вводится в соседнюю или более удаленную выемку.
Передача с двумя гайками. В состав передачи входят гайки 1 и 4 с вкладышами 2 для отвода шариков и щетки 5 для очистки ходового винта. Для регулирования натяга одну гайку поворачивают относительно другой и фиксируют с помощью упора 3, снабженного зубцами, как и гайка 4. Смазочный материал подводится к отверстию А.
Расчет.
Передача винт—гайка качения выходит из строя в результате усталости поверхностных слоев шариков, гайки и винта, потери устойчивости винта, износа элементов передачи и снижения точности. Возможными причинами выхода ее из строя являются: слишком большая нагрузка на винт, низкая расчетная долговечность, значительный относительный перекос винта и гайки, неудовлетворительная защита от загрязнений. Цель расчета передачи состоит в определении номинального диаметра винта и в подборе по каталогу такой передачи, которая удовлетворяла бы всем требованиям к работоспособности.
Предварительный выбор параметров передачи. На первом этапе передачу выбирают по осевой нагрузке, конструктивным и технологическим соображениям, на втором проверяют по усталости рабочих поверхностей винта и гайки, по критериям устойчивости и осевой жесткости.
Предельно допустимая нормальная статическая нагрузка на один шарик. Эту нагрузку (Н) определяют по зависимости
где kq — коэффициент, зависящий от допустимого контактного напряжения на поверхности шарика
Статическая грузоподъемность передачи. Статическая грузоподъемность Cо - это предельно допустимая осевая нагрузка на винт, в результате действия которой возникает общая остаточная деформация тел качения, гайки и винта в наиболее нагруженной зоне контакта, равная 0,0001 диаметра тела качения.
где zp - расчетное число шариков в одном витке резьбы; u — число витков в гайке; а - угол контакта шарика с винтом и гайкой.
Расчет силы предварительного натяга. Предварительный натяг, повышая осевую жесткость передачи, увеличивает момент холостого хода и снижает ее долговечность. Поэтому сила предварительного натяга должна быть выбрана обоснованно.
За минимально допустимую силу натяга Pmin (Н), отнесенную к одному шарику, принимают такую силу, которая обеспечивает сохранение предварительного натяга в винтовой передаче при действии продольной силы Q
Наибольшая допустимая сила натяга, отнесенная к одному шарику, при которой сохраняется статическая прочность механизма
В зависимости от требуемой жесткости передачи, ее долговечности, допускаемого нагрева винта и особенностей измерительного преобразователя перемещений силу натяга выбирают в этом интервале.
Расчет передачи на динамическую грузоподъемность. Динамической грузоподъемностью передачи С называют такую постоянную осевую нагрузку которую должен выдержать шарико-винтовой механизм в течение 106 оборотов. Если в шарико-винтовой механизм входят две гайки, эквивалентную нагрузку находят для каждой из них.
зависимость для вычисления требуемой динамической грузоподъемности одного витка. Чтобы учесть характер нагрузки на механизм и свойства материалов, из которых изготовлены его детали, в выражение вводят соответствующие поправочные коэффициенты fw и fR:
Расчет винта на устойчивость по критической осевой силе. Если достаточно длинный винт работает на сжатие, его проверяют на устойчивость при наибольшем тяговом усилии Qmax принимаемом за критическую силу. С
учетом того что момент инерции сечения винта I определяют не для минимального его диаметра, а условного dQ, получают приближенную зависимость
где Е - модуль упругости материала винта; I - момент инерции сечения винта; μ — коэффициент, зависящий от характера заделки концов винта; l - наибольшее расстояние между гайкой и опорой винта.
Расчет винта на устойчивость по критической частоте вращения. В моменты быстрых перемещений рабочего органа станка, когда винт вращается с высокой частотой, центробежные силы могут вызвать потерю его устойчивости, что проявляется в наступлении вибраций. Критическая частота вращения винта (об/мин)
где d - внутренний диаметр резьбы винта, мм; v — коэффициент, зависящий от способа заделки винта, κ- коэффициент запаса; l - расстояние между опорами винта, мм.
Расчет на жесткость. Осевая жесткость привода оказывает влияние на возможность возникновения его резонансных колебаний.
Наименьшая жесткость ходового винта зависит от способа установки его на опорах. При одностороннем закреплении, а также в случае, когда один конец винта защемлен, а второй размещен на шарнирной опоре,
Минимальная жесткость ходового винта с обоими защемленными концами
29. Особенности и назначение приводов подач
Привод подачи необходим для перемещения инструмента относительно заготовки для формирования обрабатываемой поверхности. У подавляющего большинства станков привод подачи сообщает узлу станка прямолинейное движение. Сочетанием нескольких прямолинейных, а иногда и вращательных движений можно реализовать любую пространственную траекторию.
Коробки подач предназначены для изменения скорости и направления подач при обработке на станках. Коробки подач чаще всего получают движения от шпинделя станка или от отдельного электродвигателя. Различают К.П.:
Кроме применения механизмов зубчатыми передачами можно изменять передачу и другими способами (электрическим или гидравлическим путем, храповым или кулачково-рычажным механизмом и т.д.). Для получения КП с заданными характеристиками применяют сочетание выше перечисленных механизмов.
Со встроенными ступенчатыми конусами колес и вытяжной шпонкой
+ компактность (до 10-и передач в одной группе)
+ возможность применения косозубых ЗК
+ управление одной рукояткой
- ограничение передачи крутящих моментов
- не жесткость
- износ, вибрации, шумы
Нортоновский механизм с накидной шестерней
+ компактность
+ управление одной рукояткой
- ограничение передаваемых крутящих моментов
- не жесткость
- износ, вибрации, шумы
Механизм Меандра
+ компактность
+ возможность применения косозубых ЗК
+ управление одной рукояткой
- вибрации, шумы
Гитара сменных колес
Узел станка, предназначенный для изменения скорости подачи с любой степенью точности. Каждую гитару снабжают определенным комплектом ЗК (сменным). Гитару сменных колес применяют в приводах делительных степей и обкатки, при нарезании резьбы.
Дифференцированные механизмы являются разновидностью планетарных передач и применяются для получения широкого диапазона передаточных отношений и для суммирования, и 2-х движений, передающихся от двух независимых источников на одно звено (ведомое). Передача с двумя степенями свободы в дифференциале позволяет получать движения от двух ведущих звеньев на одно ведомое. Из трех звеньев в дифференциале любые два могут быть ведущими, а третье ведомым.
30.Расчет сил сопротивления при различных направляющих скольжения и качения.
31. Графоаналитический метод расчета привода главного движения со ступенчатым регулированием.
Этот расчет заключается в разработке структуры привода главного движения (ПГД), распределение передаточных отношений между кинематическими группами и их оптимизация с последующим подбором числа зубьев колес и шестерен всех передач и диаметральных размеров шкивов. Завершается расчет построением наиболее рационального варианта картины частот вращения и кинематической схемы привода.
Определение числа ступеней скорости привода
По картине распределения эксплуатационных характеристик (рис. 2. 1) с учетом корректировки границ, определяем диапазон регулирования привода по формуле (2. 2). Но прежде определим расчетную частоту вращения по формуле (2. 1).
Диапазон регулирования двигателя определим по формуле (2.3).
Число ступеней скорости определяем по формуле (2.4).
Нахождение передаточных отношений передач
Для нахождения передаточных отношений передач используем комбинацию аналитического и графического методов.
Для вычисления максимального передаточного отношения привода воспользуемся формулой (2.5)
Полученное численное значение Imax искусственно разбиваем на сомножители, пользуясь предпочтительными значениями передаточных отношений для зубчатых передач.
Строим картину частот вращения (рис. 2. 2)
Рис.2.2. Картина частот вращения
Определяем передаточные отношения:
Определение числа зубьев колес и шестерен
Определив передаточные отношения, находим числа зубьев колес и шестерен. При неизменном модуле всех передач любой группы процедура подбора осуществляется по критерию обеспечения постоянства суммы зубьев. Рекомендуется принимать сумму зубьев в пределах 72...108 с увеличением ее значения по мере приближения к шпинделю. Причем минимальное число зубьев отдельных шестерен ограничивается значением zmin > 20.
Определение числа зубьев производим по таблице. [15]
принимаем S zi =85, получаем z1 =26; z1 =59.
принимаем S zi =85, получаем z3 =33; z4 =52.
Построение картины частот вращения и кинематической схемы привода
Рис. 2. 3. Картина частот вращения
32. Конструкции механизмов переключения скоростей
Типовые механизмы для ступенчатого регулирования приводов главного движения
Достоинства: простота конструкции и регулирования, бесшумность, демпфирующие свойства.
Недостатки: проскальзывание ремня, узкий диапазон скоростей, невозможность переключения при работающем электродвигателе, ограниченный крутящий момент.
Типовые механизмы коробок скоростей
+ простота конструкции и регулирования
+ возможность передачи большого крутящего момента
- вибрация
- количество теплоты
- ограниченный диапазон регулирования
- дорогое изделие
+ большие крутящие моменты при маленьких радиальных размерах
+ простота регулирования
- вибрация
- количество теплоты
- ограниченный диапазон регулирования
- дорогое изделие
Коробки скоростей с кулачковыми муфтами
+ маленькие силы на переключение
+ возможность использования косозубых колес (меньше вибрации и шума)
+ большие крутящие моменты
+ не большие габариты муфт
- невозможность переключения на ходу без специальных устройств (синхронизаторов)
- повышенный шум
Коробки скоростей с фрикционными муфтами
+ возможность переключения без остановки привода
+ выполняет предохранительные функции
- повышенный износ
- большие габаритные размеры
- не высокий КПД
- в момент переключения повышенное выделение теплоты
33. Классификация МС и станочных систем. Движения в станках
МС – это машина для размерной обработки заготовок, в основном путём снятия стружки.
Классификация:
1.по степени специализации:
а) универсальные – для выполнения разнообразных операций по изготовлению деталей широкой номенклатуры
б) специализированные – предназначены для изготовления деталей сходной конфигурации, но отличающихся размерами (зубофрезерный станок)
в) специальные – предназначены для изготовления одной определённой детали (гайконарезной)
2.по степени точности:
а) нормальной (Н)
б) повышенной (П)
в) высокой (В)
г) особо высокоточной (А)
д) особоточной (мастер станки) (С)
3.по степени автоматизации:
а) механизированные (автомат и полуавтомат)
б) автоматизированные
ПА – станок с автоматическим циклом работы, для повторения которого требуется вмешательство рабочего.
А - станок с автоматическим циклом работы, для повторения которого не требуется вмешательство рабочего.
4) по массе:
а) лёгкие (до1 т.)
б) средние (до10 т.)
в) тяжелые (св. 10 т.)
Виды движений – основные (главное и движение подачи), и вспомогательные (движения, которое необходимо для подготовки процесса резания).
Главное (Дr) – прямолинейное поступательное или вращательное движение заготовки или режущего инструмента, происходящего с наибольшей скоростью в процессе резания.
У станков токарной группы Дr – это вращение заготовки. У сверлильных, фрезерных, шлифовальных, - вращение инструмента. У протяжных, долбёжных – прямолинейное поступательное или возвратно-поступательное движение инструмента.
Движение подачи (Дs) – прямолинейно-поступательное или вращательное движения режущего инструмента или заготовки, скорость которого меньше главного движения, предназначенная для распространения процесса снятия слоя материала на всю обработанную поверхность. Поверхности можно рассматривать как непрерывное множество положений, движущейся производящей линии, называется образующей. По другой производящей линии – направляющей.
– все рассмотренные выше поверхности являются обратимыми, так как их форма не изменяется при перемене мест образующей и направляющей.
34. Область применения простой множительной структуры
(диапазон больше ¼ но меньше 2)
35. Виды направляющих качения, их расчет и способы создания предварительного натяга
ОТВЕТ БЕЗ РАСЧЕТА!
12.1. СВОЙСТВА НАПРАВЛЯЮЩИХ КАЧЕНИЯ
Для направляющих качения характерны низкая сила трения (10...40 Н) и ее независимость от скорости рабочего органа, благодаря чему достигаются равномерность медленных движений, снижение мощности привода подачи и высокая точность позиционирования (зона несувствительности направляющих качения по сравнению с парой трения чугун-^чугун снижается в 10— 12 раз). Значительно меньшая, чем в направляющих с гидростатической смазкой, переориентация рабочего органа обусловливается только податливостью направляющих, которая значительно ниже податливости направляющих других типов. Для направляющих качения характерна высокая долговечность, так как при хорошей защите их износ на порядок ниже, чем износ направляющих полужидкостного трения. К недостаткам направляющих качения относятся низкое демпфирование в направлении движения при малых скоростях движения и сравнительно высокая стоимость.
Направляющие качения применяют в обрабатывающих центрах сверлиль-но-фрезерно-расточной группы, станках с ЧПУ высокой точности малых и средних размеров, круглошлифовальных, бесцентрово-шлифовальных станках.
12.2. НАПРАВЛЯЮЩИЕ БЕЗ ЦИРКУЛЯЦИИ ТЕЛ КАЧЕНИЯ
Конструкции направляющих. В конструкцию направляющих входят закаленные планки, прикрепляемые к столу и станине, тела качения (шарики или ролики), сепараторы, устройства для создания предварительного натяга и для защиты направляющих от загрязнений.
Направляющие без циркуляции тел качения применяются при небольшой длине хода узла (до 1 м).
Направляющие бывают незамкнутыми и замкнутыми. Отрыву подвижного узла, установленного на незамкнутых направляющих (рис. 12.1, а, б), препятствуют его сила тяжести и вертикальная составляющая силы резания. Незамкнутые направляющие качения могут быть только горизонтальными. Замкнутые направляющие (рис. 12.1, в-е) сложнее и дороже незамкнутых, однако благодаря создаваемому натягу обладают высокой точностью и жесткостью. Они могут быть не только горизонтальными, но и вертикальными, и наклонными.
В конструкциях направляющих качения используются поверхности тех же форм, что и в направляющих скольжения. Применение шариков или роликов дает большое число их исполнений.
Шариковые направляющие со встречными призмами (рис. 12.1, в) отличаются простотой конструкции, однако не могут воспринимать больших нагрузок и легко повреждаются в результате перетяжки элементов, регулирующих натяг. Направляющие типа "ласточкин хвост" (рис. 12.1, г) по сравнению с другими имеют более высокую жесткость, хорошо регулируются, но отличаются сложностью в изготовлении; применяются при малой и средней мае-
Рис. 12.2.
12.3. НАПРАВЛЯЮЩИЕ С ЦИРКУЛЯЦИЕЙ ТЕЛ КАЧЕНИЯ
Направляющие с роликовыми опорами. Направляющие, оснащенные комплектными элементами в виде роликовых опор, применяются в станках с ЧПУ, узлы которых при значительных нагрузках имеют большой ход.
Роликовая опора Р88 включает направляющую (корпус) 1 (рис. 1г.5), циркулирующие вокруг нее ролики 2, препятствующие выпаданию роликов обоймы 4, винты 5 и штифты 6 для крепления обоймы к направляющей 1, а также винты 3 и штифты 7 для крепления опоры к подвижному узлу станка. Стандартные роликовые опоры бывают нормальной Р88, узкой Р88У и широкой Р88Ш серий (табл. 12.5).
Нагрузочная способность роликовой опоры характеризуется допускаемой по контактной прочности длительно действующей на нее нагрузкой, значения которой при работе в паре со стальными направляющими твердостью 58 НКСэ приведены в табл. 12.5.
При большой скорости узлов, особенно при наличии перекосов опор и неравномерном нагружений роликов, нагрузочная способность роликовой опоры характеризуется нагрузкой, допускаемой по контактной выносливости поверхностных слоев. Эта нагрузка обусловливается требуемым числом циклов нагружений каждой точки ее рабочих поверхностей, которое пропорционально пути 5, проходимому рабочим органом станка. Базовая нагрузка Р-, соответствующая базовому пути 5б = 250 км, при твердости рабочих поверхностей направляющих не ниже 60 ИКС приведена ниже:
46. Определение расчетных нагрузок на привод станка.
Важнейшей характеристикой главного привода с бесступенчатым регулированием скорости является номинальный расчетный крутящий момент на шпинделе Мн.р принимаемый за исходную нагрузку при расчете передач на усталостную прочность. Значение Мн.р (Н-м) задается в исходных данных
или определяется по приближенным эмпирическим зависимостям. Для главного привода токарных станков
Мн.р=С1С2Dmax
где С1 - коэффициент, учитывающий силу резания; С2 — коэффициент, учитывающий колебания силы резания, зависящие от типа соединения привода со шпинделем или шпиндельной бабкой; Dmax— наибольший диаметр обрабатываемой на станке заготовки, м.
Для главных приводов полуавтоматов с ЧПУ эти значения С1 следуег увеличить в 1,2-1,25 раза.
Если шпиндельная бабка соединена с редуктором или автоматической коробкой скоростей ременной передачей, С2 = 0,85. Для других конструкций C2=1.
Для главного привода токарно-карусельных станков М = 20 000 Dmax 1,5 .
При проектировании главного привода фрезерных, сверлильно-фрезерных и сверлильно-фрезерно-расточных станков за расчетную нагрузку принимают крутящий момент (Н-м) на шпинделе при обработке твердосплавной торцевой фрезой:
Мн.р=С3tSzzk
где С3 - коэффициент,учитывающий удельный крутящий момент (табл. 5,2); t - глубина резания, мм; S2 - подача на зуб, мм/зуб (г и соответствуют предельному для данного станка сечению среза); z — число зубьев торцевой твердосплавной фрезы максимального диаметра; к = 1,1 ...1,4 — коэффициент динамической нагрузки при фрезеровании (большие значения используются при меньших диаметрах фрезы) .
Расчетные нагрузки на элементы привода. Номинальный расчетный момент на шпинделе MR р представляет собой наибольшую длительно действующую нагрузку. Исходя из Мн.р и кинематических связей, определяют расчетный момент Мн.рj на каждом j-м элементе привода (на валах, в ременных передачах и т.д.) /Используя моменты Мн.рj производят расчет элементов привода на выносливость.
Так как входные элементы главного привода — первый вал автоматической коробки скоростей, зубчатые передачи между первым и следующим валом — подвержены значительным перегрузкам, расчет их на выносливость производят с использованием расчетного момента (1,3...1,5) Мн.рj [ 81].
Шпиндельный узел и патрон рекомендуется рассчитывать, исходя из момента, в 3-4 раза превосходящего Мн.р.
Чтобы учесть динамические нагрузки при переходных процессах, (при пуске и торможении), а также кратковременные перегрузки в процессе резания, выполняют расчет передач и деталей на малоцикловую или ударно-цикловую прочность. При этом элементы, связанные с первым валом автоматической коробки скоростей, следует рассчитывать с использованием момента, равного контрольному моменту Мк находящихся на нем электромагнитных муфт,
но не превосходящего Мн.рj . Число циклов действующей нагрузки принимают равным 105. Элементы, находящиеся в шпиндельной бабке или на последнем валу автоматической коробки скоростей, рекомендуется рассчитывать, исходя из момента М = Мк n1/n , где n1 - частота вращения первого
вала коробки скоростей, об/мин; n - частота вращения рассчитываемого элемента, об/мин. При этом расчетный момент М берут меньше (1,3...1,4) Мк и число циклов действующей нагрузки равным 105,
47. Гидростатические и гидродинамические направляющие и их конструкции.
Гидродинамический эффект (эффект всплывания подвижного узла) создается клиновыми скосами выполненными на рабочей поверхности направляющих. В образованные зазоры при движении затягивается масло, разделяя трущиеся поверхности.
Преимущества – простота конструкции, хорошая работа при высоких скоростях скольжения.
Недостаток – нарушение жидкостной смазки в периоды разгона и торможения подвижного узла. Применяются в продольно-строгальных, карусельных станках.
Открытые Замкнутые
Гидростатические направляющие имеют карманы, куда под давлением подается масло. Вытекая через зазор h, оно создает масляную подушку. По характеру воспринимаемой нагрузки направляющие делятся на открытые и замкнутые.
Открытые – для восприятия прижимных нагрузок. Замкнутые – воспринимают опрокидывающие моменты.
Применяются в карусельных, продольно-фрезерных станках.
Грузоподъемная сила.
, где
Q – расход смазочного материала;
F – площадь опоры;
КF и Кg – коэффициенты геометрических параметров опоры и кармана;
h – зазор;
μ – коэффициент динамической вязкости.
Преимущества – обеспечивают смазку при любых скоростях резания.
Недостатки – сложность системы смазывания.
48. Расчет требуемых частот вращения и крутящих моментов двигателей привода подач при различных режимах работы.
Определение скорости вращения ротора двигателя. Скорость движения рабочего органа станка v (мм/мин) равна скорости минутной подачи. Передаточное отношение редуктора i определяется как отношение частоты вращения его выходного вала nв к частоте вращения nд вала двигателя. Когда конечным звеном привода служит передача винт-гайка с шагом р, частота вращения вала двигателя определяется по зависимости
nд =v/(pi)
При применении передачи рейка-шестерня
nд =v/(πDi)
где D— делительный диаметр зубчатого колеса, мм.
В частности, минимальной и максимальной vmax скоростям рабочей подачи стола или суппорта (мм/мин) соответствуют минимальная и максимальная рабочие частоты двигателя (об/мин) :
49. Кинематический расчет главных приводов при электромеханическом бесступенчатом регулировании и их графики частот вращения.
Исходными данными для кинематического расчета привода являются: выбранная структура привода (рис. 5.2), предельные частоты вращения шпинделя nmin и nmах , предельные и номинальная частоты вращения электродвигателя nдmin , nдмах, nд. н, знаменатель ряда передаточных отношений передач коробки скоростей ^ , передаточное отношение постоянной ременной передачи i (или двух ременных передач - в зависимости от структуры привода) . Необходимо определить число ступеней коробки скоростей, передаточные отношения ее передач и числа зубьев колес.
Если в приводе применен электродвигатель постоянного тока с двухзонным регулированием, диапазон его регулирования при постоянном моменте равен, при постоянной мощности — Rд p, диапазон регулирования механической коробки скоростей — то общий диапазон регулирования двигателя (электрического регулирования привода)
диапазон регулирования привода
Отсюда
50. Условия выбора двигателя привода подач по приведенным моментам.
При проектировании привода задают цикл его работы. При этом указывают последовательность движений, определяют их длительность, задают время разгона (торможения), длительность пауз, число включений двигателя в течение часа. Находят силы резания при выполнении на станке разных операций, силу тяжести перемещающихся узлов, силы инерции, возникающие при разгоне и торможении стола или суппорта. Вычисляют силу трения в направляющих, а также момент холостого хода в механической части привода. Определяют приведенный к валу двигателя статический момент сопротивления привода, обусловленный силами трения:
M с =M х.х +М т.н +М т.в +М т.п ,
где М х.х — момент холостого хода редуктора, Нм;— М т.н, М т.в, М т.п-приведенные к валу двигателя моменты от силы трения в направляющих, в винтовом механизме и в опорах ходового винта, Нм.
Если в приводе применена винтовая передача скольжения, М т.н, М т.в находят по зависимостям (9.4), (9.5) при ὴв = 0,3...0,4. Когда конечным звеном привода подачи является передача зубчатое колесо—рейка,
Мт.н=F т.н D i/2 ὴк ὴр
где FT сила трения в направляющих, Н; D — делительный диаметр реечного колёса, м; i — передаточное отношение редуктора; ὴк ~ КПД передачи зубчатое колесо—рейка; ὴр -КПД редуктора.
Для определения приведенных к валу двигателя моментов Мр и MG от силы резания и силы тяжести перемещающихся узлов находят проекции Р и Gsina этих сил на направление движения подачи (а — угол между этим направлением и горизонтальной плоскостью). Если тяговым механизмом привода служит передача винт—гайка скольжения, моменты Мр и MG находят по зависимостям (9.2) и (9.3) при ὴв = 0,3...0,4. В случае применения передачи зубчатое колесо—рейка
Мр=P D i/2 ὴк ὴр
МG=G D i sinα/2 ὴк ὴр
Суммарный приведенный к валу двигателя момент статического сопротивления привода (Н) в периоды цикла, когда выполняется резание,
M∑=Mc+Mp+MG= Mх.х +Мт.н +Мт.в+Мт.п+Мр+МG
51. Основные конструктивные параметры шпиндельных узлов и их расчет.
Основные конструктивные параметры шпинделя – диаметральные и длиновые размеры определяют расчетом или по прототипу – известной конструкции шпиндельного узла станка такого же назначения. В конечном счете необходимо определить (см. рис. 2):
При определении рассматриваемых параметров по прототипу сначала из типовых конструкций шпиндельных узлов (см. Приложение) выбирают прототип. Затем, задавшись стандартным значением диаметрального размера конца шпинделя (см. табл. 1), по соотношениям между ним и другими размерами определяют все необходимые диаметральные (dп, dз, dп.к, dм, i, d0, k) и длиновые (a, b) размеры.
Таблица 1
Основные типы концов шпинделей
|
Конструктивное исполнение |
ГОСТ, применение |
|||||||||
|
ГОСТ 12595-85 |
||||||||||
|
D |
100 |
112 |
135 |
170 |
220 |
290 |
380 |
520 |
725 |
|
|
ГОСТ 15945-82, |
||||||||||
|
D |
31,75 |
44,45 |
69,85 |
107,95 |
||||||
|
Сверлильные и расточные станки |
||||||||||
|
D |
25 |
35 |
45 |
60 |
80 |
110 |
150 |
200 |
250 |
300 |
|
ГОСТ 16868-71 |
||||||||||
|
D |
3 |
4 |
5 |
6 |
8 |
10 |
13 |
16 |
20 |
Полученные таким образом размеры шпиндельного узла проверяют и уточняют при расчетах, одним из основных из которых является расчет на жесткость.
При расчете шпиндель рассматривается как балка на двух опорах А и В (см. рис. 3), нагруженная силами резания Р, приложенной к консольной части. В уточненных расчетах необходимо учитывать силу Q приводной (прежде всего зубчатой) передачи, прикладываемой обычно на участке между опорами.
Рис. 3. Расчетная схема шпиндельного узла
Рассмотрим расчет радиальной жесткости шпиндельного узла в соответствии с расчетной схемой рис. 3 и на этой основе – оптимизацию расположения опор шпинделя.
Смещение y в радиальном направлении конца (консольной части) шпинделя под нагрузкой Р можно в первом приближении представить как сумму:
При этом смещение y1 можно определить
или
|
, |
(1) |
где = – относительная длина пролета;
, – деформации опор А и В;
, – радиальная жесткость опор;
, – реакции опор, получаемые из равенств нулю суммы моментов сил относительно точек (опор) А и В балки рис. 3: , .
Подставив приведенные выше выражения для, , , в уравнение (1), получим:
|
(2) |
Прогиб y2 конца шпинделя как упругой балки можно найти по формуле:
|
, |
(3) |
где – условная жесткость консольной части шпинделя,
– осредненный момент инерции участка шпинделя между опорами,
– то же для консольной части шпинделя (на длине «а»),
Е – модуль упругости материала шпинделя (для сталей типа 40Х, 38ХМЮА, из которых изготавливают шпиндели, ориентировочно Е = 2106 кГ/см2.
Величины , определяются из выражений:
,
где , , причем
, – средние наружные диаметры для межопорного и консольного участков шпинделя длиной b и a соответственно:
,
, – средние диаметры отверстий для межопорного и консольного участков шпинделя длиной b и a соответственно (определяются аналогично , ),
, – диаметры и длины каждой из степеней шпинделя на межопорном и консольном участках шпинделя соответственно (с числом ступеней n и m).
В результате суммарное смещение конца (консольной части) шпинделя y будет с учетом выражений (2) и (3)
.
Тогда общая податливость шпиндельного узла с – величина, обратная жесткости узла j:
|
(4) |
Оптимальная величина (см. выше) соответствует минимуму функции с (выражения (4)), т.е. максимуму жесткости шпиндельного узла j. Она определяется из условия равенства первой производной нулю:
,
т.е. кубического уравнения:
|
(5) |
Графический смысл решаемой задачи виден на рис. 4 (заштрихована область оптимума).
Величина жесткости шпиндельного узла j при оптимальном соотношении может быть найдена из выражения (4).
Рис. 4. Смещения конца шпинделя
52. Назначение и виды базовых деталей и предъявляемые требования.
Базовые детали металлорежущих станков служат для создания требуемого пространственного размещения узлов, несущих инструмент и обрабатываемую деталь, и обеспечивают точность, взаимного расположения под нагрузкой. Совокупность базовых деталей между инструментом и заготовкой образует несущую систему станка. К базовым деталям относят станины, основания, колонны, стойки, поперечины, ползуны, траверсы, столы, каретки, суппорты, планшайбы, корпуса шпиндельных бабок и т. п. (рис. 1.1).
Рис.1.1. Базовые детали фрезерно-расточного станка
По форме они условно могут быть разделены на три группы: брусья — детали, у которых один габаритный размер больше двух других; пластины, у которых один размер значительно меньше двух Других; коробки — габаритные размеры одного порядка.
Направляющие обеспечивают правильность траектории движения заготовки и (или) инструмента и точность перестановки узлов. Во многих случаях направляющие выполняют как одно целое с базовыми деталями. Базовые детали и направляющие должны иметь:
-первоначальную точность изготовления всех ответственных поверхностей для обеспечения требуемой геометрической точности высокую жесткость, определяемую контактными деформациями подвижных и неподвижных стыков, местными деформациями и деформациями самих базовых деталей;
-высокие демпфирующие свойства, т. е. способность гасить колебания между инструментом и заготовкой от действия различных источников вибраций;
-долговечность, которая выражается в стабильности формы базовых деталей и способности направляющих сохранять первоначальную точность в течение заданного срока эксплуатации.
Кроме того, базовые детали должны иметь малые температурные деформации, из-за которых могут произойти относительные смещения между инструментом и заготовкой, а направляющие должны обладать малой величиной и постоянством сил трения, так как от этого зависит точность позиционирования узлов станка. Перечисленные основные требования, предъявляемые к базовым деталям и направляющим станков, могут быть удовлетворены при правильном выборе материала и конструктивными принципами, которые являются общими, несмотря на многообразие форм.
Конструирование базовых деталей — это поиск компромиссного решения между противоречивыми требованиями: создание конструкций жестких, но имеющих малую массу; простых по конфигурации, но обеспечивающих высокую точность; дающих экономию металла, но учитывающих возможности литейной технологии при проектировании литых конструкций и возможности технологии сварных конструкций. Конструирование базовых деталей во многом опирается на богатый опыт, накопленный за долгие годы, как в нашей стране, так и за рубежом.
53. Особенности расчета момента на шпинделе и на валах главного привода с бесступенчатым регулированием.максимальный крутящий момент на шпинделе:
54. Основные технические характеристики станка.
Основными техническими характеристиками, определяющими производственные возможности станка, являются:
Её определяют числом оборотов шпинделя и значением подач рабочего исполнительного органа. Рассмотрим цепь главного движения. Предельные числа оборотов шпинделя определяют:
nmax = 1000 Vmax / π dmin
nmin = 1000 Vmin / π dmax
где Vmax и Vmin – предельные скорости резания (м/мин),
dmax и dmin – предельные диаметры обработки (или инструментов) (мм).
Предельные скорости резания выбираются на основе теории резания. При определении Vmax принимают глубину резания и подачу наименьшими – чистовая обработка. При определении Vmin принимают глубину резания и подачу наибольшими – черновая обработка.
Максимальный диаметр обработки dmax (или инструмента) по некоторым группам станков регламентируются соответствующими ГОСТами, а минимальный диаметр dmin принимают из соотношения dmax / dmin < 4 8.
2. Силовая характеристика.
Силовые параметры процесса резания – усилия резания и мощность резания обеспечиваются механизмами станка.
Мощность электродвигателей характеризует возможность станка обеспечить требуемые нагрузки.
Nдв = Nэ/η + Nх
где Nэ – мощность затрачиваемая на резание; Nх – мощность холостого хода; η – КПД цепей, связывающих двигатель с рабочими органами станка.
Величина η при предварительных расчетах принимается:
η = 0,7 0,85 – для станков с вращающимся главным движением.
η = 0,6 0,7 – для станков с возвратно-поступательным главным движением.
Nх – это мощность, затрачиваемая источником энергии на вращение привода при отсутствии полезной нагрузки.
Эта мощность затрачивается:
Точное расчетное определение Nx при различных скоростях шпинделя является весьма затруднительным, поэтому для приближенных расчетов используют формулу:
Nx = Kм · dср/105 · (nI + nII + ....Kшп · dшп/dср · nшп)
кВт
где Kм = 3 6 (меньшие значения для простых схем) – коэффициент, характеризующий конструкцию элементов привода и качества изготовления;
nI + nII … - числа оборотов промежуточных валов привода, соответствующие данной скорости шпинделя;
dср – средний диаметр всех промежуточных валов привода (см);
dшп – диаметр шпинделя в передней опоре (см);
Кшп – коэффициент, учитывающий дополнительные потери в шпиндельном узле; при подшипниках скольжения Кшп = 2; при подшипниках качения Кшп = 1,5.
Эффективная мощность резания.
кВт
Nэ = Pz · V / 102 · 60 + Pт · Sм / 102 · 60 · 1000
мощность на мощность на
вращение детали подачу
Pz – тангенциальная составляющая усилия резания (кг);
V – скорость резания (м/мин);
Sм – минутная подача (мм/мин);
Рт – тяговая сила подачи (кг);
Затраты мощности на подачу невелики:
При отдельных двигателях для главного движения и подачи, необходимую мощность подсчитывают отдельно.
Вообще тяговую силу Рт можно определить по формулам, данным в нормали станкостроения Н48-61.
Для продольных суппортов токарных станков с призматическими или комбинированными направляющими:
Рт = kРх + f '(Рz + G)
Для продольных суппортов токарных и револьверных станков и столов фрезерных станков с прямоугольными направляющими:
Рz
Рт = kРх + f '(Рz + Рy + G)
Рy
Для столов фрезерных станков с направляющими в форме ласточкиного хвоста:
Рт = kРх + f '(Рz + 2Рy + G)
Для шпинделей сверлильных станков:
Рт = (1 + 0,5f)Рх + f 2Мк/d ≈ Рх + f 2Мк/d
где Рх – составляющая силы резания в направлении подачи (кг);
Pz – составляющая силы резания, прижимающая каретку суппорта или стол к направляющим (кг);
Py – составляющая силы резания, отрывающая каретку суппорта или стол от направляющих (кг);
G – вес перемещаемых частей (кг)
Мк – крутящий момент на шпинделе (кг · мм);
d – диаметр шпинделя (мм);
f – коэффициент трения между пинолью и корпусом на шлицах;
f ' – приведённый коэффициент трения на направляющих;
k – коэффициент учитывающий влияние опрокидывающего момента.
Значение коэффициентов трения f ' при нормальных условиях смазки направляющих неодинаково:
а) для токарных станков с призматическими или комбинированными направляющими k = 1,15 и f ' = 0,15 0,18
б) для токарных и револьверных станков с прямоугольными направляющими k = 1,1 и f ' = 0,15
в) для столов фрезерных станков k = 1,4 и f ' = 0,2
г) для пинолей сверлильных станков f ' = 0,15
После определения мощности, в зависимости от назначения электродвигателя и необходимых чисел оборотов, по соответствующим каталогам подбирается тип электродвигателя.
55. Расчет момента на шпинделе и на валах главного привода со ступенчатым регулированием.
56. Условия выбора двигателя привода подач по частотам вращения.
Определение скорости вращения ротора двигателя. Скорость движения рабочего органа станка v (мм/мин) равна скорости минутной подачи. Передаточное отношение редуктора i определяется как отношение частоты вращения его выходного вала nв к частоте вращения nд вала двигателя. Когда конечным звеном привода служит передача винт-гайка с шагом р, частота вращения вала двигателя определяется по зависимости
nд =v/(pi)
При применении передачи рейка-шестерня
nд =v/(πDi)
где D— делительный диаметр зубчатого колеса, мм.
В частности, минимальной и максимальной vmax скоростям рабочей подачи стола или суппорта (мм/мин) соответствуют минимальная и максимальная рабочие частоты двигателя (об/мин) :
57. Типовые схемы приводов подач для станков с ЧПУ с бесступенчатым регулированием.
Электромеханические приводы с бесступенчатым регулированием делятся на следящие и шаговые. В состав следящего привода входит регулируемый электродвигатель, который может быть высокомоментным, имеющим возбуждение от высокоэнергетических магнитов,вентильным (синхронным) или асинхронным. Приводы последних типов имеют лучшую механическую характеристику по сравнению с приводом на основе высокомоментного двигателя.
В следящих приводах с полузамкнутым контуром обратной связи (рис. 9.1, а) тахогенератор, выполняющий функцию измерительного преобразователя скорости, устанавливается на вал двигателя подачи (часто встраивается непосредственно в двигатель). Круговой измерительный преобразователь пути устанавливают на ходовой винт или на вал двигателя. В этом случае тяговый механизм привода подачи не охвачен обратной связью, и его погрешности переносятся на обработанную деталь. Такие приводы пригодны для станков нормальной точности.
В следящих приводах с замкнутым контуром обратной связи (рис. 9.1 ,б) линейный измерительный преобразователь устанавливают на столе станка. Эти приводы характеризуются высокой точностью и пригодны для прецизионных станков. Однако зазоры и упругие деформации в кинематической цепи оказывают влияние на колебания привода.
В следящих приводах с гибридной структурой обратной связи (рис. 9.1 круговой измерительный преобразователь обратной связи устанавливают на валу электродвигателя или на ходовом винте. Он обеспечивает позиционирование стола. Линейный измерительный преобразователь помещают на столе и используют для автоматической коррекции погрешностей кинематической цепи привода. Такие приводы применяют в тяжелых станках.
Простой по конструкции шаговый привод подачи находит применение в малых станках. Он хорошо согласуется со средствами вычислительной техники.
58. Определение чисел зубьев колес приводов станка.
Определение чисел зубьев при одинаковом модуле всех прямозубых колес одной группы
Для зубчатых колес, изготовленных без смещения исходного контура, межосевое расстояниеаω между осями ведущего и ведомого валов является постоянной величиной
.
В этом случае справедливо соотношение
|
, |
(24) |
где z∑ - сумма чисел зубьев сопряженных колес;
zj1 и zj2, - числа зубьев шестерен и колес, входящих в рассматриваемую группу передач; здесь j= 1, 2, 3, ..., р (количество зубчатых пар в данной группе)
.
Передаточное число этой пары
|
. |
(25) |
Из уравнений (24) и (25) следует:
|
|
(26) |
Пользуясь этими уравнениями, находят числа зубьев всех колес группы, задаваясь z∑ и зная необходимые значения uj на основе предварительно составленного графика чисел оборотов.
Определение суммы зубьев z∑ производится обычно методом наименьшего кратного, если
,
где аj и bj - взаимно простые целые числа. Желательно, чтобы сумма этих кратных чисел представляла числа, разлагающиеся на простые множители. Соотношение (26) тогда можно написать в таком виде:
|
|
(27) |
Следовательно, чтобы числа зубьев Zj были целыми, число z∑ должно быть общим наименьшим кратным чисел
а1 + b1, а2 + b2, . . . , аj + bj.
С другой стороны, число z∑ должно быть не меньше суммы чисел зубьев либо понижающей передачи с наибольшим передаточным числом, либо повышающей передачи c наименьшим передаточным числом. Если , то должно быть соблюдено первое условие, если , то должно быть соблюдено второе условие.
В первом случае
|
(28) |
во втором случае (29)
|
(29) |
где zmin - минимальное число зубьев, ограниченное условиями подрезания.
Если z∑, полученное как общее наименьшее кратное, меньше числа зубьев, определенного из выражений (28) или (29), то его увеличивают в целое число раз, а полученную сумму уточняют по нормали Н21-5 с учетом межосевого расстояния и модуля колес. Число зубьев z∑ должно быть не больше 100 (в отдельных случаях допускают его увеличение до 120), в противном случае чрезмерно увеличиваются габариты коробки. К одним из предпочтительных чисел зубьев z∑ относится 72.
Рассмотрим конкретный пример определения чисел зубьев:
и
Пользуясь логарифмической линейкой, выражаем передаточное число в виде отношений простых чисел:
Соответственно
а1 + b1 = 5 + 7 = 12;
а2 + b2 = 7 + 5 = 12;
а3 + b3 = 53 + 19 = 72
и z∑,определяемое как общее наименьшее кратное, равно 72. Так как
,
то по уравнению (28)
Принимаем z∑ = 72.
Определяем числа зубьев
Передаточные числа, получаемые при найденных расчетом числа зубьев, не должны отклоняться от заданных передаточных чисел больше чем на ±10(φ—1) %. В данном случае наибольшее отклонение имеет место у третьей передачи и составляет +1,1 %. Для определения чисел зубьев очень удобно пользоваться таблицей Приложения 7.3.21, где по горизонтали отложена сумма зубьев, а по вертикали — передаточные числа, кратные 1,06. Пустые клетки означают, что при данном z∑ передаточное число не может быть выдержано в требуемых пределах ±10(φ—1) %, в остальных клетках указано число зубьев меньшего зубчатого колеса.
Пример. Определение чисел зубьев трех пар зубчатых колес, которые должны обеспечить передаточные числа:
u1 = 1; u2 = 1,26 и u3 = 1,58; zmin = 17.
Если по таблицам взять, например, z∑ = 49, то при u =1,58 z2: z1= (49—19): 19 = 30 : 19, а при u =1,26 и u = 1 имеем пустые клетки. Следовательно, надо найти такое значение z∑, которое удовлетворяло бы трем передаточным числам.
Приемлемое решение будет при z∑ = 52;
Здесь точное значение u3 = 1,6 отличается от требуемого u = 1,58 всего на 1,25 %, что допустимо.
Особенности определения чисел зубьев при тройных блоках подвижных зубчатых колес
При перемещении подвижного блока колеса, расположенные справа и слева от среднего колеса, проходят мимо среднего колеса неподвижного блока. Чтобы зубцы этих колес не зацеплялись, для колес без смещения должно быть соблюдено условие
,
где zср - число зубьев среднего колеса неподвижного блока;
zкр - число зубьев крайнего колеса подвижного блока.
Рисунок 2.8 - Варианты оформления трехскоростных групповых передач при
zкр + zср>zΣ - 4
В тех случаях, когда это условие не может быть выполнено, что имеет место при малой разнице в передаточных числах, применяют конструктивную форму подвижного блока, показанную на рисунке 2.8, а или заменяют тройной подвижной блок двойным подвижным блоком и одной подвижной шестерней (рисунок 2.8, б).
При первом варианте увеличивается осевая длина передачи, при втором усложняется управление.
Определение чисел зубьев при различных модулях зубчатых колес в одной группе передач
В данном случае в выражение (27) вместо z∑ следует подставить и соответственно 2аω должно быть общим наименьшим кратным выражений m (aj + bj). Так как модули могут быть не целыми числами, то вместо них надо подставить кратные им целые числа. Например, если m1 = 2,5 мм, а m2 = 3,5 мм, то при определении величины 2аω надо подставить 5 и 7. Однако при этом обычно получаются весьма большие межосевые расстояния, которые практически неприемлемы и подбор приходится производить путем ряда последовательных попыток, прибегая в случае необходимости к применению нарезания колес со смещением инструмента.
Например, если колесо с модулем 3,5 и числом зубьев z = 59 теоретически соответствует осевому расстоянию, но не обеспечивает нужное передаточное число, его можно заменить колесом в 58 зубьев при том же делительном диаметре. Модуль такого колеса будет уже не 3,5, а несколько больше; он определяется следующим образом.
Делительный диаметр колеса
d =mz = 3,5∙59 = 206,5 мм.
Если при этом диаметре на колесе нарезать не 59, а 58 зубьев, то модуль будет
,
Этот модуль больше расчетного на. Колеса с таким видом смещения в тихоходных передачах работают вполне удовлетворительно. На рисунке 2.9 показаны схема и график коробки подач, имеющей два передвижных блока зубчатых колес. Первый блок из трех зубчатых колес имеет модуль m1 = 3,5, а второй, состоящий из двух колес, имеет модуль m2 = 2,75.
Из схемы и графика рисунка 2.9 имеем при φ = 1,41
Межосевое расстояние
,
откуда
т. е. при сохранении постоянного расстояния между валами можно принять для первой группы колес m1 = 3,5, для второй - 2,75;
Рисунок 2.9 - Схема двухваловой коробки подач с зубчатыми колесами
различных модулей
сумма чисел зубьев сопряженных колес будет равна 88 для первой и 112 - для второй группы.
Для первой группы колес числа зубьев будут
; ; ; ,
откуда
; ; ; .
Для сохранения более точного u2 = 2 принимаем z4 = 58 (смещение 1,7 %).
; ; ; .
Чтобы получить более точное значение , принимаем z6 = 1,41 • 37 = 52 (смещение 1,9 %).
Расстояние между валами
Для второй группы колес m2=2,75:
; ; ;
; ; ; .
Для получения более точного передаточного отношения принимаем (смещение 2,2 %).
Расстояние
В результате расчета находим, что зубчатые пары , и должны иметь зубья со смещением, причем нарезанию со смещением может подвергаться только одно зубчатое колесо каждой пары. С целью сокращения количества колес в коробках скоростей передвижными блоками применяются смещенные зубчатые колеса для того, чтобы одно ведущее передвижное зубчатое колесо могло входить в зацепление с двумя постоянными колесами ведомого вала. Например, на рисунке 2.10 передвижное колесо z=24 может быть введено в зацепление с любым из двух смещенных колес z = 30 и z=32, обеспечивая передаточные числа и . Эти значения удобны, например, для подбора зубчатых колес коробки подач при нарезании резьб.
Рисунок 2.10 - Схема переключения одной шестерни с двумя колесами ведомого вала
Определение чисел зубьев колес при переборах
Различные пары зубчатых колес перебора обычно имеют неодинаковые модули, так как действующие на них усилия сильно различаются по величине. Соотношение между модулями m1 и m2 и суммами чисел зубьев зубчатых колес перебора может быть найдено исходя из расстояния между осями следующим образом:
откуда
На рисунке 2.11 показан одинарный перебор. Две пары его колес имеют различные модули. Знаменатель φ = 1,26.
Рисунок 2.11 - Схема одинарного зубчатого перебора с графиком чисел оборотов
Передаточное число перебора
,
что позволяет иметь звено с увеличением шага в 8 раз. Числа зубьев колес перебора, согласно принятому графику, определятся следующим образом:
; ,
откуда
и
Если принять разность модулей обеих пар колес перебора m2—m1 = 1, тогда при m1 = 4 и m2 = 5 получим
откуда числа зубьев колес
z1 = 50; z2=100; z3 = 24; z4 = 96.
Определение чисел зубьев при сменных колесах
Для сокращения количества сменных колес они делаются обратимыми (т. е. одна пара колес может давать две скорости перестановкой их местами). Обычно применяют набор из колес с числом зубьев, кратным пяти (пятковый набор), т. е. z = 20, 25, 30 и т. д. до 120; набор колес с числом зубьев, кратным четырем (четный набор), т. е. z = 20, 24, 28, 32 и т. д. до 80. Кроме этого, имеются специальные колеса для обоих наборов с z = 47, 97, 127 и 157. Чтобы подобранные сменные зубчатые колеса могли поместиться на гитаре и не упирались во втулки валиков зубчатых колес, необходимо соблюдать следующие условия зацепляемости сменных колес (рисунок 1.6):
а + b > с + (15÷20).
Для определения чисел зубьев сменных колес существует несколько способов. Рассмотрим некоторые из них.
Способ разложения на простые множители применяют в том случае, если на них можно разложить числитель и знаменатель передаточного числа.
Пусть
,
где u - передаточное число сменных зубчатых колес а, b, с и d.
Множители числителя и знаменателя группируют в две группы
,
и каждую группу умножают на число, равное или кратное 4 или 5 (в зависимости от имеющегося набора)
Способ замены часто встречающихся чисел приближенными дробями заключается в том, что часто встречающиеся числа, как-то 25,4; π; π/25,4; π∙25,4, заменяются приближенными величинами (таблица 2.5), дающими возможность с достаточной точностью получить, передаточные числа, в которых числа зубьев сменных колес определяются известными способами.
Поясним это на примере. Пусть имеем
Из таблицы 2.5 значение 25,4 π можно заменить приближенной дробью
Таблица 2.5 - Заменяемые значения 25,4 и π
|
25,4 |
π |
π /25,4 |
π ∙ 25,4 |
|
|
|
||
|
|
|||
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
* В скобках указаны неточности линейного перемещения в миллиметрах на 1 м длины. |
Логарифмический способ основан на том, что находят логарифм передаточного числа (если передаточное число имеет вид неправильной дроби, берут логарифм величины, обратной передаточному числу) и по соответствующей таблице (универсальные таблицы Н.Д. Левашова) определяют числа зубьев сменных зубчатых колес. Они указываются рядом с логарифмом.
Способ подбора передаточных чисел по логарифмической линейке состоит в том, что с помощью логарифмической линейки числитель передаточного числа, выраженного в виде простой, неудобной для разложения дроби, делят на знаменатель. После этого движок оставляют в полученном положении, а передвижением визира находят риски, совпадающие на движке и линейке. По полученным новым целым числам, которые дают при делении то же значение частного, подбирают числа зубьев сменных зубчатых колес.
Например:.
Оставив движок в полученном положении, передвигаем визир до тех пор, пока риски на движке и на линейке не совпадут.
Тогда: .
При однопарных гитарах числа зубьев сменных колес определяют исходя из межосевых расстояний, которые в станкостроении принимаются трех значений в зависимости от модуля
; ; .
Соответственно этим значениям сумма чисел зубьев сменных колес будет
.
Числа зубьев сменных колес в станкостроении нормализованы (Д11-20).
Определение чисел зубьев при связанных колесах
При одном связанном колесе, входящем в две группы передач, передаточные числа определяются как обычно на основе картины чисел оборотов. Числа зубьев колес первой группы определяются на основе приведенной выше методики. Определив zΣ-Ι для первой группы, находят zΣ-ΙΙ и для второй группы, пользуясь тем, что снизанное колесо является ведомым для первой группы и ведущим для второй.
Числа зубьев связанного колеса как ведомого колеса первой группы определяются выражением:
.
Числа зубьев связанного колеса как ведущего колеса второй группы определятся выражением:
.
Приравнивая второе выражение первому, находим
.
Зная zΣ-ΙΙ, определяем числа зубьев колес второй группы. Числа зубьев, полученные в результате расчета, должны быть округлены до целых чисел, что сопровождается большим или меньшим отклонением фактических передаточных чисел от заданных.
Определение чисел зубьев косозубых колес одной группы передач
Если все передачи имеют одинаковый нормальный модуль и одинаковый угол наклона линии зубьев, то расчет ведется так же, как и прямозубых колес.
С различным углом наклона линии зубьев передачи выполняются для компенсации отклонений в сумме зубьев zΣ, возникающих вследствие необходимости точного подбора передаточных чисел или применения передач с различным модулем. В этом случае, установив межосевое расстояние для одной пары зубчатых колес, определяют угол наклона линии зуба, необходимый для обеспечения зацепления второй пары.
Определение чисел зубьев червячных передач
Передаточное число червячной передачи
,
где z2 - число зубьев червячного колеса;
z1 - число заходов червяка.
Зная передаточное число червячной передачи и исходя из конструктивных соображений, задаются числом зубьев червячного колеса и определяют число заходов червяка (можно и наоборот). При этом придерживаются нормалей станкостроения Н 21-5 , Н 24-2 и Н 24-5. Обычно число заходов червяка не превышает 4.
Во всех рассмотренных случаях определения чисел зубьев колес (Приложение 7.3.23) необходимо учитывать следующие рекомендации:
1) не следует принимать слишком малые значения чисел зубьев, так как при небольшом модуле получается незначительный диаметр колес и может оказаться невозможным осуществление посадки их на вал;
2) колеса большого диаметра работают более плавно и износ их меньше, но при этом увеличиваются размеры коробки; при большом диаметре колес и высоких числах оборотов на червяке могут получаться недопустимо высокие окружные скорости. Кроме того, с увеличением окружной скорости должна быть понижена шероховатость и повышена точность обработки колес;
3) следует по возможности применять нормализованные значения суммы чисел зубьев и межосевых расстояний.
59. Расчет мощности, эффективной мощности резания, мощности рабочего и холостого хода привода главного движения.
Мощность на шпинделе станка определяется по формуле:
,
Эффективная мощность резания (кВт) для каждого инструмента
60. Кинематический расчет приводов с многоскоростными асинхронными электродвигателями.
61. Виды защиты направляющих станков.
Устройства для защиты направляющих. Защитные уплотнения выполняют в виде металлических скребков, прикрепленных к торцу стола, суппорта, салазок и прижимаемых к направляющим благодаря собственной упругости или пружине (рис. 11.5, а), а также в виде войлочных (рис. 11.5,0), полимерных или комбинированных^ уплотнений. Металлические скребки не предохраняют зону трения от мелких частиц загрязнений, войлочные уплотнения сами быстро загрязняются и истирают поверхность направляющих. Рабочие поверхности лучше очищают резиновые и пластмассовые уплотнения (рис. 11.5, в), применяемые самостоятельно или в комбинации с другими защитными устройствами.
Продольные щитки в виде металлических планок или кожухов (по одному на каждую направляющую) прикрепляют к подвижному или неподвижному узлу (рис. 11.5, г). Щитки могут быть снабжены уплотнениями или образовывать лабиринтное уплотнение.
Телескопические щитки с уплотнениями (рис. 11.5, д) имеют хорошие эксплуатационные свойства и применяются в средних и тяжелых станках.
Гармоникообразные меха (рис. 11.5, ё) служат для защиты направляю щих шлифовальных, заточных, зубообрабатывающих и других станков в тех случаях, когда на защитное устройство не попадает острая или горячая стружка.
Стальная лента, применяемая для защиты направляющих, может быть закреплена у торцов станины и проходить внутри стола (рис. 11.5, ж) или станины. При использовании двух лент одним концом они прикрепляются к столу, а с противоположной стороны наматываются на барабаны у торцов станины (рис. 11.5,з).
62. Основные характеристики ряда частот вращения привода главного движения. Закономерности геометрического ряда частот вращения.
Главными приводами со ступенчатым регулированием частоты вращения шпинделя оснащают автоматизированные редко переналаживаемые станки, работающие в массовом производстве, и неавтоматизированные станки с ручным управлением. Такие приводы просты, компактны, имеют высокий КПД, долговечны. Однако они не пригодны для станков с ЧПУ, так как не всегда обеспечивают требуемую частоту вращения шпинделя (регулирование частоты ступенчатое) и не позволяют оптимальное регулирование скорости резания в процессе выполнения цикла обработки.
63. Суть конструктивного и кинематического варианта множительных структур и написание структурной формулы.
73 Определение скоростной характеристики привода главного движения и привода подач
74. Элементы приводов подачи муфты; соединение с коническими кольцами; беззазорные передачи; гайки для заточки подшипников.
Соединения коническими кольцами получают обычной механической обработкой сопрягаемых поверхностей деталей.
«+»большое число разборок и сборок, обеспечение хорошего центрирования и возможности подтяжки соединения в процессе эксплуатации.
«- » возрастают радиальные габариты конструкции, возникает необходимость применения зажимного устройства и косвенного контроля затяжки.
Кольцевой зазор между валом и ступицей принимают в диапазоне S = (0,05…0,125)d, длину колец – l = (0,17…0,40)d, где d – диаметр вала (см. рис. 4.5). Большие по величине значения S и l имеют в соединениях с валами небольшого диаметра (d = 15…30 мм). Кольца изготавливают из пружинных сталей типа 55Г, 60С2А и других. Угол наклона α образующих колец обычно принимают 14…17 градусов из условия отсутствия самоторможения. Для обеспечения самоторможения применяют кольца с углом α=3…5°, но в подобных случаях требуется тщательное центрирование колец. При разборке соединений коническими кольцами всех типов используют демонтажные винты.
Рассмотрим ряд существующих на сегодняшний день типов беззазорных передач. Для преобразования вращательного движения в прямолинейное (и наоборот) применяются шарико-винтовые (ШВП) и ролико-винтовые (РВП) передачи (рисунок 4), в которых вращается винт или гайка.
Рисунок 4 – Шарико-винтовые и ролико-винтовые передачи
Основные характеристики ШВП и РВП:
1. Высокая грузоподъемность (статическая нагрузка до 1000 тонн, динамическая на-грузка до 200 тонн).
2. Малые потери при трении (к.п.д. выше 80%), вследствие чего тепловыделение оказывает незначительное влияние на термические деформации винта.
3. Высокая допустимая скорость вращения (для диаметра 48 мм – 3000 об/мин).
4. Возможность регулирования осевого зазора и создания предварительного натяга.
5. Осевая жесткость позволяет сохранить точность перемещения при изменении осевых нагрузок.
6. Высокая точность позиционирования и плавность перемещения.
7. Хорошая сопротивляемость агрессивным средам (пыль, песок, лѐд).
8. Высокие допустимые ускорения – до 7000 рад/сек2.
9. Большая надежность и срок службы даже при постоянном режиме нагружения (в 5-10 раз больше, чем для опор скольжения).
10. Хорошая сопротивляемость ударным нагрузкам и вибрациям.
11. Прекрасная повторяемость позиционирования (шаг 1 мм).
К недостаткам ШВП и РВП можно отнести:
1. Сложность конструкции гайки.
2. Ограничение по длине винта (из-за накапливаемой погрешности).
3. Ограничение по скорости вращения винта (из-за вибрации).
4. Высокая стоимость (исполнения со шлифованным винтом).
ШВП и РВП могут применяться в таких областях как: машины для литья под давлением для изготовления пластмассы и резины, оборудование для сварки, прессы, механизмы перемещения оборудования с ЧПУ, прошивочные и металлорежущие станки, оборудование для литья и прокатывания, автомобилестроение, авиация, приборостроение и измерительная техника.
75 Способы закреплнения ходовых винтов
76 Подшипники для опор ходовых винтов
В обеих опорах используют комбинированный подшипник, совмещающий в себе функции игольчатого радиального и двустороннего упорного роликового.
Рис. 60. Жесткие опоры с предварительным натягом ходового винта
Подшипник состоит из опорных колец 2 и 5, роликов 3 и 7 в пластмассовых сепараторах, наружной обоймы 6 и иголок 5 в стальном сепараторе. В осевом направлении подшипник дуплексирован. При создании натяга в опоре гайкой 1 невозможно превысить ту величину, которую обеспечил завод-изготовитель, так как осевая нагрузка воспринимается кольцом 2, роликами 3, обоймой 4, роликами 7, кольцом Я, промежуточной втулкой 9, опорным буртом винта и одновременно внутренней обоймой 6, ограничивающей сближение колец 2 и 8.
Смазка в опору подается через отверстие в обойме 4.
Дополнительная особенность данной конструкции состоит в том, что затягивание гайки 11 при отпущенной гайке 10 приводит к растяжению ходового винта. Такое растяжение можно использовать для выпрямления оси винта, чтобы ликвидировать провисание его от действия сил тяжести и уменьшить радиальное биение винта. Кроме этого, повышается осевая жесткость винта. Следует учитывать, что чрезмерное растяжение может привести к возникновению положительной накопленной ошибки шага на всей длине винта.
Рис. 61. Опора ходового винта
Рассмотрим опору винта (рис. 61), в которой используют радиальный шарикоподшипник 5, два упорных роликовых шарикоподшипника 4 и 5 и два радиально-упорных подшипника 6 и 9, натяг в которых создан за счет того, что длина дистанционной втулки 7 меньше на строго определенную величину длины втулки 8.
77 Двигатели, используемые в приводах подачи
Наряду с электрогидравлическими шаговыми приводами широко применяют в приводах подач три вида следящих электрических двигателей постоянного тока: с пазовым якорем (обмотка заложена в пазы) и электромагнитным возбуждением; малоинерционные с гладким или дисковым печатным 'якорем; высокомоментные с возбуждением от постоянных магнитов.
Важное положительное свойство привода — быстродействие — определяется отношением крутящего момента к моменту инерции, следовательно, быстродействие привода можно повысить или снижением его момента инерции пли увеличением максимального крутящего момента двигателя в динамических режимах.
Широко распространены двигатели первого вида, к ним относятся высокооборотные и низкооборотные двигатели серии П, МИ, ПЛ, ЭП, ПБСТ, ПСТ, 2П и др. Высокооборотные двигатели устанавливают с шестеренчатым редуктором, что позволяет значительно уменьшить нагрузочный момент на валу двигателя, а следовательно, и его габаритные размеры. Низкооборотные двигатели этого типа могут стыковаться непосредственно с ходовым винтом станка, обеспечивать большое быстродействие, однако при равной номинальной мощности имеют большие размеры и массу, чем высокооборотные.
Малоинерционные двигатели второго вида выполняют высокооборотными. В переходных режимах они развивают большие ускорения до 20 000 — 50 000 рад/с2, что приводит к большим динамическим нагрузкам в цепи от двигателя к ходовому винту. По этой причине недопустимы зазоры в зубчатых передачах и в подшипниках редукторов, особые требования предъявляются к жесткости всей цепи. В отечественных станках применяют малоинерционные двигатели с гладким якорем серии ПГТ и с дисковым печатным якорем.
Двигатели третьего вида — высокомоментные. Основным их отличием от обычных двигателей постоянного тока является замена электромагнитного возбуждения на возбуждение от постоянных магнитов. В результате такой замены существенно улучшились характеристики двигателя и привода. Высокое быстродействие обеспечивается способностью кратковременно развивать большой крутящий момент. В результате отсутствия обмотки возбуждения, а следовательно, и ее нагрева, появилась возможность увеличить ток якоря, что привело к росту крутящего момента при одинаковых с обычным двигателем габаритных размерах. Увеличению тока якоря способствует также выполнение обмотки якоря из материала с высокой теплостойкостью изоляции. В результате использования постоянных магнитов высота полюсов уменьшилась в 2—3 раза, и диаметр двигателя в 1,2—1,3 раза. Применение высококоэрцитивных магнитов, не размагничивающихся при любом токе якоря, дало возможность получить 10—20-кратный момент двигателя на малых частотах вращения, тем самым обеспечить высокое быстродействие привода, несмотря на достаточно большой момент инерции двигателя. Высокомоментные двигатели связывают непосредственно с ходовым винтом привода без использования редуктора.
78 Защита ходовых винтов от загрязнения. Смазка винтовых передач.
Спиральная защита ходового винта
Данная серия защиты выполнена из пружинной листовой стали премиум-класса, которая прошла термообработку. Она обычно крепится фланцами с обеих сторон защищаемых деталей, образовывая бесконтактное соединение с деталями. Упругая сила, вырабатываемая предварительно напряженной пружиной, воздействует на соединение, обеспечивая его надежность. Во время работы спираль расширяется или сужается практически бесшумно. Внешняя сторона покрашена в черный цвет. Это позволяет нашей защите сочетаться с другими деталями станка.
Схема установки
Dl - внутренний диаметр меньшего конца защиты = Dmax + 10 мм
D2 - внутренний диаметр большего конца защиты
D3 – наружный диаметр большего конца фланца = D2 + 6~8 мм
D4 - наружный диаметр меньшего конца фланца = D1 + 1 ~ 2 мм
Dmax – максимальный диаметр защищаемых деталей
Lmin – Длина при полном сжатии
Lmax – Длина при полном растяжении
Максимально допустимый ход защиты
79 Способы создания натяга в ШВП
Осевым смещением либо поворотом двух полугаек относительно друг друга с пос3
ледующей фиксацией их положения. Полугайки при этом упираются в компенсаци3
онное кольцо (ОМВ25, ОМВ30 и ОМВ35) либо во внутренний бурт специального
корпуса (ОМВ01, ОМВ10 и ОМВ15).
Поворотом двух полугаек относительно друг друга с последующей фиксацией их
положения специальными механизмами
Подбором диаметра шариков
Смещением витка в гайке на расчётную величину ∆и подбором диаметра
шариков
80 Проектировочный расчет шпиндельного узла
1 Выбираются проектные параметры и исходные данные.
Проектными параметрами называются независимые и зависимые переменные параметры, которые полностью и однозначно определяют конструкцию шпиндельного узла.
К независимым проектным параметрам относятся:
-Компоновочные параметры (тип опор: качения, скольжения, и т. д.; число опор; компоновка опор (сколько подшипников и где поставить); тип системы смазки(густая, жидкая, капельная и т.д.)).
-Геометрические параметры (диаметр шпинделя в передней опоре d, длина переднего конца шпинделя а, длина меж опорной части шпинделя l, расстояние от передней опоры до приводного зубчатого колеса или шкива b);
-Внутренние параметры опор (радиальный внутренний зазор – натяг опор e (+e – зазор, -e - натяг); предварительный натяг опор A0; зазор-натяг посадок опор H; точность опор и сопряженных деталей; параметры опор скольжения)
К зависимым проектным параметрам относятся: диаметр на шпинделя на переднем конце dk, диаметр шпинделя между опорами dM, диаметр шпинделя в задней опоре в заднем конце dз
2 назначаются численные значения проектных критериев (точность вращения и обработки, жесткость избыточная температура нагрева опор, долговечность и себестоимость)
3 Выбирается тип опор.
4.Для шпиндельных узлов на опорах качения выбирается компоновочная схема
Определяется длина переднего конца шпинделя а (снять с чертежа линейкой).
а ≈ d (нужно стремиться к меньшему) l ≈ (3…5)d предварительно
dk = (1 -1,7) d
dM = (1 – 0,9) d
dз = (1 – 0,8) d
-Расчет радиальной и осевой жесткости опор
- Расчет оптимального межопорного расстояния Lопт.
- Расчет радиальной жесткости шпиндельного узла с оптимальным l.
-Расчет месторасположения приводного элемента.
Прочерчивается шпиндельный узел с элементом привода и корпусом шпиндельной бабки.
- Рассчитывается жесткость шпиндельного узла со скорректированными параметрами.
-Рассчитываются динамические характеристики.
-Рассчитываются точность опор, посадки, уплотнения, система смазки, тепловыделения и т.д.
-Оформляется технический проект.
81 Проектирование механизма подачи с передачей винт-гайка качения
Передача винт-гайка качения – винтовая пара с промежуточными телами качения: шариками или роликами. Наиболее широко применяют шариковые винтовые передачи (ШВП).
Основные геометрические параметры:
передачи качения – номинальный диаметр d0, т.е. диаметр расположения центров тел качения, шаг Р резьбы и диаметр Dw тел качения.
Развиваемая передачей осевая сила Fa (H) связана с вращающим моментом T(Н∙м) зависимостью
,
где η – КПД передачи.
В предварительных расчетах можно принимать: для передачи скольжения η = 0,25 ... 0,35; для передачи качения η = 0,9 ... 0,95.
82. Определение динамических моментов на валу двигателя привода подачи. Выбор двигателя с учетом переходных процессов.
83. Выбор электродвигателя привода подачи по эквивалентному моменту.
При выборе мощности электродвигателя для привода производственного механизма с продолжительной переменной нагрузкой используют метод эквивалентных величин – тока, момента и мощности. Этот метод основан на предположении, что потери электродвигателя при его работе с продолжительной переменной нагрузкой равны потерям в этом двигателе при его работе с продолжительной постоянной нагрузкой, значение которой эквивалентно фактической переменной нагрузке (см. [7, 8]).
При расчёте эквивалентной величины какого-либо параметра электродвигателя необходимо располагать нагрузочной диаграммой электродвигателя. Такая диаграмма представляет собой зависимость потребляемого тока , полезного момента или полезной мощности от времени . Из нагрузочной диаграммы тока I = f(t) следует (рис. 6.6)[1], что в течение времени электродвигатель потребляет из сети ток , в течение времени – ток , в течение времени – ток , а в течение времени – ток . Диаграммы электродвигателя по моменту и мощности имеют аналогичный вид.
|
|
Расчёт параметров электродвигателя, работающего с продолжительной переменной нагрузкой, ведут по формулам: а) эквивалентное значение тока
б) эквивалентное значение момента в) эквивалентное значение мощности |
где , , …, – значения токов, потребляемых электродвигателем сети в соответствующие периоды переменной нагрузки.
, , …, – значение полезного момента на валу электродвигателя в соответствующие периоды переменной нагрузки; , , …, – значения полезной мощности электродвигателя в соответствующие периоды переменной нагрузки.
Приведённые выше формулы справедливы, если участки нагрузочной диаграммы представляют собой прямоугольники, как это имеет место на рис. 6.6. Нагрузочная диаграмма, полученная опытным путём, часто представляет собой криволинейный график с плавным переходом от одного участка к другому (рис. 6.7)[2].
|
|
При расчёте эквивалентных значений параметров такую диаграмму следует предварительно разделить на участки, представляющие собой геометрические фигуры – треугольники, прямоугольники, трапеции. В этом случае для участков диаграммы, отличающихся от прямоугольника, следует предварительно определить эквивалентные значения параметров: · для треугольника (участок 1 · для трапеции (участок 5, рис. 6.7)
При выборе мощности электродвигателя следует эквивалентные значения величин сравнить с номинальными данными электродвигателя. Необходимо, чтобы эквивалентная величина была немного меньше или равна номинальной. При выборе асинхронного трёхфазного электродвигателя по эквивалентному току, чтобы избежать ошибки, следует обратить внимание на схему соединения обмотки статора («звездой» или «треугольником»). |
Выбранный электродвигатель проверяют по перегрузочной способности:
,
где Мнаиб – наибольшее значение нагрузочного момента на нагрузочной диаграмме, Н·м; l – перегрузочная способность выбранного электродвигателя;
;
Мном – номинальный момент выбранного электродвигателя, Н·м.
Выбор установочной мощности электродвигателя, прежде всего, сказывается на кпд электропривода – двигатель при работе с нагрузкой меньше номинальной имеет и меньше, кпд и коэффициент мощности.
Коэффициент полезного действия электропривода определяется как отношение полезной механической энергии Амех и затраченной электрической Аэл:
,
.
Метод эквивалентных величин выбора мощности электродвигателя при продолжительной переменной нагрузке даёт достаточно точные результаты лишь при условии, что изменение нагрузки влияет лишь на величину переменных потерь, а постоянные потери (магнитные и механические) остаются практически неизменными. Поэтому метод эквивалентных величин можно с успехом применять к электродвигателям, у которых изменение нагрузки не вызывает значительных изменений частоты вращения и основного магнитного потока. Это относится к асинхронным электродвигателям и электродвигателям постоянного тока с параллельным возбуждением, работающим в режиме естественной механической характеристики, т.е. без добавочного сопротивления в цепи ротора (якоря).
Нагрузочная диаграмма двигателя служит основой для проверки предварительно выбранного двигателя по перегрузочной способности и по нагреву[3].
Проверка по перегрузочной способности сводится к проверке выполнения условия
,
где Ммакс – максимальный момент из нагрузочной диаграммы двигателя;
Мдоп – допустимый по перегрузке момент двигателя.
Для двигателя постоянного тока нормального исполнения
;
– для асинхронного двигателя с учетом возможного снижения напряжения питания на 10%
;
– для синхронного двигателя нормального исполнения
.
Асинхронные короткозамкнутые двигатели дополнительно проверяются по пусковому моменту.
Для нормального пуска должно выполняться условие
,
где Мс,пуск – максимальный момент статической нагрузки, при котором должен выполняться пуск привода; Мп – пусковой момент двигателя.
84. Материалы для базовых деталей станка.
Станины и корпусные детали являются базовыми деталями металлообрабатывающих станков. По условиям работы корпусные детали можно разделить на подвижные и неподвижные. Станины и корпусные детали станков должны обеспечить и сохранить в течение требуемого срока службы правильное расположение и возможность точных и плавных взаимных перемещений инструмента и деталей вхолостую и при работе.
В качестве материалов для литых станин и корпусных детален применяют:
а) для станин средних размеров с направляющими, выполненными за одно целое,— чугун марки СЧ 21-40 и СЧ 35-56;
б) для станин сложной конфигурации, станин тяжелых и прецизионных станков, а также станин с привертными направляющими— чугун марки СЧ 15-32 и СЧ 21-40;
в) для корпусов коробок скоростей, подач, в связи с отсутствием поверхностей, работающих на износ, — чугун марки СЧ 15-32;
г) для консолей, салазок, столов, планшайб — чугун марки СЧ 15-32.
Для сварных станин и корпусных деталей применяют сталь марок Ст. 3 или Ст. 4. Сварные станины легче литых, но жесткость их ниже. Сварные станины изготовляют в основном при единичном производстве станков.
85. Определение сил, действующих на приводы станка. Схема действия сил при различных методах обработки.
В каждом приводе станка или ПР имеется механическое устройство, преобразующее характер и параметры вращательного движения вала двигателя. Для этого в станках используют зубчатые и червячные передачи, передачи винт-гайка и реечные передачи. В ПР применяют рычажные передачи и другие устройства.
Статические и динамические характеристики МС привода оказывают существенное влияние на его работу. В учебных курсах по расчету и проектированию станков и ПР проводится кинематический расчет МС привода, определяются ее силовые (статические) характеристики и большое внимание уделяется кинематической (статической) точности механических передач.
В курсе АЭ основное внимание уделяется динамическим характеристикам МС, ее связи с электрической системой и влиянием на динамику всего привода.
Рассмотрим вращательное движение МС привода под действием внешних моментов. Моменты, приложенные к МС со стороны двигателя, называют движущими, со стороны нагрузки — моментами сопротивления.
При расчете привода одно из направлений движения принимают за положительное (например, вращение против часовой стрелки). Момент считают положительным, когда его направление совпадает с положительным направлением вращения. Моменты сопротивления разделяют на активные и реактивные.
Активные моменты обусловлены воздействием на электромеханическую систему привода внешних сил (например, силы тяжести). Эти моменты не зависят от направления движения и, как правило, не зависят от скорости. В станках активные моменты встречаются редко, но в ПР их следует учитывать (рис. 1,а). Активные моменты наиболее характерны для подъемно-транспортных механизмов.
Реактивные моменты возникают как реакция на движение исполнительного органа привода. Они обусловлены силами трения и резания. Реактивные моменты всегда действуют противоположно движению. При изменении направления движения реактивные момента изменяют знак (рис.1,б).
Рис. 1. Моменты сопротивления, действующие на МС привода:
а – активный момент; б – реактивный момент; в - реактивный момент при вязком (1) и сухом (2) трении
Реактивные моменты сопротивления, связанные с технологическим процессом обработки на станках, представляют собой нелинейную функцию скорости Мс = Mс(ω).
Зависимости эти сложны и определяются в теории резания для различных видов обработки. В курсе АЭ принимают, что сила резания и, следовательно, момент заданы независимо от скорости: Мс (ω) = const. Следует учитывать, что режим работы станка изменяется и момент сопротивления также меняется во времени Мс = Мс (t).
Все сказанное относительно моментов относится и к силам, действующим на поступательно движущиеся элементы привода. Реактивные моменты могут быть вызваны вязким или сухим трением в МС привода. Момент вязкого трения пропорционален скорости (прямая 1 на рис. 1,в): Мтр = β·ω, где β — коэффициент пропорциональности, зависящий от конструкции МС (его не нужно путать с коэффициентом трения).
МС, в которых действует вязкое трение, линейны. При сухом трении приближенно можно считать, что момент независим от скорости, но знак этого момента определяется знаком скорости (линия 2 на рис. 1,в).
Математически это записывается так: Мтр = /М/ signω. Зависимость момента сопротивления от скорости Мс(ω) может быть названа механической характеристикой механизма.
Так же, как и для двигателя, можно определить понятие жесткости βс=dMc/dω ≈∆Mс/∆ω. Чаще всего βс величина малая. Для случая Мс=const получаем ∆Mс=0 и βс = 0.
ЭКВИВАЛЕНТНАЯ МС ПРИВОДА
Динамические свойства МС электропривода исследуют на основе динамически эквивалентной системы, которая в достаточной степени приближается к реальной. Эквивалентная МС состоит из сосредоточенных (дискретных) вращающихся масс и соединяющих их упругих элементов, обладающих жесткостью, но лишенных массы.
В простейшей линейной модели учитывается только вязкое трение, при этом момент трения считается пропорциональным угловой скорости. Эквивалентная МС обладает таким же запасом энергии, как и реальная. Для упрощения анализа параметры МС следует привести к одному какому-то валу, например, валу двигателя.
Приведенный момент сопротивления. Рассмотрим момент сопротивления, приложенный к валу, имеющему угловую скорость Ω1. Необходимо привести (пересчитать) его на вал двигателя, вращающегося со скоростью Ω (рис. 2, а).
Если исходить из того, что при преобразовании момента мощность остается неизменной (Мпр ω = Мс ω1), то
Мпр = Мс ω1/ ω = Мс/i, (1)
где i — передаточное отношение между валом двигателя и валом, к которому приложен момент сопротивления.
Рис. 2. Схема приведения моментов инерции и сопротивления к валу двигателя при вращательном (а) и поступательном (б) движении
Аналогично определяется приведенный момент, созданный силой F, приложенной к элементу, движущемуся поступательно со скоростью υ (рис.2, б). Исходя из равенства Мпр ω = F υ, получим
Мпр = F υ/ ω = F·ρ. (2)
Величину υ/ω = ρ называют радиусом приведения. С этой точки зрения и отношение угловых скоростей также можно определить через радиус приведения, но мы оставим за ним более привычное в механике название передаточного отношения.
Радиус приведения может быть найден, исходя из технических характеристик механизма. Так, если для станка задана номинальная скорость подачи и номинальная угловая скорость двигателя, то радиус приведения находят как отношение этих величин.
Иногда удобнее определять ρ не по отношению скоростей, а по отношению перемещений при установившемся движении ρ = x/φ, где х и φ - линейное и угловое перемещение.
В приводах подачи станков ЭД часто соединяют е ходовым винтом напрямую без промежуточных передач. В этом случае один оборот вала двигателя, равный φ = 2π, соответствует перемещению исполнительного органа х на один шаг, х = h. Тогда ρ = h/(2π) и
Мпр = F·h/(2π). (3)
Потери в механических передачах. В реальных механизмах равенство мощности на приводимых валах нарушается. Мощность сил сопротивления на валу двигателя Рдв оказывается больше на величину потерь на трение в передачах Рдв = Mпр·ω + ∆Ртр.
Если известен КПД передачи η, то потери на трение могут быть учтены путем увеличения приведенного момента Mпр=Mс/η·i и Mпр=F·ρ/η соответственно для вращательного и поступательного движения.
Такой метод удобен при статических расчетах МС привода. Однако при расчете динамических характеристик потери на трение в передачах удобно выделить в виде момента трения и привести его к валу двигателя. Если известна мощность Р = Mс·ω1 передаваемая через МС привода, то потери мощности на трение
∆Ртр = (1 - η) Mс·ω1/η и приведенный к валу двигателя момент трения
Mтр = (1 - η) Mс/(η·i) „ (4)
Аналогично для поступательного движения
Mтр = (1 - η) Fс·ρ/η (5)
КПД механической передачи меняется при изменении скорости, поэтому зависимость приведенного момента трения от скорости будет иной, чем момента или сил сопротивления. При расчете динамики МС привода важен не столько сам момент трения, сколько коэффициент β, характеризующий его зависимость от угловой скорости.
Коэффициент β может быть определен из (4) и (5):
для вращательного движения
; (6)
для поступательного движения
. (7)
Более точное значение β может быть получено только экспериментально.
Приведение моментов инерции проводят исходя из сохранения кинетической энергии МС при переносе момента инерции на вал двигателя (см. рис. 2, a) Jпр·ω2/2 = J1·ω2/2, откуда
Jпр = J1·ω12/ω2 = J1/i. (8)
Для поступательно движущейся массы (см. рис. 2,б)
Jпр = m·υ2/ω2 = m·ρ2. (9)
Для привода подачи с механизмом винт-гайка
Jпр = m (h/(2π))2. (10)
Из формул (8) ... (10) видно, что радиус приведения ρ получил свое название по аналогии с формулой для определения момента инерции вращающейся массы. Иногда при приведении моментов инерции учитывают потери в передачах, что неверно, так как кинетическая энергия с потерями энергии не связана.
Если кинематические цепи можно считать абсолютно жесткими, то общий момент инерции на валу двигателя равен сумме момента инерции ротора или якоря двигателя и приведенного момента инерции
J = Jдв + Jпр.
В каталогах иногда приводят значения махового момента G·D2, тогда момент инерции в системе СИ Jдв = G·D2/4. Попытки разделить или умножить маховой момент на ускорение свободного падения приводят к ошибочному результату. Если передаточное отношение или радиус приведения механизма имеет переменное значение, то приведенный момент инерции также изменяет свою величину.
Рис. 3. Синусный кулачковый механизм Рис. 4. Схема двухзвенного ПР
с переменным приведенным моментом инерции
Рассмотрим синусный кулачковый механизм (рис. 3). На валу двигателя закреплен рычаг радиуса R, на конце которого установлен ролик. Ролик воздействует на тарелку толкателя, который перемещает деталь массой т. Силовое замыкание кинематической цепи осуществляется цилиндрической пружиной, надетой на толкатель. При равномерном вращении вала с угловой скоростью Ω масса т перемещается по закону:
х = R sin φ = R sin (ω·t)
со скоростью
υ = dx/dt = ω·R·cosφ, φ = ω·t.
В этом случае радиус приведения становится переменной величиной ρ=υ/ω = R·cosφ, и приведенный момент инерции также меняет свою величину в функции угла поворота Jпр=m·R*·cos2φ.
В качестве другого примера рассмотрим приведенный момент инерции двухзвенного ПР (рис. 4). Двигатели робота располагаются в шарнирах O1 и O2; массы двигателей m1 и m2 также сосредоточены в шарнирах. Моменты инерции масс обозначены Jпр и Jпр; длины звеньев l1 и l2 (массой звеньев пренебрегаем).
Найдем общий момент инерции МС робота относительно оси О1. Радиус приведения первой массы относительно оси шарнира О1 — величина постоянная, при этом ρ1 = l1. Поэтому приведенный момент первой массы также постоянен: Jпр1 = J1 + m1·l12.
Для второй массы радиус приведения представляет собой функцию углов поворота звеньев
ρ22 = [l1·cosφ1 + l2·cos(φ1 + φ2)]2 + [l1·sinφ1 + l2·sin(φ1 + φ2)]2 =
= l12 + l22 + 2·l1·l2·cosφ2.
Тогда приведенный момент инерции второй массы
Jпр2 = J2 + m2·(l12 + l22 + 2·l1·l2·cosφ2).
Общий приведенный момент инерции Jпр = Jпр1 + Jпр2. Очевидно, что он является величиной переменной и зависит от угла φ2. Системы с переменным моментом инерции являются нелинейными.
Рис. 5. Схема приведения жесткости упругого элемента к валу двигателя:
а - жесткость упругого вала; б – расчетная схема МС с двумя упругими валами и упругой механической передачей; в – эквивалентная расчетная схема
Приведенная жесткость механической передачи. Рассмотрим длинный вал, один конец которого жестко закреплен, а на втором расположена сосредоточенная масса. Если к массе приложен момент М, то она может повернуться на небольшой угол ∆φ (рис. 5, а).
Отношение С = М/∆φ называют крутильной жесткостью или просто жесткостью вала. Пусть упругий вал жесткостью С, несущий сосредоточенную массу, соединен с валом двигателя посредством зубчатой передачи с передаточным отношением i. Предположим, что остальные элементы привода имеют бесконечно большую жесткость. При этих условиях деформация вала ∆φ, возникшая под действием момента М, должна быть пересчитана по отношению к валу двигателя: ∆φпр = ∆φ·i.
Точно так же должен быть пересчитан и момент Мпр = M/i. Тогда приведенная жесткость
Cпр = Мпр/(∆φпр) = C/i (11)
Аналогичный результат получается при выводе приведенной жесткости, исходя из равенства потенциальной энергии. В реальной системе зубчатая передача, валы, муфты и другие элементы МС привода имеют деформации. В нашем случае можно принять, что между первой вращающейся массой - ротором двигателя с моментом инерции J1 и второй вращающейся массой с моментом инерции J2 расположены три упругих элемента: валы с жесткостью С1 и С3 и зубчатая передача с жесткостью С2 (рис. 5, б). Суммарный угол поворота, возникающий под действием момента М, равен сумме углов поворота всех элементов:
∆φ = ∆φ1 + ∆φ2 + (∆φ3)пр =
Мпр/С1 + Мпр/С2 + Мпр/(С3)пр = [1/С1 + 1/С2 + 1/(С3)пр]·Мпр
Величина, заключенная в квадратные скобки, представляет собой эквивалентную податливость, величину, обратную жесткости элементов, расположенных в кинематической цепи между двумя вращающимися массами с моментами инерции J1 и J2, которую обозначим двойным индексом С12. Тогда 1/С12 = 1/С1 + 1/С2 + 1/(С3)пр, т. е. эквивалентная податливость равна сумме податливостей последовательно соединенных звеньев. В результате преобразований получим расчетную схему, представленную на рис. 5, в.
В кинематической схеме привода станков имеются элементы, которые испытывают линейные, а не крутильные деформации. При действии на такой элемент продольной силы F возникает деформация ∆l = F/Сл, где Сл — жесткость при линейной деформации.
Исходя из равенства потенциальной энергии при вращательном и поступательном движении, Сл·(∆l)2/2 = Спр·(∆φ)2/2, откуда
Спр = Сл·(∆l/∆φ)2 = Сл·ρ2. (12)
В частности, для ходового винта привода подачи
Спр = Сл·(h/(2·π))2 = E·S·(h/(2·π))2/l
где Е — модуль упругости материала; S, l — сечение и длина ходового винта.
Аналогично определяют продольную жесткость упорных подшипников и других элементов. Рычажные системы ПР испытывают не только продольные, но и изгибные деформации. Чтобы привести изгибную жесткость стержня к валу двигателя, нужно умножить ее на квадрат радиуса приведения, так же как при вычислении приведенного момента инерции ПР (см. рис. 4). В этом случае приведенная жесткость представляет собой нелинейную функцию угла поворота второго звена.
86. Определение крутящего момента на валу поворотного стола.
87. Конфигурация переднего конца шпинделя современных высокоскоростных станках.
Конструкция шпиндельного узла зависит от типа и размера станка, класса его точности, предельных параметров процесса обработки (максимальной частоты вращения nтах, эффективной мощности привода). Факторы, определяющие ее, перечислены ниже.
Конфигурацию переднего конца шпинделя выбирают в зависимости от способа крепления инструмента или заготовки. Так как для их крепления применяют стандартные приспособления, то передние концы шпинделей для большинства типов станков стандартизованы (табл. 4.5).
Основные типы концов шпинделей
Таблица 4.5
В зависимости от требований к процессу смены инструмента или приспособлений центрование осуществляется конусом Морзе, конусами конусностью 7/24 или 1/3.
Конфигурация внутренних поверхностей определяется наличием отверстия для пруткового материала и конструкцией зажимного устройства, встраиваемого в шпиндель.
Тип приводного элемента зависит, в первую очередь, от частоты вращения, величины передаваемой силы, требований к плавности вращения, а также от общей компоновки привода. Зубчатые передачи наиболее просты и компактны, передают большие крутящие моменты, однако из-за погрешностей и передачи возмущений на шпиндель их обычно не применяют в прецизионных станках, а также при высоких частотах вращения. При применении ременной передачи конструкция усложняется, увеличиваются ее размеры, особенно если шкив устанавливают на самостоятельные опоры для разгрузки шпинделя. Однако при этом существенно повышается плавность вращения, уменьшаются динамические нагрузки в приводе станков с прерывистым характером процесса резания. Приводные шестерни и шкивы должны иметь посадки без зазора (предпочтительно на конические поверхности) и быть расположены ближе к опорам.
Для привода скоростных шпинделей, например шлифовальных станков, часто применяют высокочастотные асинхронные электрошпиндели с короткозамкнутым ротором, несущие шлифовальный круг. В станках с исключительно высокими требованиями к шероховатости (Rz < 0,05 мкм) для полного исключения передачи возмущений на шпиндель применяют инерционный привод, когда после разгона шпиндель с маховиком отключают от привода и обработку проводят при его свободном выбеге.
88. Определение крутящего момента двигателя привода поворотного стола.
89. Типы приводных элементов шпинделя и их выбор.
Для передачи крутящего момента на шпиндель применяют зубчатую или
ременную передачу, а также муфту, расположенную на заднем консольном конце шпинделя. Тип приводного элемента выбирают в зависимости от частоты вращения шпинделя, передаваемого на него крутящего момента, компоновки станка, требований к плавности вращения шпинделя.
Зубчатая передача способна передавать большой крутящий момент, проста по конструкции, компактна. Но погрешности передачи снижают плавность вращения шпинделя и вызывают дополнительные динамические нагрузки в приводе. Зубчатую передачу обычно применяют, когда частота вращения шпинделя не превышает 2000...3000 об/мин. Но при точном изготовлении и монтаже передачи она может быть применена и для больших частот вращения.
Ременная передача обеспечивает плавное вращение шпинделя, снижение
динамических нагрузок в приводе станка, на котором производится прерывистое резание. Но эта передача имеет сравнительно большие габариты, т. к. для повышения точности шпиндельного узла шкив делают разгруженным.
Ременную передачу применяют при разных частотах вращения шпинделя, в
том числе и при относительно высоких (6000 об/мин и выше), когда окружная скорость ремня достигает 60...100 м/с.
В станках применяют так называемые мотор-шпиндели. В их состав входит асинхронный или частотно-регулируемый асинхронный электродвигатель, ротор которого закреплен на шпинделе между передней и задней опорами. Кроме того, в состав мотор-шпинделя включают систему принудительного охлаждения с блоком электровентиляторов и фильтром для очистки охлаждающего воздуха, узел встроенной температурной защиты, а также измерительный преобразователь углового положения шпинделя. В мотор шпинделях, предназначенных для работы в широком диапазоне частот вращения, вал двигателя может быть связан со шпинделем механическими передачами, например, в виде планетарного редуктора. Мотор-шпиндель в комплекте с электронным преобразователем частоты вращения представляют собой унифицированный электропривод главного движения. При разработке ряда мотор-шпинделей предусматривают возможность встраивания их в токарные, токарно-револьверные, многоцелевые, вертикальные и продольно-фрезерные станки с ЧПУ. Применение мотор-шпинделей позволяет уменьшить массу станка, потери энергии, уровни вибраций и шума.
В особо высокоточных станках применяют главный привод с отдельным от шпиндельной бабки регулируемым электродвигателем, вал которого соединен со шпинделем эластичной муфтой со встроенным теплоизолирующим элементом. В станках нормальной точности электродвигатель и шпиндель соединяют упругой муфтой.
Чтобы полностью исключить передачу возмущений от электродвигателя на шпиндель, применяют так называемый инерционый привод. Шпиндель соединяют с источником энергии, разгоняют до рабочей скорости, затем отключают от привода. Обработка детали производится после выключения двигателя привода. Для увеличения запаса кинетической энергии на шпиндельиногда насаживают маховик.
90. Подшипники качения, применяемые в шпиндельных узлах, особенности их расчета. Конструктивные схемы шпиндельных узлов на подшипниках качения.
Шпиндельные опоры качения
В шпинделях станков для обеспечения высокой грузоподъемности, точности вращения, повышенной жесткости и минимальных выделений теплоты, как правило, применяют подшипники качения специальных конструкций. Для восприятия радиальных нагрузок широко применяют двухрядные подшипники 3182100 с цилиндрическими роликами (рис 4.15).
а) б) в)
Рис. 4.15 Двухрядные а) радиальные роликовые подшипники типа 3182000, б) шариковые упорно радиальные типа 178800, в) роликоподшипник с регулируемой величиной натяга
Два ряда точных роликов, расположенных в шахматном порядке, обеспечивают грузоподъемность и жесткость подшипника при высокой точности вращения. Аналогичные подшипники типа 3182100К имеют в наружном кольце четыре отверстия (под углом 90°) и кольцевую канавку, через которые смазочный материал подается непосредственно на дорожки качения, что увеличивает быстроходность опор и повышает надежность их работы.
Для восприятия осевых сил применяют радиально-упорные подшипники в обычном исполнении 36000, 46000, но чаще всего используют радиально-упорные шарикоподшипники типа 178600 – 178800 с углом контакта 60°, имеющие быстроходность в 2–2,5 раза выше, чему упорных шарикоподшипников (dn)msx = (45) 105 мммин-1.
В последнее время применяют роликоподшипники конические однорядные (тип 67000) и двухрядные (тип 697000) с упорным буртом на наружном кольце, предназначенные для восприятия радиальной и осевой нагрузки, и однорядные со встроенными в широкое наружное кольцо пружинами (тип 17000), служащие для восприятия радиальных нагрузок в задних опорах.
При повышенных требованиях к быстроходности в опорах шпинделей применяют особо быстроходные радиально-упорные шарикоподшипники (тип 36000К) с несколько измененными конструктивными и геометрическими параметрами по сравнению с обычными. Эти подшипники собирают в комплекты по два, три или четыре.
В последнее время применяют специальные конструкции шпиндельных подшипников с регулированием натяга или поддержанием его на заданном уровне. На рисунке 4.15,в изображен подшипник, в котором предусмотрено промежуточное кольцо 2, образующее вместе с наружным кольцом 1 подшипника небольшой гидроцилиндр. Поршень-кольцо 3, смещаясь под давлением масла, создает осевую силу предварительного натяга, воздействуя на торцы роликов 4.
Давление масла автоматически изменяется при изменении температуры или нагрузки в узле, что обеспечивает независимость натяга подшипника от внешних воздействий.
Для создания шпиндельных узлов в виде отдельных агрегатных модулей, уменьшения трудоемкости конструирования, изготовления и эксплуатации шпиндельных узлов в практике станкостроения целесообразно применять типовые конструктивные схемы (рис. 4.16).
Рис. 4.16 Типовые конструктивные схемы шпиндельных узлов.
Их отличительной особенностью является то, что осевая нагрузка воспринимается передней опорой, задняя опора при этом плавающая, т. е. не закреплена в осевом направлении. Это повышает радиальную жесткость узла, уменьшает тепловые деформации переднего конца шпинделя.
Точность подшипников, которая регламентируется радиальным или осевым биением вращающегося кольца, во многом определяет точность вращения шпинделя. При этом радиальное биение передней А и задней В опор можно найти из простых геометрических соотношений, анализируя схему, приведенную на рисунке 4.17, а.
Радиальное биение конца шпинделя
(4.16)
Обычно принимают /3, где – допуск на радиальное биение конца шпинделя.
Приняв, что
По величинам А и в выбирают подшипники соответствующего класса точности. Рекомендуемые классы подшипников шпинделей станков различной точности приведены в табл. 4.8.
Таблица 4.8
Рекомендуемые классы подшипников
|
Класс точности станка |
Класс точности радиальных подшипников |
Класс точности упорных подшипников |
|
|
передняя опора |
задняя опора |
||
|
н |
5 |
5 |
5 |
|
п |
4 |
5 |
5 |
|
в |
2 |
4 |
4 |
|
А |
2 |
2 |
4 |
|
С |
2 |
2 |
2 |
Рис. 4.17 Схемы биения шпинделя на опорах: а – биения опор направлены в разные стороны; б – биения опор направлены в одну сторону
Если при сборке шпиндельного узла подшипники устанавливают таким образом, что их биения направлены в одну сторону, то это резко снижает биение переднего конца шпинделя (рис. 4.17, б).
Потери на трение в подшипниках качения оцениваются по моменту трения либо тепловым потоком, Вт, выделяемым в них:
(4.17)
где R – нагрузка на подшипник, Н; d – диаметр подшипника, мм; п – частота вращения, мин-1; f – условный коэффициент трения (для шариковых и роликовых цилиндрических подшипников f = 0,002…0,003; для конических роликоподшипников f = 0,004…0,008).
91. Опоры шпинделей и их основные характеристики.
Тип опор шпинделя, определяющий форму посадочных мест, выбирают на основании требований по точности обработки и быстроходности, которая определяется скоростным параметром – произведением dn, мммин-1, где d – диаметр отверстия под подшипник, мм; п – частота вращения шпинделя, мин-1. Эти значения для разных типов опор приведены в табл. 4.6.
Таблица 4.6
Точность и быстроходность шпиндельных узлов на разных опорах
|
Тип опор |
Радиальное и осевое биение шпинделя, мкм |
Отклонение от круглости обработанного изделия, мкм |
Скоростной параметр мм мин-1 |
|
Качения Гидродинамические Гидростатические Аэростатические |
1,00 0,50 0,05 0,10 |
1,0 0,5 0,2 0,5 |
0–10 1–10 0–15 5–40 |
Учитывая эти параметры, а также то, что подшипники качения имеют меньшую стоимость при централизованном изготовлении и просты в эксплуатации, в настоящее время более 95 % станков изготовляют со шпиндельными узлами на подшипниках качения.
Опоры скольжения применяют в шпиндельных узлах тех станков, где подшипники качения не могут обеспечить требуемой точности и долговечности работы. В качестве таких опор используют в зависимости от свойств гидродинамические и гидростатические подшипники, а также подшипники с газовой смазкой.
Гидродинамические подшипники применяют в станках с высокими постоянными или мало изменяющимися скоростями вращения шпинделей при незначительных нагрузках (станки шлифовальной группы).
По конструкции различают одноклиновые (рис. 4.21, а) и многоклиновые (рис. 4.21,б) гидродинамические подшипники.
а)
б)
Рис. 4.21 а) одноклиновые и б) многоклиновые гидродинамические подшипники.
В станкостроении используют многоклиновые т.к. одноклиновые, не могут обеспечить требуемой жесткости и точности вращения. В многоклиновых подшипниках создается несколько клиновых зазоров, куда вращающемся валом увлекается масло, и результирующая гидродинамических сил FД позволяет воспринимать внешнюю нагрузку F, действующую в любом направлении. Клиновые зазоры создаются обычно с помощью башмаков, самоустанавливающихся в зависимости от нагрузки и положения шпинделя. Самоустановка башмаков осуществляется либо их поворотом на сферических опорах (подшипник ЛОН-34 конструкции ЭНИМС, (рис. 4.22), либо поворотом относительно специально выполненной втулки (подшипник ЛОН-88, рис. 4.23).
Рис. 4.22 Подшипник ЛОН-34 конструкции ЭНИМС с самоустановкой башмаков поворотом на сферических опорах.
Рис. 4.23 Подшипник ЛОН-88 с самоустановкой башмаков поворотом относительно втулки.
Конструктивные параметры гидродинамических подшипников определяют исходя из диаметра D шейки шпинделя, выбранного конструктивно или по формуле (4.14) для обеспечения необходимой жесткости. При этом длину L вкладыша в осевом направлении и длину его по дуге В, см, принимают из соотношений
В 0,5D; L = 0,75D. (4.18)
Обычно диаметральный зазор, мкм,
= 3D, (4.19)
где D – диаметр шейки шпинделя, см.
В качестве рабочей жидкости применяют минеральное масло марки Л (велосит) с коэффициентом динамической вязкости = = (45) 10-3 Пас при 50 °С.
Расчет многоклинового гидродинамического подшипника сводится к следующему.
Определяют нагрузочную способность FД подшипника. При этом приближенно нагрузка на один вкладыш
(4.20)
где – относительный эксцентриситет; е – эксцентриситет (смещение центра шпинделя под действием внешней нагрузки), мкм; – координата точки опоры вкладыша относительно направления действия внешней нагрузки.
Нагрузочная способность подшипника
,
где k – число вкладышей.
Она равна нулю при отсутствии внешних сил, наибольшее, ее значение
(FД)max соответствует минимально допустимому зазору hmin в подшипнике; обычно , что позволяет получить для подшипника с тремя вкладышами следующую приближенную зависимость, Н:
(FД)max 0,8 F0 =0,036nD2 (4.21)
Жесткость гидродинамических подшипников определяется не столько жесткостью слоя смазки jм, сколько жесткостью элементов и сопряжений конструкции jn. Суммарная жесткость опоры, Н/мин,
(4.22)
При малых нагрузках, а, следовательно, небольших относительных смещениях для подшипника с тремя вкладышами
(4.23)
и при большой частоте вращения шпинделя она оказывается весьма высокой. Однако жесткость элементов конструкции при контакте сегментов с опорными поверхностями не превышает 250–300 Н/мкм, например, жесткость сферической пяты в подшипниках ЛОН-34 jn = 1,2dc, где dc – диаметр опорной полусферы, см; обычно dc = 1,5…2,5 см.
Существенным недостатком гидродинамических опор является изменение положения оси шпинделя при изменении частоты его вращения.
Гидростатические опоры обеспечивают высокую точность вращения, обладают высокой демпфирующей способностью, что значительно повышает виброустойчивость шпиндельного узла, имеют практически неограниченную долговечность, высокую нагрузочную способность при любой частоте вращения шпинделя. Гидростатические опоры могут быть использованы в качестве датчиков силы в системах адаптивного управления, в качестве приводов микроперемещений.
Принцип действия гидростатического подшипника основан на том, что при прокачивании масла под давлением от внешнего источника через зазоры (щели) между сопряженными поверхностями в зазоре, образуется несущий масляный слой, исключающий непосредственный контакт поверхностей даже при невращающемся шпинделе (рис. 4.10).
Рис. 4.24 Гидростатические осевые а) и радиальные б) опоры.
В радиальных подшипниках равномерно по окружности делают полости-карманы, куда через дроссели подается под давлением масло от источника питания (насоса). При приложении внешней нагрузки вал занимает эксцентричное положение, зазоры h в подшипнике перераспределяются, что приводит к увеличению давления р масла в одних карманах и уменьшению в противоположных. Уравнивания давлений в карманах не происходит вследствие наличия дросселей на входе в каждый карман. Разность давлений создает результирующую силу Fc, воспринимающую внешнюю нагрузку. Отвод смазочного материала производится через торцы подшипника, иногда и через дренажные канавки, выполненные на перемычках между карманами.
Конструктивные параметры радиальных гидростатических подшипников выбирают в зависимости от диаметра шейки шпинделя D, рассчитанного по формуле (4.14) для обеспечения требуемой жесткости шпиндельного узла или выбранного конструктивно с учетом диаметров стандартного переднего конца шпинделя. При этом обычно длина подшипника L = D, размеры перемычек,
ограничивающих карманы l0 = lk = 0,1D, диаметральный зазор
= (0,0008…0,001)D, мм.
Число карманов, как правило, принимают равным четырем.
В качестве рабочих жидкостей применяют минеральные масла с вязкостью = (110)10-3 Па с; для высокоскоростных шпинделей для уменьшения потерь на трение применяют масла с минимальной вязкостью, для повышения демпфирующей способности применяют солее вязкие масла. Параметры капиллярных или щелевых дросселей, обеспечивающих ламинарное течение смазочного материала, при малых эксцентриситетах е рассчитывают таким образом, чтобы выполнялось условие рк = 0,5/ра, где рк – давление в кармане; ра – давление, создаваемое насосом. Параметры гидростатических подшипников могут быть оптимизированы исходя из получения максимальной жесткости или минимальных потерь на трение.
Применение гидростатических опор требует сложной системы питания и сбора масла, что является их недостатком.
Расчет гидростатических подшипников сводится к определению нагрузочной способности, жесткости масляного слоя, расхода смазочного материала и потерь на трение и прокачивание масла. Нагрузочная способность гидростатических подшипников, Н, зависит от радиального смещения шпинделя в опоре
Fc =H Sэф СF (, k), (4.24)
где H – давление, создаваемое насосом, мПа; Sэф – эффективная площадь подшипника, учитывающая падение давления на перемычках, мм2; CF (, k) –функция, зависящая от относительного смещения е шпинделя в опоре и геометрических параметров опоры.
Для легко- и средненагруженных гидростатических подшипников внешние нагрузки, а, следовательно, и смещения невелики; тогда можно приближенно принять
СF (, k=, (4.25)
Для радиальных гидростатических подшипников приближенно
Sэф = 0,5D2, следовательно, его нагрузочная способность
Fc = 0,75 D2 *H = 1,5 *H, , (4.26)
Жесткость слоя смазки, Н/мм, гидростатического радиального подшипника при указанных выше малых смещениях
jм = 1,5 , (4.27)
Опоры с воздушной смазкой. В станкостроении применяют аэростатические подшипники, по принципу действия подобные аналогичным гидростатическим, только несущий слой в них создается путем подвода в зазоры между сопряженными поверхностями не жидкости, а сжатого воздуха под давлением, не превышающим 0,3– 0,4 мПа. Вследствие этого нагрузочная способность их невелика, однако малая вязкость воздуха позволяет существенно снизить потери на трение, что предопределило применение аэростатических подшипников в небольших прецизионных станках при больших окружных скоростях вращения шпинделя.