Материал: Расчет и конструирование станков. курсовое проектирование. Пачевский В.М., Старов В.Н

где F_z,y – составляющая силы резания в расчетной плоскости, Н;

F – составляющая силы, действующей на приводном элементе в расчетной плоскости, Н; (знак + перед F, если силы направлены в одну сторону)

Е – модуль упругости материала шпинделя, МПа; (для стали Е = 2-2,2 · 10⁵МПа)

I₁ – среднее значение осевого момента инерции сечения консоли, мм⁴;

I₂ – среднее значение осевого момента инерции сечения шпинделя в пролете между опорами, мм⁴.

j_A и j_B – радиальная жесткость передней и задней опор, Н/мм;

ε – коэффициент защемления в передней опоре, значения которого приведены (см. табл. 7).Среднее значение осевого момента инерции сечения передней консоли равно

, мм⁴ . (56)

Среднее значение осевого момента инерции сечения межопорной части

, мм⁴.

Радиальная жесткость опоры зависит от количества, типов и размеров подшипников, образующих эту опору. Ориентировочную жесткость каждого подшипника можно установить по графикам, приведенным на рисунке 37.

Рисунок 37 - Зависимость жесткости подшипника от его диаметра:

1 – двухрядные роликовые подшипники; 2 – конические роликовые подшипники; 3 – шариковые подшипники; 4 - гидростатические опоры (при Р_ш = 2 МПа); 5 – упорные шариковые подшипники; 6 – радиальные шарикоподшипники; 7 – радиально–опорные шариковые

После расчета величин перемещения переднего конца шпинделя в плоскостях ХОZ и YOZ находят суммарное радиальное перемещение.

2. Приводной элемент размещен на задней консоли.

Радиальное упругое перемещение переднего конца шпинделя при размещении приводного элемента на задней консоли (рис. 35, б) определяется по зависимости

,мм (57)

Верхние знаки берутся, если F_z,y и F направлены в разные стороны. Нижние знаки берутся, если F_z,y и F направлены в одну сторону. При отсутствии защемляющего момента значение ε = 0.

3. шпиндель не воспринимает радиальных нагрузок от приводного элемента.

Радиальное упругое перемещение переднего конца шпинделя (рисунок. 35, в), не воспринимающего нагрузки от привода, но с учетом защемляющего момента, определяется по формуле

, мм (58)

где G – модуль сдвига. Для стали G = 0,8 · 10⁵ МПа;

S₁, S₂ – площади сечения консоли и межопорной части шпинделя соответственно, мм².

Без учета защемляющего момента радиальное упругое перемещение можно определить по зависимости:

мм. (59)

После расчета величин перемещения переднего конца шпинделя в плоскостях ХОZ и YOZ находят суммарное радиальное перемещение .

Полученная величина сравнивается с допустимой . За допустимую величину радиального перемещения переднего конца шпинделя принимается треть технологического допуска на размер лимитирующей поверхности (см. таблица 2).

. (60)

Пример расчета ШУ токарного станка с ЧПУ.

1. Исходные данные:

Частота вращения шпинделя 8 1600 мин ^-1.

Мощность двигателя 22 кВт.

Номинальная частота вращения вала двигателя 1500 мин ^-1.

Максимальная частота вращения вала двигателя 3000 мин ^-1.

Максимальный диаметр обработки детали 500 мм.

рисунке 38.

Рисунок 38 Шпиндельный узел токарного станка

Вид шпиндельной бабки с размещением валов привода главного движения показан на рисунке 39.

На рисунке 40 представлен график частот вращения шпинделя: первые два диапазона частот вращения шпинделя обеспечивают передачу движения с постоянной мощностью, 3^й

диапазон –с постоянным крутящим моментом.

2. Размерные параметры ШУ базовой модели:

- диаметр шпинделя в передней опоре равен 160мм;

- диаметр отверстия шпинделя в передней консоли равен 72 мм;

- диаметр отверстия в межопорной части шпинделя d_омо = 60 мм.

Линейные размеры: вылет передней консоли (от середины; переднего подшипника до точки приложения силы) а = 167 мм межопорное расстояние = 625 мм; расстояние от середины переднего подшипника до точки приложения силы от приводной шестерни в = 250 мм.

Рисунок 40 - График частот вращения шпинделя

токарного станка

3. Силы, действующие на шпиндель.

Расчет сил ведется по скоростному режиму работы шпинделя в зоне максимальной расчетной нагрузки в средней части второго диапазона частот вращения шпинделя, принимаем

n_р = 100 мин^-1, диаметр обработки d_max = 500мм = 0,5 м.

Силу резания можно определить по максимальной нагрузке при расчетной скорости резания.

F_z = ;

F_у = 0,4F_z = 2522,3 Н.

Крутящий момент на зубчатом колесе шпинделя

Т = Т_д и = 9550 ,

где и – передаточное число определяется по графику частот вращения.

Диаметр зубчатого колеса d_зк = Z_к m = 96 · 4 = 384 мм.

где Z_к – число зубьев;

m – модуль.

Окружная сила на колесе

F_tк = 2 · 10^{3 .}

Приводное зубчатое колесо на шпинделе и шестерня, передающая движение на колесо расположены под углом

= 5⁰ (см. рис. 39).

Угол зацепления = 20⁰. Угол наклона зубьев = 0.

Силы, действующие на шпинделе:

F_t = F_tк sin = 17500 · 0,087 = 1522,5 Н.

Радиальная сила:

F_r = F_tк cos tg /cos = 17500 0,36 · 0,996 = 6274,8 Н.

Радиальная жесткость шпиндельного узла определяется по зависимости (56)

.

Осевые моменты инерции переднего конца и межопорной части определяются по формуле:

I₁ = 0,05 · d⁴

I₁ = 0,05 · 160⁴ = 32768000 = 31457280мм⁴

I₁ = 0,05 · 120⁴ = 10368000 = 9745920 мм⁴

Жесткость опор определяется по графику (см. рис. 36).

Жесткость передней опоры: ј_A = 1,6 ·10⁶ Н/мм

Жесткость задней опоры: ј_В = 1,3 · 10⁶ Н/мм

мм.

Допускается , где - допустимое радиальное отклонение шпинделя под нагрузкой.

Модернизируемый станок повышенной точности, квалитет точности лимитирующей поверхности – седьмой. Для размеров обрабатываемой поверхности до 400 мм технологический допуск составляет 89 мкм (см. таблица 2)

= 29,3 мкм = 0,0293 мм > 0,0248 мм.

Жесткость ШУ достаточна для станка повышенной точности.

6 Проектирование привода подач

Электромеханические приводы подач также как и приводы главного движения подразделяются на приводы со ступенчатым и бесступенчатым регулированием. Приводы подач со ступенчатым регулированием могут быть независимыми или кинематически связанными с приводом главного движения.

Методики структурного построения привода подач, графоаналитического и кинематического расчетов рассмотрены в разделе 2. Особенностью графоаналитического расчета кинематически связанного привода подач, как уже говорилось, является то, что расчет и построение графиков ведется в пересчете на один оборот шпинделя.

Для изменения подачи применяют коробки передач с передвижными колесами или электромагнитными муфтами, сменные колеса и специальные механизмы, предназначенные для сокращения числа валов и создания компактной коробки подач. Чаще всего в коробках подач приводов со ступенчатым регулированием подач применяют механизмы с вытяжной шпонкой, со ступенчатым конусом и накидным колесом, типа меандр и др.

Основным недостатком этих механизмов является малая жесткость. Замена этих механизмов на более жесткие является одним из путей модернизации привода подач.

Реализацию прямолинейного движения подачи подвижных узлов станка осуществляют тяговые механизмы, которые являются последним звеном кинематической цепи привода подачи. Круговые подачи в станках карусельного типа осуществляют обычно, с помощью червячных передач реже используют зубчатые, фрикционные и др. передачи.

Тяговые механизмы прямолинейного движения основаны на использовании передач: ходовой винт-гайка, зубчатое колесо-рейка или зубчатый сектор-рейка, червяк-рейка, кулачковых, шатунных, рычажных механизмов.

В некоторых разработках станков для прямолинейных подач используют линейные электродвигатели, непосредственно передающие движение якоря двигателя исполнительному органу станка (столу, суппорту и др.).

Для обеспечения высокой производительности, точности, надежности тяговые устройства должны удовлетворять следующим требованиям:

- обеспечивать заданный закон движения с заданной скоростью;

- иметь высокий к.п.д.; обладать высокой жесткостью;

- обладать высоким быстродействием и обеспечивать точность позиционирования; обладать высокой чувствительностью к малым перемещениям;

- беззазорность соединений; обладать высокой износостойкостью.

Наибольшее распространение имеют передача ходовой винт-гайка, принцип действия которой основан на взаимодействии винтовых поверхностей винта и гайки и характеризуется условиями, определяющими вид трения. По этому признаку винтовые передачи подразделяются на использующие трение скольжения и трение качения.

К первой группе относятся передачи винт-гайка скольжения и гидростатическая передача, ко второй передача винт-гайка качения.

Винт-гайка скольжения применяется в станках с ручным управлением и в неответственных механизмах, используемых для вспомогательных перемещений в станках с ЧПУ.

Гидростатическая винтовая передача является эффективной, особенно в приводах подач тяжелых станков высоких классов точности, так как она является беззазорной и обеспечивает высокую равномерность движения.

Передача ходовой винт-гайка качения обычно применяется с использованием шариков в качестве тел качения, циркулирующих по замкнутой траектории, и получила название шариковой винтовой передачи (ШВП). Эта передача получила преимущественное распространение в механизмах подач современных станков всех типов.

В станках с большой длиной рабочего хода перемещаемого узла (продольно-фрезерных, горизонтально-расточных и др.) в качестве модификации винтовой применяют червячно-реечную передачу, в которой червяк выполняет роль короткого винта, а длинная рейка – гайки. Эти передачи также как и винтовые бывают скольжения, гидростатические или шариковые (качения).

Зубчато-реечная передача применяется:

- в приводах подач крупных станков, в том числе и с ЧПУ при большой длине перемещений, и в долбежных станках;