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

- в приводах подач и установочных перемещений, где не требуется высокая точность движения.

Кулачковые механизмы применяют для реализации сложного закона движения обычно в станках-автоматах с цикловым управлением.

При решении вопросов модернизации привода подачи станка базовой модели необходимо проанализировать возможность замены используемой в станке тяговой передачи на более совершенную по точности и производительности в зависимости от поставленной в задании на проектирование задачи.

Исходные данные для проектного расчета тягового механизма подачи разрабатываются на основе параметров технической характеристики, кинематической схемы и конструкций тягового механизма станка базовой модели в соответствии с заданием на проектирование.

Основной задачей проектного расчета является определение размеров наиболее нагруженного элемента тягового механизма (ходового винта, червяка, рейки и др.) обеспечивающих износостойкость, прочность, жесткость и точность механизма.

Все тяговые механизмы характеризуются нагрузочной способностью - тяговой силой.

В курсовом проекте тяговая сила привода подачи станка базовой модели может быть определена по мощности или крутящему моменту на валу двигателя привода подачи.

Крутящий момент на ходовом винте (гайке) или червяке или на оси реечного колеса и др. можно определить по известной зависимости (31) с учетом передаточного числа и к.п.д. привода.

Т = 9550 , (61)

где Р - мощность двигателя привода подачи или доля мощности общего двигателя привода станка на подачу кВт;

n_н - номинальная частота вращения двигателя, мин^-1;

- к.п.д. кинематической цепи от двигателя до расчетного элемента;

и - передаточное число этой цепи.

Предварительные расчетные диаметральные размеры для винтов и червяков устанавливаются по рекомендациям станкостроителей [13,15] или по ГОСТ (у) 25 329-82. Линейные размеры устанавливаются по данным станка базовой модели с учетом длины рабочего хода узла, размеров элементов тягового механизма (подвижного узла, опорной части, ограничителей хода и др.) Длина резьбовой части винта равна длине рабочего хода плюс длина гайки.

Проверяется соотношение линейных размеров и его соответствие рекомендованным для данной конструкции тягового механизма. Корректируются принятые для расчета геометрические параметры механизма в соответствии с рекомендациями.

После этого выполняют проектный расчет.

6.1 Передача ходовой винт-гайка скольжения

В передаче используют одно- и двухзаходные винты с трапецеидальной резьбой. Положительные свойства этой передачи:

- малый шаг, что обусловливает высокую редукцию и малый крутящий момент на ходовом винте;

- условия самоторможения, что позволяет применять эту передачу для установочных движений под нагрузкой и для вертикальных перемещений с фиксацией подвижного узла.

Недостатками передачи ходовой винт-гайка скольжения являются:

- наличие смешанного трения, связанное с этим повышенное изнашивание и, следовательно, быстрая потеря точности;

- наличие зазоров в резьбовом соединении;

- малые допустимые скорости движения;

- неравномерность движения на низких скоростях;

- большой коэффициент трения, т.е. низкий к.п.д.

Точность винтовой передачи определяется в основном, винтом, который должен обеспечить также и ее долговечность. Поэтому для ходовых винтов применяют азотируемые стали 50 ХФА, 18ХГТ, 38Х2МЮА, 30Х3МФ с твердостью азотированных поверхностей HRC 53…58 и высокоуглеродистые стали 8ХВ, ХВГ, 7ХГ2ВМ, У10А с объемной или поверхностной закалкой до H8C 50…60.

Для ходовых гаек применяют оловянистые бронзы Бр010Ф1, Бр0Ф65-0,15, БрОЦС 4-4-25 и др. безоловянистые БрАЖ 9-4, БрАМЦ 10-2, БрАЖН 10-4-4. Для передач низкой точности применяют гайки из антифрикционного чугуна АВЧ-1, АВЧ-2, АКЧ-1, АКЧ-2 или серого чугуна СЧ15 и СЧ20. (Механические свойства материалов приведены в таблице 9).

Таблица 9 - Механические свойства материалов для ходовых

винтов

Зазор в резьбе регулируют и устраняют двумя способами. Первый состоит в том, что гайку изготавливают из двух полугаек. Одну из них прикрепляют к подвижному узлу, другую с помощью клина, прокладок или резьбового соединения перемещают в осевом направлении. По второму способу одну полугайку поворачивают относительно другой при неизменном осевом положении [5,10] .

Ходовые винты устанавливаются на опорах, которые могут состоять из одного или нескольких подшипников. Опора с одним радиальным подшипником рассматривается как шарнирная (без защемления), опора с радиальным и одним или двумя упорными подшипниками или комбинированным упорно-радиальным рассматривается как опора с защемлением.

Короткие ходовые винты устанавливаются обычно на одной постоянной опоре, рассматривая в качестве второй гайку.

Опоры ходовых винтов комплектуются из радиальных, радиально-упорных, упорных и комбинированных подшипников. Обычно для ходовых винтов в качестве опор с защемлением используют комплект из радиального типа 200, 300 и двух упорных шарикоподшипников типа 8100, 8200 или из радиально-упорного типа 46100, 46200 и одного упорного. В станках с ЧПУ широко применяют комбинированные роликовые упорно-радиальные подшипники типа 504700, 504900, которые используют как в комплекте, так и без внутреннего кольца.

В некоторых станках опоры комплектуют из радиальных роликовых и упорных шариковых 8100,8200 или роликовых 1009900, 9210. В опорах для вертикальных винтов применяют также упорно-радиальные роликовые комбинированные подшипниковые типа 609900, 609800. Параметры подшипников приведены в , приложение Б.

Исходные данные для расчета передачи ходовой винт-гайка скольжения следующие:

• крутящий момент на винте, Нм;

• тяговая сила, F_a,H;

• средний диаметр резьбы, d,м;

• шаг резьбы, р, м;

• длина гайки, ,м;

• профиль резьбы;

• рабочая высота профиля, h,м;

• угол профиля резьбы, град;

• расчетная схема установки винта в опорах.

Ходовые винты передачи изготавливают с трапецеидальной резьбой стандартного профиля с углом 30⁰ , прецизионные передачи делают с углом профиля 10…20⁰ .

Осевая тяговая сила, действующая на винте

F_а = , H, (62)

где - угол подъема резьбы, град;

= arctq , (63)

- угол трения, град;

= arctq , (64)

где f - коэффициент трения (для бронзовых гаек f = 0,1, для чугунных f = 0,13);

- угол наклона рабочей поверхности резьбы (для резьбы стандартного профиля - 15⁰) (для прецизионных резьб = 5-10 );

d₀- средний диаметр резьбы, м.

Диаметр резьбы ходового винта в первом приближении можно установить по рекомендованному соотношению длины гайки и диаметра резьбы которое равняется от 1,5 до 4 (обычно принимают = (2-3 d₀)).

Длину гайки можно определить по станку базовой модели: на кинематической схеме указывается шаг ходового винта. Гайка ходового винта обычно имеет 8-9 витков, отсюда можно принять = (8-9)р.

Геометрические параметры профиля стандартной трапецеидальной резьбы следующие:

- наружный диаметр d = do + 0,5p;

- внутренний диаметр резьбы d₁ = d - (p+2a_c),

где а_с – зазор по вершине резьбы винтовой пары:

для р = 3, 4 и 5 мм – а_с = 0,25 мм;

для р = 6, 8, 10 и 12 мм а_c = 0,5 мм; для р = 16 мм – а_с = 1,0 мм.

- высота профиля резьбы h = (0,5p +a_c).

Расчетная схема винтовой передачи (рисунок 37) составляется в соответствии с конструкцией представленной в технической документации станка базовой модели. В зависимости от задачи, постановленной в задании на проектирование, могут быть изменены характер установки винта в опорах или конструкция гайки. Линейные размеры винта определяются по существующей в базовой модели конструкции.

L=L_рх+L_с+0,5∑ℓ_on+ℓ_o , (65)

где L - длина винта между серединами опор;

L_рх - длина рабочего хода подвижного узла;

L_с - линейный размер по оси винта подвижного узла (суппорта, стола и др.) до гайки;

∑ℓ_on - суммарная длина опорных частей винта;

ℓ_o - длина ограничителя хода.

Длина рабочего хода задается в характеристике станка или определяется по максимальным размерам обрабатываемой детали (для токарных станков) или длине хода стола.

После определения исходных данных приступают к расчету работоспособности винтовой пары.

Расчет ведется по предварительно установленным размерам винта с последующей их проверкой.

Максимальная частота вращения винта (гайки) определяется по величине максимальной подачи

, мин^-1,

где s_max – максимальная подача, мм/мин;

р – шаг резьбы ходового винта (определяется по кинематической схеме станка), мм.

Крутящий момент М на ходовом винте рассчитывается по формуле

Т = Т_д· , Нм, (66)

где М_д – крутящий момент на валу двигателя, Н · м;

η – к.п.д. привода подачи (от двигателя до винта или гайки).

; (67)

и – передаточное число этой цепи.

Если в каталоге двигателей задана мощность, то крутящий момент на валу двигателя можно определить по соотношению

,

где Р_н – номинальная мощность двигателя, кВт;

n_н – номинальная частота вращения двигателя, мин^-1.

Экспериментально установленные значения к.п.д. отдельных видов передач, используемых в приводах металлорежущих станков, приведены в .

Работоспособность проектируемой передачи «винт – гайка скольжения» определяется ее износостойкостью, жесткостью, прочностью, способностью выдерживать критические нагрузки и обеспечивать плавность хода исполнительного механизма при предельных (критических) частотах вращения винта.

Износостойкость винтовой пары передачи «винт –гайка» зависит от давления в контакте. Среднее давление в контакте определяют по формуле

, Па, (68)

где р – шаг резьбы ходового винта, м;

d₀ – средний диаметр резьбы винта, м;

- отношение рабочей высоты профиля к шагу резьбы, для трапециидальной = 0,5 ;

l – длина гайки, м

[σ_к] – допустимое давление в контакте винтовой пары, Па.

Для бронзовых гаек точных токарно-винторезных и резьбонарезных станков допустимое давление [σ_к] = 3 · 10⁶ Па.

Для других передач с бронзовой гайкой [σ_к] = 12 · 10⁶ Па.

Для передач с чугунной гайкой [σ_к] = 8 · 10⁶ Па.

Механические свойства материалов, используемых для ходовых винтов приведены в таблице 9.

Проверка среднего диаметра резьбы d₀ производится по осевой жесткости винта, т. е. по изменению шага винтовой передачи Δр.

, мм (69)

где Е – модуль упругости материала винта (см. табл. 9), МПа;

S – площадь поперечного сечения стержня винта, мм²;

[Δр] – допустимое отклонение на шаг резьбы ходового винта.

Полученное значение Δр должно быть меньше допустимого отклонения на шаг резьбы ходового винта.

Допуск на шаг трапецеидальной резьбы ходовых винтов зависит от допуска на диаметральный размер, прогрессивной ошибки шага резьбы на длине свинчивания и степени точности резьбы . Ходовые винты металлорежущих станков изготавливают преимущественно в среднем классе точности при степени точности 7е, 7g. Ходовые винты станков классов точности В и А изготавливают в точном классе 6е и 6g.