Процесс создания нового станка

Раздел II «Расчет и конструирование станков» 1. Процесс конструирования станков 2. Процесс создания нового станка состоит из нескольких основных этапов: 1) Конструирование 2) Технологическая подготовка производства 3) Изготовление и сборка отдельных узлов и всего станка Конструирование – наиболее сложный и трудоемкий процесс (по некоторым данным 60% затрат). При конструирование должно быть рассмотрено большое количество вариантов. Создано значительное количество оригинальных конструкций узлов и элементов с учетом большего числа взаимосвязанных факторов и не только технического порядка. Все это возможно осуществить только на основе ЭВМ и создании систем автоматизированного проектирования (САПР). Сроки проектирования сокращаются от 3-4 лет до 1 года. Весь процесс конструирования можно условно разделить на ряд последовательных этапов: Рис.1 Рис. 1 Этапы процесса разработки нового станка I. Уточнение служебного назначения станка проводят на основе анализа размеров, формы, совокупности поверхностей, материалов обрабатываемых деталей и качества обработки. К исходным данным относятся также количество обрабатываемых деталей и их разнообразие. В результате анализа размерных характеристик деталей их разбивают на группы по общим признакам и даже для каждой группы выбирают деталь – прототип (представитель) (см. схему). Далее разрабатывают оптимальные типовые техпроцессы изготовления деталей – представителей на станке. При этом определяют не только последовательность обработки деталей, но и число режущих инструментов и его номенклатуру, режимы резание (V,S,t) силу и мощность резания. Данные параметры позволяют определить не только служебное назначение станка, но и его технологические характеристики. II.Определение технических характеристик 1) Размерные характеристики станка 2) Скоростные характеристики привода главного движения и привода подач. 3) Скоростные характеристики привода вспомогательных движений 4) Силовые характеристики приводов (главного, подач, вспомогательного) 1. Скоростные характеристики привода главного движения Скорости рабочих движений определяются допустимыми скоростями резания с учетом их роста в перспективе (сейчас же это м/мин просты, но есть инструмент позволяющий резать металлы со скоростью 500-800 м/мин). Частоты вращения шпинделя станка зависят так же и от размеров обрабатываемых деталей или режущего инструмента. Для токарных станков: Данные статистического анализа большего числа станков этой группы показали, что диапазон изменения диаметров обработанных на них деталей равен 4-6, т.е. Для фрезерных станков и станков сверлильной группы предельные числа оборотов инструмента определяются по тем же формулам по и относятся к инструменту (фреза, сверло). 2. Характеристика скоростей вспомогательных движений С увеличением скорости вспомогательных перемещений растет и погрешность позиционирования рабочего органа станка. Р.о. разгоняется до скорости , а затем поступает команда на снижение скорости получает и Р.о. останавливается. Однако если команда на торможение поступает с погрешностью, то р.о. останавливается с погрешностью позиционирования. Поэтому коробка быстрого переещения выбирается с учетом требуемой точности позиционирования. (15-20 мм/мин). 3. Силовые характеристики Мощность привода характеризует возможность станка преодолеть при заданных режимах резания возникающие силы. Общая мощность привода - полезная мощность - мощность затрат на трение Полезная мощность в приводе главного движения ровна: (кВт) - тангенциальная составляющая силы резания - скорость резания м/мин Для привода подач (к Вт) - тяговая сила (кГс) - минимальная подача мм/мин Мощность двигателя привода определяется - к.п.д. коробки скоростей или коробки подач 4. Разработка кинематической схемы станка включает этапы 1. Выбор принципиальной схемы станка 2. Анализ движений инструмента и заготовки в процессе обработки 3. Составление и уточнение общей схемы станка При этом необходимо: 1) по возможности уменьшить количество кинематических звеньев в цепи 2) зубчатые передачи от ведущего звена к ведомому располагать в порядке возрастания степени редукции. 3) Избегать много заходных червячных передач, которые обладают дополнительными линейными ошибками. Привод станков Структура привода со ступенчатым регулированием Передачи со ступенчатым регулированием обычно компактны и просты, имеют высокий к.п.д. Кинематические возможности привода оценивают диапазоном регулирования: или где , , а и - значения минимальной и максимальной подачи Для современных станков привода главного движения находится в приводах 10-200. При ступенчатом регулировании должно обеспечиваться ряд различных скоростей , находящихся в пределах Число скоростей обычно колеблется от 18 до 36, число подач значительно выше. Еще в 1876 году русским академиком Гадолиным была обоснована целесообразность применения геометрического ряда частот вращения. Для Г.Р. характерны следующие зависимости: 1) ; где - знаменатель геометрического ряда 2) 3) 4) Для данного исходного ряда принято т.е. Остальные ряды получаются по первому Обычно используются только следующие знаменатели рядов 1,06:1,12:1,26,1,41:1,58:2 Знаменатели рядов 1,46 и 1,78 не удовлетворяют I- му принципу и их применять не желательно. Ряд базовый и в станках не применяется. Ряд и 1,41 для универсальных станков Ряд для автоматов и тяжелых станков где вспомогательное время очень велико и нет необходимости точной настройки на скорость. Частоты вращения так же стандартизованы и базовый ряд начинается с об/мин Практически выбранные значения чисел оборотов не должны отличаться от теории более чем на . Геометрический ряд примечателен еще и тем, что позволяет проектировать сложные коробки скоростей и подач путем комбинации последовательно или последовательно-паралельно соединенных двух валовых коробок. Двухваловая коробка – группа подач, связывающих два вала. Число передач Р в группе ли еще называют числом ступеней в группе может быть равно 1,2,3,4. Большее количество передач не допускаются из-за увеличения длины валов и резкого падения их жесткости. При последовательном соединении таких групп в коробке скоростей, число её ступеней Z подсчитывается по формуле: (структура коробки скоростей множительная) При последовательно – параллельном сложная структура (много комбинаций) Пример последовательной структуры: (структура множительная) Пример сложной структуры: "=12,7< Если взять 12=16, что больше 14,5 и тогда на границе получим вариант. А недостающая часть передаточного отношения скорректируется введением постоянной передачи на рисунке ременной Следующий этап определения чисел зубьев зубчатых колес Выбранные числа зубьев передач должны удовлетворять условиям: 1) обеспечить необходимые (опред. из графика чисел оборотов) передаточные отношения; 2) обеспечить постоянную сумму зубьев в пределах двухваловой передачи учитывая эти два условия: , получаем , (А) По формулам А, определяют числа зубьев, задаваясь и зная . Однако при подборе по этим формулам числа получается сложением и при определении их можно выйти за пределы погрешности . Для облегчения расчетов созданы спец. таблицы ( Погрешность стр. 102-104). Далее производят силовые расчеты элементов коробок скоростей. Особые структуры привода 1. Передаточные части ступеней скоростей 2. Ломанный геометрический ряд 3. Коробка скоростей со сменными шестернями (колесами) 4. Сложная структура (составная) 5. Коробка с многоступенчатым двигателем 6. АКС При проектировании коробок скоростей и подач по методике изложенной выше, в ряде случаев бывает невозможно построить коробку, обеспечивающую заданный диапазон регулирования привода не нарушив ограничение Так например необходимо создать коробку скоростей с . Характеристики последующей переборной группы для этого случая или . А диапазон же регулирования последующей переборной группы Отсюда следует, что будет минимальным при числе передач в последующей переборной группе и равен Учитывая ограничение * или откуда Тогда для ряда - предельное значение Не нарушая классическую методику расширить можно только усложнив коробку введением, например перебора. Перекрытие части ступеней. Чтобы избежать введения перебора, отказываются от нормальной равномерной структуры, а применяют искусственное снижение характеристики последней переборной группы. Так например для получения значение ряда необходимо иметь 21 ступень. В этих случаях проектируют коробки на большее число ступеней ', записывая структурную формулу для ' с характеристиками последней или последних переборных групп равномерно уменьшенных на '. Для нашего случая можно записать следующую формулу: 0 I II III Наибольший эффект при использовании данного способа (перекрытие ступеней) получится при для ряда вместо 0 I II 0 I II III будет Увеличив общее число передач в группах всего на одну (10 против 9) получают . Для ряда при Ломанный геометрический ряд Предпосылка его применения обосновывается тем, что наибольший объем работ станка приходится на детали средних размеров. Поэтому наибольшее число включений выпадает на средние скорости (середину ряда ступеней) и здесь настройка на скорость должна быть наиболее точной. По концам же ряда ошибки в настройке на скорость не дают ощутимых потерь производительности станка и поэтому общий ряд ступеней со знаменателем можно разбить на три участка: I – й участок на низких ступенях и III–й на высоких взят со знаменателем , а средний оставить со знаменателем . При этом уменьшается количество ступеней коробки, но зато появляется возможность при этом сохранить общий диапазон регулирования, не выходя за ограничения *, либо, сохранив общее количество ступеней, расширить диапазон регулирования коробки. Ломанный ряд получается, если искусственно расширить характеристику основной группы. В общем случае диапазон регулирования привода с частичным выпадением скорости равен: где – диапазон регулирования привода без выпадения скорости – диапазон регулирования основной группы без увеличения её характеристик – диапазон регулирования основной группы с увеличением ее характеристики на «». Т.е. диапазон регулирования с ломаным рядом превышает диапазон нормальной множительной структуры в раз. 0 I II В качестве примера возьмем структуру и будем менять , определяя . 1. Нормальная множительная структура при " 2. " 3. " Структурная сетка и график чисел оборотов будет иметь вид. Частота вращения и отсутствуют . 3. Коробки скоростей со сменными шестернями В случае, когда некоторые частоты вращения шпинделя используются особенно часто, применяется гитара сменных колес. Набор сменных колес проектируют как обычную множительную группу передач. Применением набора сменных колес позволяет увеличить число передач в группе по сравнению с рекомендуемым не увеличивая габарита коробки. Пример: 0 I II (гитара имеет 4 пары сменных колес) 4. Сложенная структура Сложенная структура привода образуется как сумма структур двух приводов, один из которых предназначен для высших, а другой для низших ступеней скорости вращения. Каждый из этих приводов строится по обычной множительной структуре. Общее число скоростей . Обычно эти два привода имеют общую часть с числом ступеней и тогда '"'+")'"). Сложенные структуры могут быть построены по следующим трем вариантам (а,б,в). а) б) в) В варианте в) "=1 и формула '). Такие структуры позволяет не только рассмотреть диапазон регулирования, но и повысить ее к.п.д., так как высшие частоты передаются по более коротким кинематическим цепям. 5. Коробки скоростей с многоскоростными электродвигателями Применяются в приводах многоскоростных электродвигателей упрощенной конструкции, так как двигатель выступает как один из множительных групп на 2 или 3 ступени в зависимости от числа скоростей двигателя. Различные частоты асинхронных электродвигателей получают переключением полюсов и как правило дают геометрический ряд со знаменателем . Поэтому необходимо выбрать такой структурный вариант в котором бы характеристики группы представляющие двигатель удовлетворяли условию: Для ряда 1,26 х=3 1,41 х=2 Пример: 0 I II Для ряда основной группой может быть только группа из 2 ступеней 0 I II Особенности кинематического расчета АКС Легкость управления и включении любой скорости на ходу сделали АКС незаменимыми в приводах станков с ЧПУ где команды на переключение скорости поступают от программоносителя на электромагнитные муфты коробки. В качестве источников движения в приводе с АКС используют бесступенчато регулируемые электродвигатели РД ( постоянного тока – ДПТ, асинхронные с частотным регулированием) или двух-трех скоростные асинхронные двигатели. Часто АКС осуществляют лишь часть переключений (внутри поддиапазона) другая часть – переход с одного поддиапазона на другой осуществляется обычными методами. В настоящее время созданы АКС как с электромагнитными муфтами, так и с гидравлическими переключениями (нет проскальзывания, характерных для ЭММ) Кинематический расчет АКС не отличается от обычного. Однако расчету АКС+РД присущи некоторые особенности. Данный привод применяют для точной настройки чисел оборотов шпинделя. Т.к. диапазон регулирования существующих РД не превышает 7-15, то его соединяют с механической АКС. РД обеспечивает бесступенчатое регулирование в поддиапазоне, а АКС переход на поддиапазоны. При расчете ДПТ представляют как групповую передачу на ступеней с рядом т.е. ; ; до Число ступеней , где – число ступеней механических характеристик Электрическую группу считают основной т.е . Тогда диапазон регулирования этой группы отсюда . При заданном число ступеней механической коробки равно: . Пример: Рассчитать АКС привода на 36 ступеней ; ; об/мин; об/мин Число ступеней РД с постоянной мощностью . На структурной сетке из средней точки вала ЭД выйдет 10 ступеней , тогда структурная формула: 0 I II > Перекрыв четыре ступени 0 I II Силовой расчет коробок скоростей подач и приводов I. Выбор расчетных сил II. Регулирование постоянной мощностью III. Коэффициент полезного действия IV. Расчет элементов и механизмов коробок скоростей и подач Силовой расчет сводиться к определению основных размеров деталей привода (шестерен, валов, подшипников, муфт и т.д.) в зависимости от сил действующих на них. Наиболее типичной схемой действия внешних сил являются силы резания, может быть схема представляется также для токарного станка). По отношению к коробке скоростей внешними силами явл. действующую на деталь и инструменты и сила Q на шкиве или роторе, кВт. Во время работы станка крутящий момент ' на шкиве уравновешен силами действующих на деталь, а также силами трения в парах коробки т.е. ' где ; '; – общее передаточное отношение коробки; – передаточное отношение от данной пары трения и до шпинделя. Уравнение * можно записать и так '; где - к.п.д. - число данных элементов в цепи Момент от сил резания (на шпинделе) определяет эфф. мощность - число оборотов шпинделя Тогда мощность эл. двигателя Подсчет сил осуществляют по формулам теории резания материалов. Привод подач, преодолевает составляющую силу резания и силы трения, возникающие в направляющих исполнительного органа (стола, суппорта, шпиндельной головки и т.п.). В некоторых случаях необходимо учитывать силы инерции (для ускоренных перемещений) , где - сила тяги в коробке подач - реакция в направляющих - коэффициент трения - масса и ускорение перемещаемых частей. Реакции в направляющих определяют по расчетным схемам. Расчет валов производят по формулам сопротивления материалов, определив предварительно крутящий момент на каждом из них по формуле: , где - мощность на - том валу определяется как Так каждый вал коробки может вращаться с различными скоростями в зависимости от частоты вращения шпинделя, то встает вопрос об определении, так называемой, расчетной частоты вращения Её определяют по выражению , полученному из следующих соображений. При обработке на станке скорость резания и сила резания не связанны с диаметром детали. Поэтому при любых оборотах. Это означает, что передаваемая мощность при любом шпинделя. Но для этих условий при получается . При расчете по этому моменту габариты элементов коробки будут завышены для все оборотов. Поэтому и берут . Тогда на и допускают работу привода с и производят обработку заготовок на неполной мощности - с заниженными значениями сил резания (параметров режима резания). Далее производят ориентированный или уточненый расчет диаметров валов. Ориентировочный диаметр Уточненный расчет производят по схеме, учитывающей действия на валу изгибающих моментов от составляющих и касательной силы определяемой в двух взаимно перпендикулярных плоскостях. Если на валу могут быть включены несколько поочередно работающих пердач, то для расчета выбирают те зацепления, в которых передаются наибольшие крутящие моменты. Диаметр вала подсчитывают по выражению: где - допускаемое напряжение при симметричном цикле нагружения , где - предел выносливости при симметричном цикле нагружения. Для стали 40Х , например , - масштабный фактор (табл.) - коэффициент зависящий от качества обработки поверхности валов (для шлифованных - ) - эффективный коэффициент концентрации напряжения - запас прочности Расчет подшипников Подшипники выбирают из соответствующих справочников по нагрузкам на подшипники – опорные реакции, окружным скоростям и заданной долговечности Расчет зубчатых передач. Ведут по ГОСТ 21354-87 (СТ СЭВ 5744-86) «Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные внешнего зацепления. Расчет на прочность», который предусматривает расчет на контактное сопротивление усталости активных поверхностей и на сопротивление усталости зубьев на изгиб. Примечание. Примеры такого расчета применительно к коробкам скоростей и подач и соответствующие справочные материалы приведены также в учебном пособии Свирщевский, Ю.И. Расчет и конструирование коробок скоростей и подач [Текст]/ Ю.И.Свирщевский, Н.Н. Макейчик. – Минск: Вышэйшая школа,1976 -215 с. , , и в ; - коэффициент формы зуба - номинальная мощность - минимальное число оборотов шестерни (малого числа) при котором передается полная мощность передаточное число , - ширина колеса , Расчет и конструирование шпиндельных узлов 1. Типовые конструкции шпинделей и основные схемы шпиндельных узлов 2. Показатели работоспособности шпиндельного узла 3. Материалы и термообработка шпинделей Шпиндель – главный несущий вал коробки скоростей; предназначенный для передачи вращения, закрепленной на нем заготовке или инструменту. Шпиндельный узел состоит из собственно шпинделя и его опор. Расчет и конструктивное определение шпинделей имеет свою специфику по сравнению с обычными валами т.к. точность вращения шпинделя определяет точность готовой детали, то и требования к жесткости и точности его повышены. А это в свою очередь определяет и вид опор и их расположение. Конструкцию шпинделя определяют следующие элементы: – Диаметр шпинделя – Наличие или отсутствие отверстия в нем – приводные детали (, шкивы) и их расположение на шпинделе – тип подшипников и их расположение – метод крепления патрона или инструмента, что определяет конструкцию переднего конца шпинделя Передние концы шпинделей стандартизованы: Токарные: резьбовые и фланцовые ГОСТ 16868-71 Концы шпинделей резьбовые. Размеры ГОСТ 12595-2003 (ИСО 702-1:2001) Станки металлорежущие. Концы шпинделей фланцевые типа А и фланцы зажимных устройств. Основные и присоединительные размеры Фрезерные станки Сверлильные станки ГОСТ 24644-81 Концы шпинделей и хвостовики инструментов сверлильных, расточных и фрезерных станков. Размеры. Технические требования Посадочные поверхности шпинделя подвергают закалке ТВЧ до тв. Материал шпинделя сталь 40Х, 45; 50 Наиболее широкое распространение получили следующие восемь схем установки подшипниковых опор, а также конструктивных схем № п/п Схема расположения опор Подшипники передних опор Подшипники задних опор i г/часов Примечание Радиальные Упорные Радиальные Упорные 1. 3182100 ГОСТ 7634-56 Радиально-упорные ГОСТ 831-62 46000 2 шт. 3182100 - 1/1 Высокоскоростные токарные и фрезерные линии станка 2. 3182100 - 46000 - 0,95/0,7 3. 3182100 Упорный подшипник ГОСТ 6874-54 8000 2 шт. 3182100 - 1,0/3,0 4. - 3182100 8000 2 шт. 3182100 - 0,8/3,0 5. - 3182100 - 3182100 - 0,9/2,5 6. ГОСТ 333-35 2007100 - 2007100 - 1,0/1,0 7. 2007100 2 шт. - 2007100 - 1,25/1,0 8. 46000 2 шт. - 3182100 Или 2100 - 0,7/1,0 1. Радиальная и осевая жесткость 2. Радиальное и осевое биение (точность врезания) 3. Тепловыделение в узле и тепловая деформация шпинделя 4. Динамические характеристики и быстроходность. При больших осевых нагрузках должна быть высокая осевая жесткость (установка упорных подшипников). Если шпиндель нагружен в основном радиальными нагрузками ставят двухрядные роликовые подшипники радиально-упорные подшипники и т.д. Для направления тепловых деформаций к заднему концу шпинделя (чтобы не влияло на точность обработки детали) передний конец шпинделя защемляют упорными подшипниками (схема 3). Задний же конец плавающий. Однако при этом в передней опоре повышается тепловыделение, что отрицательно сказывается на работе упорных подшипников. Поэтому для высокоскоростных станков выгоднее схема 1 или 8. Расчет шпиндельного узла на жесткость. Различают осевую и радиальную жесткость. Радиальная определяется как отношение радиальной силы, приложенной к переднему концу шпинделя, к его радиальному смещению (деформацией в радиальном направлении). Осевая жесткость – отношение осевой силы к осевому смещению переднего конца шпинделя. При расчете на жесткость шпиндель заменяют эквивалентной балкой на опорах, тип которых зависит от типа подшипников. При двух шариковых подшипниках качения расчетная схема принимает вид балки на ножевых опорах (рис а) а) Если в опоре два подшипника качения или один роликовый, то можно считать, что шпиндель в этом месте не имеет поворота (рис. б). б) В общем случае деформация переднего конца шпинделя зависит не только от сил приложенных к нему, но и сил, действующих на другие части шпинделя ( см.схему (в). в) При совместном действии всех сил рассчитать деформацию переднего конца шпинделя сложно. Однако, используя методы теории упругости удается найти и деформацию переднего конца шпинделя и рассчитать его жесткость. Представим шпиндель в виде балки на упругом основании (схема г) с приложенными к ней всеми силами. Под действием этих сил балка деформируется и ее деформации записывают в виде уравнений упругой линии балки вида: (1) где: - распределенная реакция со стороны упорного основания; - момент инерции сечения; - модуль упругости 1-го рода; - нагрузка на балку по ее длине. В реальном шпиндельном узле роль упругого основания выполняют подшипники качения, а тот факт, что это упорные основания не на всей длине шпинделя учитывается при решении путем выбора начальных условий. Уравнение (1) линейно по отношению к силе и поэтому при решении можно использовать принцип суперпозиции. Т. е. рассчитать эффект от каждой отдельной силы, а общий эффект представить как сумму эффектов. Пример: 1. Сила от внешней нагрузки 2. Сила – ой шестерни передающей вращение от коробки скоростей 3. – от шкива, – распределение нагрузки от веса. Решая дифференциальное уравнение 1* для каждого отдельного случая получают составляющие общего прогиба конца шпинделя: а) ; ; б) ; ; в); г) ; ; Полученный суммарный прогиб конца шпинделя сравнивают с допустимыми значениями , где – расстояние между опорами шпинделя. Если это условие не выполняется, то увеличивают при этом нагрузка на несущую опору упадет т.к. или Что улучшает условия работы подшипников в трущей опоре. Радиальная податливость подшипников шпиндельных узлов Упругие шпинделя возникают не только в результате его собственного прогиба, но и в результате податливости подшипников или деталей. Радиальная жесткость подшипников в узле (кгс/мм) : - реакция в опорах, - податливость в радиальных направляющих подшипников складывается из упругих сближений и контактных деформациях в местах посадки колец на поверхности вала и корпуса т.е. Если подшипник устанавливается в корпусе так, что зазор между телами качения и дорожкой отсутствует, то можно считать, что . Значение для радиальных подшипников подставляется в зависимости от величины чисто радиальной нагрузки воспринимаемой нагружающимся телом качения , - реакция в опоре - число рядов по краям - число в 1 ряду - угол контакта, град. Значение можно найти в работе вертикальной гр. III В общем случае упругое сближение колец подшипников может быть рассчитано по выражению мм (значение и даны гл. III табл.) Для радиальных шарикоподшипников , Конические роликовые , Двухрядные роликовые , Однорядные роликовые , - диаметр отверстия в мм Радиальная податливость где - соответственно, диаметры внутренние и наружный и ширина кольца зависит от точности посадки. Чем точнее посадка, тем меньше Примечание: При расчете на жесткость шпинделя ряд его параметров берут из конструктивных соображений, а некоторые из предварительно ориентируемых расчетов. 1) Длина консоли шпинделя (переднего конца) принимается в пределах 100-150 мм. 2) Расстояние «а» между опорами берется из конструктивных соображений на основе предварительных определенных размеров к.с. Далее этот параметр уточняется 3) Средний диаметр шпинделя при отношении предварительно рассчитывают по выражению где - коэффициент запаса прочности и - коэффициенты учитывающие концентрацию напряжений и момента : и - коэффициенты напряжений при напряжений ориентир. не может взять Коэффициенты - зависят от отношения амплитуды момента к его среднему значению и след. зависят от характера обработки на станке. Чистовое точение: и обдирка Или по следующему алгоритму. .Расчет шпиндельного узла Исходные данные: Мощность привода главного движения Р= 30 кВт; максимальная частота вращения шпинделя nmax=4000 об/мин ; класс точности станка – П; параметр шероховатости обработанной поверхности Ra=20 мкм; Шпиндельный узел должен обеспечить шероховатость Ra=20 мкм. Заданную шероховатость обеспечивают все виды опор. Выбираем опоры качения, как наиболее распространенные и позволяющие получить шероховатость Ra≤ 20 мкм. По выражению определяем диаметр шейки шпинделя под переднюю опору d= к/nмах,мм, где: -к- коэффициент быстроходности шпиндельного узла в зависимости от вида подшипников, мм/мин ( к= (3,0-5,0)105, мм/мин); -nмах- максимальная частота вращения шпинделя, 1/мин. Подставив заданные значения 2800 1/мин и к=5 мм/мин, получаем d =160 мм Диаметр шпинделя в задней опоре: dЗ=(0,8-0,9)d=0,9*160=144 мм; Ориентировочные значения диаметров шпинделя между опорами (dМ), в задней опоре (dЗ) переднего конца шпинделя находим по выражениям. Диаметр шпинделя между опорами: DM =( dЗ +d)/2=145+160=150 мм; Диаметр переднего конца шпинделя: D1=(1,051,2)d=(1,051,2)* 160= 170190 мм Принимаем по ГОСТ D1=180 мм В соответствии с типом станка и наибольшим диаметром обработки по таблице выбираем максимальный диаметр фланца шпинделя D=320 мм. Диаметр сквозного отверстия предварительно принимаем d0=0,5*d=0,5*160= 80 мм Ориентировочно длину консольной части шпинделя принимаем равной b=180 мм. Тогда расстояние между опорами а=3b=3*180=540 мм Таблица ориентировочных размерных параметров шпиндельного узла, мм d DM D1 D d0 b a d3 160 150 180 320 80 180 540 145 Определение путей повышения жесткости шпиндельного узла. При проектировании шпиндельного узла выявляют наличие жесткого узла и разрабатывают мероприятия по повышению его жесткости. Перепишем уравнение 1 в следующем виде: Согласовав значения (*) и - моменты инерции сечения консоли и проектной части шпинделя Любая часть правой часть по размерности и физическому характеризуют податливость отдельных звеньев шпиндельного узла (подшипников и шпинделя) приведенную к переднему концу шпинделя. Обозначим: - ж. шпиндельного узла, привед. к концу шпинделя - ж. переднего подшипника, привед. к концу шпинделя - ж. заднего подшипника, привед. к концу шпинделя - собственная жесткость консольной части шпинделя - собственная жесткость части шпинделя и тогда Каждое слагаемое правой части этого уравнения характеризует дополнительные деформации вносимых конца шпинделя Примем, например, что жесткость опор и, тогда в уравнении (*) 1-ый и 2-ой член будет равен 0 и податливость шпинделя выразиться: (**) Данное уравнение линейно относительно «а» При а=0 (нет промежуточной части, подшипники расположены подряд) податливость определяется только консольной частью шпинделя Изобразим это графически. Линии 1 соответствуют уравнению (**) Как видно из графика (1) по мере увеличения опорного роста податливость растет, а жесткость падает. Следовательно податливость стремиться к уменьшению «а». Но с другой стороны, в действительности, опоры шпинделя абсолютно жесткие и поэтому податливость шпиндельного узла будет изменяться иначе. Из уравнения (*) при конечной жесткости опор и при податливость . По мере же увеличения а податливость падает, но только до определенного значения , а дальше начинает возрастать (жесткость падать) линия 2. Поэтому необходимо, чтобы . Если же сделать , то предпочтительно выбрать , о причинах говорилось ранее.(Нагрузка на переднюю опору меньше). В общем случае для увеличения жесткости необходимо: 1. Повышать жесткость подшипников за счет изменения их размеров или создания предварительных натягов в них. 2. Применять подшипники большей жесткости (роликовые вместо шариковых) 3. Увеличить диаметр шпинделя или уменьшить осевые габариты. Определение оптимального по критерию жесткости расстояния между опорами шпинделя. Как было показано выше зависимость а) имеет экстремум. Взяв пропорции на «а» и преобразовав выражение получим кубическое уравнение: Решив это уравнение графоаналитически находим корень уравнения как пересечение кубической параболы и прямой линии Δ – условная длина. Её выбирают несколько больше отделимой Для стандартных шпинделей уравнение запишется Строим график этих двух кривых в одинаковых масштабах. Абсцисса точка пересечения этих линий, а аргумент Пример: при кгс/мкм мм мм3 : мм3 Построив изгиб параболу Находим на графике точку пересечения мм Этому значению и соответствует наименьший прогиб конца шпинделя, т.е. наибольшая его жесткость. После определения оптимального расстояния . Конструируем узел шпинделя с Расчет точности вращения шпинделя Точность вращения шпинделя зависит от точности вращения подшипников. Неточность вращения шпинделя выражается в биении его конца Δ. Биение Δ ограничивается требованиями к точности изготовления (обработки) деталей на данном станке. Допустимые биения [Δ] ГОСТами на нормы точности соответствующих групп станков. Составим расчетную схему для определения Δ. Из ΔС перпендикулярно С' и ΔВ21 Δ* Схема 2 более благоприятная (знак "-" в уравнении *) Для двухопорных шпинделей, когда опорах установлено несколько подшипников уравнение (*) зависимости: Δ (**) где и - число подшипников в передних и задних опорах воспринимаемых радиальную нагрузку Если Δ>[Δ], то принимают класс точности подшипников или добиваются заданного значения за счет регулирования биения при сборке (схема 2). Рекомендуемые классы точности подшипников для шпинделя станка Класс точности станка Класс точности радиальных подшипников качения Класс точности упорных подшипников Передняя опора Задняя опора Н 5 5 5 П 4 5 5 В 2 4 4 Радиальное биение Δ (мкм) Класс точности станка Наибольший диаметр обработки изделия (мм) До 250 250-800 800-1600 Н 8 10 16 П 5 7 10 В 3 5 - Осевая жесткость подшипников с натягом где -осевая нагрузка на шпиндель (кгс) - усилие предварительного натяга (кгс) - осевая деф. в подшипниках кгс Виброустойчивость шпинделей Вибрация шпинделей непосредственно влияет на устойчивость всей системы станка и на шероховатость обработанных поверхностей. Оценка виброустйчивости шпинделей ведется по частоте собственных колебаний шпинделя. И ее сравнивают с частотой возмущающей силы. Если > , то шпиндель вибростойкий. При сближении частот ≈ вероятность появления резонанса возрастает, что приводит к резкому повышению амплитуды собственных колебаний шпинделя. В действительности шпиндель имеет бесконечное множество собственных частот колебаний, но практическую важность для общей виброустойчивости станка представляет лишь падение частоты колебаний. Шпиндель и закрепленные на нем детали имеют сложную форму и поэтому собственную частоту можно определить лишь приблизительно поскольку след. расчетной схеме, тогда определяется по формуле: где - вес отдельных элементов на которые разбита масса шпинделя - под действием веса всей системы в точке приложения включая деф. опор. - ускорение свободного падения (силы тяжести) Для устранения опасности резонанса должна отличаться от угловой частоты вращения шп. на 25-30% . Обычно должно быть не ниже 200 Гц, а наиболее ответственных случаях до 500 Гц. Основные меры по повышению собств. частоты шпинделя сводятся к следующему 1. Облегчение веса шпинделя и загрязнения деталей 2. Разгрузка шпинделя от веса шкивов шестерен, сил натяжения клиноременной передачи и т.п. 3. Повышение жесткости опор и самого шпинделя Конструкции опор качения Конструктивное оформление подшипниковых узлов их посадки подшипников Смазка и уплотнение. Компоновка конфигурации шпиндельных опор I. 1 гайка, 2 гайка, 3,5 подшипник упорный 8000, 4 кольцо, 6 втулка,7 втулка,8-2-х рядный роликовый подшипник 31821009- дистанционное кольцо (часто стальное)10 уплотнительное,11 фланец , 12 гайка Коническая шейка шпинделя * не достаточно хорошая база и не обеспечивает достаточного совпадения оси отв. подшипника соси шпинделя. Поэтому П 3182100 и аналогичные ему рекомендуют базировать еще и по торцу как показано на рис. 1 Прием такой конструкции шр. опоры шп. явл. простота регулирования зазоров в подшипниках осевой в упорных 3 и 5 через гайку и торец в ступице 7 и радиальной в подшипнике 8 с помощью гайки 1 и 12 и дистанционного кольца 9. Недостаток II. В данной конструкции осевая нагрузка воспринимается радиально-упорным подшипникам 4 и 7 (его быстроходность выше чем упорного) 1 – гайка; 2 – втулка; 3 – кольцо составное (2) 4,7 – радиально – упорный подшипник 46000; 5,6,8,9 – втулка дистанционная; 10 – подшипник 3182100; 11 – дистанционное кольцо составное; 12 – уплотнитель; 13 – гайка. Для разгрузки упорных подшипников 4. 7. диаметр посадки шейки на шпинделе чуть меньше внутреннего диаметра подшипников. Натяг в радиально-упорных подшипниках 4.7. создается с помощью втулки, имеющих различную длину в1 и в. III. В последние годы в шп. узлах прим. специальные шпиндельные подшипники (радиально-упорные) шариковые и роликовые. Они устанавливаются с предварительного натяга. Водило опора могут быть 1,2,3 подшипники по одной сумме «Тандем» «х» «0» Радиально-упорные подшипники бывают 2- х типов а) особобыстроходные серии 3600 К и 36000 КУ с учетом контакта α=15° б) и серии 46000К и 46000 КУ с учетом α=26° Опоры шпинделей данной конструкции используются в в легких и средних токарных, фрезерных, расточных и шлифовальных станках с высокой рабочей скоростью. Рисунок III. 1 – гайка; 2 – крышка с уплотнением; 3 – роликовый двухрядный радиальный подшипник 3182100; 4 – дисковое кольцо; 5 – гайка; 6 – кольцо; 7,10,11 – специальный радиально-упорный шариковый подшипник серии 36000К или 46000К; 8,9 – втулки; 12 – крышка; 13 – втулка; 14 – кольцо. В первой опоре устанавливаем 2 по схеме «тандем» и 1 по «0» особобыстроходный подшипник серии 36000 или46000. IV. Подшипники типа ГАМС (производство фирм Англии и Франции) отвечает особая конструкция сепаратора. Сепаратор снабжен отверстиями и занимает все свободное производство между дорожками качения наружного и внутреннего кольца. Ролики в этих подшипниках полнее. В результате создается система каналов по которым под действием центробежных сил циркулирует смазка. Шпиндельные узлы с подшипниками Гаме применяют и тяжелых токарных и фрезерных станках работающих на средних скоростях с большой нагрузкой. Данные: максимальный диаметр обработанной детали 360 мм мм об/мин быстроходность мм об/мин При конструировании новых шпиндельных узлов руководствуются: 1. ГОСТ 20821-75 подшипники шариковые упорные радиально сверлильные 2. ГОСТ 20856-75 подшипники шариковые высокоскоростные 3. ГОСТ 832-78 радиально-упорные сдвоенные 4. Конструкции, расчеты и методы проверки шпиндельных (сила на удар) узлов с опорами качения. Методические указания 1870. ЭНИМС. 5. Конструкция и расчет опор ходовых винтов с упорными роликовыми подшипниками в приводе подач станков с ЧПУ. 1975. ЭНИМС. Конструирование основных элементов коробки скоростей Полученные при расчете данных диаметры валов, з.к. (, подшипники, иголки, шлицы и т.д. используются при эскизном проектировании коробки скоростей. Эскизная компоновка коробки скоростей проводиться в одной – двух проекциях, имеющих наибольшие представления о конструкции коробки скоростей. Условия <; На втором этапе эскизной компоновки производиться конструирование валов, т.е. точное установление их конструкции, обеспечивающих каждую сборку и параллельную работу насаживаемых на вал деталей. (Вспомогательный материал – справочник конструктора машиностроителя, станочника. С. – П.И. Орлов «Основы конструирования» Коробки опор в 3-х вариантах: 1. Коробка скоростей в одном корпусе со шпинделем – шпиндельная бабка. 2. Коробка скоростей выполнена в отдельном корпусе (раздельный привод) 3. Коробка скоростей встроена в станину (обычно фрезерные станки) повышается точность за счет суммарной вибрации типовых дифференциалов. Допускаемые напряжения Для приведенной передачи при изменении напряжения изгиба по полученному циклу. – эфф. коэффициент концентрации напряжений у зуба (для стальных нормализованных и улучшенных зубьев колес ; подвергнутых объемной закалке , поверхностной закалке . – коэффициент безопасности = 1,5 – 2. – предел выносливости материала на изгиб при суммирующем цикле пар. Н/мм2 для цилиндрических и поверхностно закаленных колес. Н/мм2 для колес коэффициент режима нагрузки (коэффициент долговечности) при расчете на изгиб определяется по уравнению при твердой рабочей поверхности зубьев (упругие и нормальные стали) При НВ > 350 (для закаленных сталей) – базовое число циклов – число циклов нагружения зуба колеся за весь срок службы. При постоянной нагрузке действительно число циклов – число оборотов в мин. – число зацеплений зуба за 1 оборот (часто) для связанных колес () – число часов работы за весь срок службы . Если что К<1 берут К=1 часов за год Для расчетов привода Марка стали Механическая характеристика стали Н/мм2 Твердость Т.о. НВ среднее HRC пов. 45 600 340 260-300 53-55 20Х 800 650 420 230-240 - 40Х 1000 850 500 - 52-56 Кинематический расчет приводов подач станков 1. Основные положения и требования предъявляемые к к.п. 2. Расчет к.п. 3. Расчет резьбовых к.п. Привод подач по сравнению с приводом главного движения обладает рядом специфических особенностей: а) Количество ступеней подач как правило много больше чем б) В приводах подач используют часто кроме геометрического ряда, арифметический или специальный. в) Движение конечного звена может быть как не прерывистым, так и прерывистым (подача непрерывная или прерывная). г) Часто необходимо точное согласование движения подачи со скоростью вращения шпинделя. В этом случае (резьбовые под.) движения зависит т шпинделя и констр. выполненной по схеме 2. В остальных случаях и у станков с ЧПУ по схеме 1. д) Тихоходность конечных звеньев привода подачи, а значит и большая редукция в кинематической цепи привода (червячные передачи). е) Повышенная точность передаточных отношений в цепи подачи. В связи с этим конструктивные варианты и кинематические расчеты коробки подач имеют в ряде случаев свою специфику. 1) Коробки подач могут двигаться либо от отдельного электродвигателя либо от шпинделя когда требуется согласование вращательного движения шпинделя с поступательным движением конечного звена привода подачи. 2) По схеме 2 выполняются приводы подач предназначенные для нарезания резьб. И коробки подач в таком приводе называют резьбовыми в отличие от трубовых по схеме 1. Расчет трубовых коробок Не отличается от расчета коробок скоростей за исключением того, что на выходе коробки подач мы имеем вращательное движение и поэтому необходимо механизм преобразующий его в поступательное. При расчете же чисел оборотов входного вала коробки подач необходимо произвести пересчет величины подач или скорости поступательного движения в частоту вращения выходного вала коробки подач. Конечное звено – зубчатая рейка – реечное колесо За 1 оборот реечного колеса рейка перемещается на длину его делительной окружности на мм При необходимости переместить рейку на величину подач реечного колеса должна сделать оборотов Конечное звено ходового винта – гайки За один оборот ходового винта гайки (а значит и суппорта с резцом) перемещается на величину хода резьбы ходового винта. Т.е Тогда для перемещения суппорта (гайки) на величину -той подачи ходовой винт должен сделать оборотов , где – число заходов резьбы ходового винта , Пересчитывая заданный ряд или рассчитывая ряд подач от до для которого справедлива формула: ; ; ; в значениях до оборотов выходного вала коробки передач приступают к расчету коробки передач по методике расчета коробки скоростей. Пример: мм/об; ; ; Исходное движение шпинделя 1 об об Отсюда видно, что максимальная редукция которую должны обеспечить привод подач ровна . Коробка же подач при выбранной структурной формуле может обеспечить в пределе Если же выбрать более реальный минимум передаточное отношение в группах например , то после коробки подач необходимо обеспечить редукцию равную Проще всего такую редукцию обеспечить через передачу Кинематическая схема такой коробки будет выглядеть следующим образом (сверлильный станок) график чисел оборотов. Расчет резьбовых коробок Схема винторезной цепи: Точнее передаточное отношение подбирают за счет подбора колес гитары Передаточное отношение определяется следующим образом. Если нарезается метрическая резьба, то вспомогательное берут в мм. Для дюймовой резьбы, где шаг резьбы задается количеством ниток на 1 дюйм (1'') Для модульной резьбы Такой тип коробки применяют в станках при редкой настройке их на различные типы резьб (автоматы, полуавтоматы, специальные станка и т.п.) Обычно в универсальных токарно-винторезных станках используют более сложный структурно кинематический вариант, а именно в цепь подач включают гитару сменных колес , механизм колес шестерни и множительного механизма (типа и тогда УКБ винторезной цепи включает , а кинематическая схема выглядит следующим образом После разбивки получается. N ступени Шаг резьбы, мм 1:2 1:1 2:1 1 1 2 4 2 - - 4,5 3 1,25 1,5 5 4 - - 5,5 5 1,5 3 6 6 1,75 3,5 (7) Для получения всего ряда шагов естественно конце для столбца 3 с Таким образом чтобы и передаточное отношение были пропорциональны шагу резьб в строке 3 т.е. . Причем коэффициент пропорциональности берут образцы, чтобы (т.е. меньшее колесо Механизм Нортона) было не менее . При и тогда ; ; ; ; ; Причем число зубьев колеса равно 32. Передаточное отношение всего передач и тогда из уравнения К.Б. цепи отсюда Т.к. из условия обеспечения множительного мы должны взять механизма и множительного механизма Механизм Нортона рассчитывается таким образом (его передаточное отношение) что бы он развертывал какую то часть ряда нормальных резьб. Множительный же механизм обеспечивает передачу этого ряда либо , либо с удвоенным его значением , либо с учетверенным и т.п. При расчете всего шага метрические резьбы разбивают на группы таким образом чтобы шаг последующей группы имел значение в два раза больше чем соответствующее шаги предыдущего. Например необходимо спроектировать винторезную коробку подач для метрических резьб с Приводы подач станков с ЧПУ 1. Особенности конструкций приводов подач 2. Основные требования, классификация, типовые схемы. 3. Силовой расчет привода подач 4. Расчет на жесткость привода пода Отличительной особенностью приводов подач станков с ЧПУ является с кинематической точки зрения то, что функцию органа настройки выполняет сам источник движения (ДПТ или электрогидравлический шаговый привод: шаговый элетро гидравлический двигатель) За счет этого цепь кинематики становиться двигатель + механизм преобразующий вращательное движение в поступательное + редуктор (по необходимости) Применение числового программного управления требует: 1. Сведения всех зазоров в цепи подач к минимуму. Для этого применяют беззазорные редукторы и беззазорные пары винт – гайка качения. 2. Обеспечение высокой жесткости привода (отсутствие всяких упругих деформаций в приводе влияющих на точность перемещения его конечного звена (р.о.). 3. Обеспечение плавных перемещений на максимальных подачах 4. Обеспечение минимальной зоны нечувствительности 5. Скорость холостого хода не менее 10-16 мин; время разгона до этой скорости не должен превышать 0,2-0,4 сек 6. Скорость до установленных перемещений до 1мм/мин точность позиционирования до 1-2 мкм. Классификация приводов подач с ЧПУ 1. По системе управления а) замкнутые б) разомкнутые 2. По типу привода а) со ступенчатым регулированием (асс двигатель + к.п. с ЭММ) б) следящим (ДПТ) (6Н13ГН) в) шаговой (ШД + гидроусилитель) 16К20Ф3; 1713Ф3; 1Б732Ф3; РТ730Ф3; 1П752Ф3; 6Р13Ф3; 1П752Ф3; 6Р13Ф3 Привода подач называется компонентными электрогидравлическими приводами подач. Тип Э32Г18-22 Э – компоненты включает гидроусилители, следующей и шаговый двигатель З – шаг винта, 2 – форма кромок Г18 – 2 – обозначение модели ГУ Последующая цифра характереизует модель ШД цена Максимальное число оборотов Э32Г18 – 22 0,8 (8) 800 8000 2000 об/мин – 23 1,6 (16) 1600 – 24 3,2 (32) 4-8 3200 4000 – 25 6,4 (64) 6400 Все более широкое распространение получают приводы подач высокомоментными ДПТ. Мощность от 0,75 до 18,5 кВт. Электроприводы и электродвигатели для станков с ЧПУ, м. Машиностроение 1971, г. 140 . Силовой расчет привода подач Сводится к определению тягового усилия привода подач и – на приводном валу и по нему выбрать двигатель. Силами нагружающими детали механизма подач являются в общем случае сила резания – сила подач, сила трения направляющих суппортов как результат действия веса движущихся частей и нормальных составляющих силы резания. где – коэффициент трения; – реакция в направляющих от действия внешней силы. (усиливают реакцию веса части и т.п.) Рассчитать схему передач как: Реакции в направляющих рассчитываются как на основе уравнений равновесия сил (теоретическая механика) По найденному определяем Для механизма винт – гайка где – средний радиус винта – угол подъема винтовой линии – угол трения пары винт – гайка – коэффициент трения – для пары сталь – бронза оловянно – фосфористая – для пары сталь – бронза без оловянная – для пары сталь – сталь группа антифрикционные – для шариковой винт – гайки качения Конечное звено реечная шестерня – рейка ; – диаметр начальной окружности реечного колеса Крутящий момент для -го вала коробки подач подсчитывается по выражению , где – передаточное отношение от тягового вала (ходового вала или вала реечного колеса) до - го вала коробки подач – К.П.Д. этого участка цепи Кроме при рабочих движениях необходимо учитывать и при ускоренных перемещениях особенно в момент разгона. где – маховый момент привода к винту – время разгона – () сек. – вес перемещающихся частей () м/мин – частота вращения ходового винта при ускоренном перемещении стола Обычно * на рабочем ходу где – крутящий момент ходового винта на рабочем ходу – крутящий момент от сил трения на ходовом винте – передаточное отношение цепи от винта до двигателя – передаточное отношение цепи по валам На холостом ходу где – крутящий момент винта на холостом ходу По выражению * определяют рабочего хода например ; Для холостого хода Выбирают двигатель Расчет жесткости привода подач В приводах подач станков с ЧПУ получили распространение 3 варианта крепления концов ходовых винтов В схеме I конструкция опор винта такова, что величина нагрузки воспринимается обеими опорами. Растяжка винта (схема II) уменьшает его собственные деформации по сравнению с I – ой схемой. Для коротких винтов используют схему III, где ходовой винт закреплен в осевом направлении только одним концом. вариант Способ крепления I Винт закрепленный двумя концами II Винт растянут III Винт закреплен одним концом Под действием осевой силы на ходовом винте в системе ходового винта в системе – опоры возникают упругие деформации (снижается растяжение) вызывающие смещение ходового винта относительно гайки (запаздывание). Возможные зоны упругих деформаций представлены на рисунке. зоны упругих деформаций в опорах винта Расчетная схема может быть представлена в следующем виде: – жесткость опор ходового винта – собственная жесткость левой и правой половины винта – реакции в опорах Суммируя податливость упругих элементов правой и левой части ходового вала получаем жесткость системы винт – опора. (1) (2) (3) Учтя податливость гайки, получим суммарную жесткость узла ходового винта (4) Эта суммарная жесткость не должна превышать допустимую Для упорных шарикоподшипников зависимость деформации нагрузка выглядит следующим образом: (5) Здесь - реакция в опоре А (кГс) Z – число шариков в подшипниках – угол контакта, , – диаметр тела качения в шариках в а его жесткость определяется как Дифференцируя (5) получаем жесткость упорных подшипников (6) Жесткость ходового винта рассчитывается по формуле Гука Для предварительных расчетов можно принять и тогда – площадь винта В этом случае и Передача винт – гайка качения (ВГК) ВГК обеспечивает выгодную осевую жесткость и равномерность движения, растет возможность полностью устранить зазоры в рубке; обладает высоким К.П.Д. (до 0,90,95), обеспечивает полную независимость сил трения от скорости перемещения. Все это делает передачу ВГК прецизионной и обеспечивает возможность осуществления точного режима работы и повторяемости процесса. ВГК применяют в приводах подач высокоточных станков (шлифовальные полировально – фрезерный, координатно – расточной) и станков с ПУ. Недостаток – низкая погрузочная способность из-за высоких контактных давлений обусловленных различием кривизны рабочих поверхностей (шарик – канавка). На рис. показан общий вид этой передачи. Между винтом и гайкой помещаются шарики, перекатывающие при вращении винта. 1 – винт 2 – гайка 3 – корпус 4 – шарики 5 – зубчатые венцы Конструкция ВГК зависит от профиля резьбы, способа возврата шариков, от их компонования и метода регулирования зазора. Одним из наиболее распространенных вариантов ВГК является пара проводником и началом возврата шариков из последующего витка в предыдущий, выполненного в виде вкладыша. – радиус шарика – радиус продавленной канавки Натяг в паре ВГК осуществляется путем отношения поворота гаек на один или несколько зубцов, распложенных на зубчатых венцах этих гаек. Расчет передачи ВГК в приводе станка с ЧПУ Основные размеры передач ВГК регламентированы нормалью станкостроения Н23-7. Приняты следующие соотношения: Средний диаметр вала где его длина угол наклона ; Передачу ВГК рассчитывают на: 1. Стратегическую прочность поверхностного слоя контактирующих тел 2. Долговечность 3. Осевую жесткость 4. КПД Для нормализованных ВГК (материал чайки 9ХС а ходовой винт – ХВГ, шариков – ШХ15) Допускаемая статистическая нагрузка на 1 шар. Пи отсутствии натяга статическая сила на винт допустима где – расчетное число шариков в гайке равно 0,7 от действительного – угол наклона винтовой линии канавки , Допустимая нагрузка с учетом долговечности (обжиг 5000 часов) где – коэффициент долговечности – коэффициент терпимости нагрузки (при наличии натяга ) – расчетное число оборотов в мин. ; Число циклов нагружений винта 107 – базовое число циклов нагружений. Расчет предварительного натяга Натяг увеличивает жесткость передачи, на повышает мощность холостого хода (КПД). Усилия натяга принимают. Где – максимальная осевая нагрузка на винте Тогда наибольшая осевая нагрузка при данной силе натяга определяется Осевое смещение прод резьбы гаек необходимое для предварительного натяга. Корпусные детали станков 1. Конструктивные формы станины 2. Расчет станин на жесткость 3. Температурные деформации корпусных деталей К корпусным деталям относятся станины, стойки, поперечены и др. детали, служащие для взаимного расположения основных узлов станка, а также корпуса, коробки скоростей и коробки подач, задние бабки, суппорты, столы, планшайбы и т.п. Корпусные детали во многом определяют точность, жесткость и виброустойчивость станка. Одной из наиболее ответственных корпусных деталей станка является станина, конструкцию которой определяют следующие требования: 1. Высокая жесткость и виброустойчивость 2. Длительное сохранение точности 3. Технологичность конструкции и минимальный вес 4. Удобное взаимное расположение на всех узлах 5. Удобный отвод стружки и др. Станины могут быть горизонтальными и вертикальными (стойки) Сложные станины обычно состоят из отдельных частей (стоек, секций), которые образуют основной контур станка (замкнутый – более жесткий, разомкнутый). Конструктивно блоки станины обычно коробчатой формы с внутренними стенками и перегородками для повышения жесткости и образовании отдельных полостей и отсеков. Получают обычно отливкой из чугуна марки СЧ 32 и СЧ21 (литые – виброгасящие). В последнее время применяют и сварные конструкции как более легкие. Расчет станин на жесткость Включает в себя 1. Выбор расчетной схемы и определению усилий действующих на станину. 2. Расчет деформаций станин 3. Сравнение полученных деформаций и допустимых 4. Уточнение конструктивных параметров станка Расчетная схема Простые горизонтальные станины представляют как двухопорные балки с расчетной длинной . Вертикальная станина (стойку заменяют консольными балками или открытыми рамами с расчетными длинами и деформирующих частей Расчет деформаций станины под действием внешних нагрузок (силы резания, вес узлов нагрузки) Если сечения замкнут, то момент инерции читают обычным методом сапромата. При расчете незамкнутых необходимо учитывать влияние ребер. Ребра не оказывают существенного влияния при вертикальном изгибе станины и поэтому момент инерции определяют относительно нейтральной оси При изгибе в горизонтальной плоскости ребра оказывают существенное влияние на жесткость и следует считать относительно оси но с поправочным коэффициентом. – момент инерции оси для прямоугольных полу ребер для П – образных ребер для диагональных Далее определяют деформацию станины. Например для случая нагружения станины силой приложенной в середине, Каинская В.В. получила формулу приведенной жесткости сечения Эти значения подставляют в обычную формулу деформации при изгибе двухсторонней балки Δ Δ– максимальная деформация станины в горизонтальной плоскости кроме расчетов на изгиб, станины часто проверяют на скручивание. Калинина В.В. и др. «Станины и корпусные детали МПС». Машгиз, 1560 г. Допустимые значения деформаций станин определяют из условий высокой точности обработки. Поэтому расчет перемещений инструмента или детали в направлении, влияющем от точности обработки. Для токарных станков средний размер суммарных деформаций станины при Δ А расчет деформаций в направлении резца ведут по выражению ΔΔ, где Δ– деформация станины от изгиба в горизонтальной плоскости в направлении оси под резцом – угол закручивания станины в сечении резца – расстояние от оси станины до линии центров станка Температурные деформации Неравномерность нагрева станин приводит к их деформации, которая влияет на точность обработки. Величины осевых деформаций определяют из условия пропорциональности деформаций средним температурам. ΔΔ где – длина станины в мм, – коэффициент линейного распределения Δ– средняя избыточная температура Для чугуна Если допустить, что станина представляет собой балку а распределение температуры по её высоте линейно, то стрела прогиба и угол относительного поворота двух сечений на расстояние друг от друга определяется по выражению. Средний температуры верхний и нижний поверхности станины (определяют экспериментально). При проектировании станин следует сводить к минимуму неблагоприятный эффект от воздействия тепла на станину (для минимальных дефектов). Или располагать эти источники по возможности более рационально (взаимная компоновка) Направляющие металлорежущих станков 1. Классификация направляющих