Разделы сайта

Читаемое

Обновления Nov-2017

Промышленность Ижоры -->  Станки механосборочного производства 

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 [ 38 ] 39 40 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 51 52 53 54 55 56 57 58 59 60 61 62 63 64 65 66 67 68 69 70 71 72 73 74 75 76 77 78 79 80 81 82 83 84 85 86 87 88 89 90 91 92 93 94 95 96

Для радиальных гидростатических подшипников при принятих выше соотношениях

Рг = 0,072-10- +314

(13.22)

В качестве примера приведем рассчитанные по указанным соотношениям харак- тернстнкн радиального четырехкар.маниого гидростатического подшипника токар ного станка при следующих исходных данных: диаметр шейки шпинделя D = 100 мм, диаметральный зазор А = 0,08 мм, Рн = 3 мПа, рабочая жидкость масло 45 А вязкостью ц = 7-10 Пас при 30°С, е= 0,02 мм.

Нагрузочная способность подшипника f с = 11 250 И; жесткость /м= 56 X X 10* Н/мм; расход смазки Q = 70-10 mmVc. Потери на трение при п. = 1600 мннЧ Pj, = Р, + = 0,16 + 0,2 = 0,36 кВт.


Рнс. 13.12. Шпиндельный узел станка на гидростатических опорах

Шпиндельный узел станка на гидростатических опорах изображен на рис. 13.12. При конструировании и расчете гидростатические подшипников следует учитывать, что все их характеристики сильно зависят от величины и формы зазора, которые существенно отлича1 ются от теоретических вследствие деформаций содряженных дета лей. Учет реальных формы и величины зазора приводит к сложные зависимостя.м, что требует при расчетах их характеристик прибегатв к вычислительной технике.

Опоры с воздушной смазкой. В станкостроении применяю1 аэростатические подшипники, по принципу действия подобные ана логичным гидростатическим, только несущий слой в них создается путем подвода в зазоры между сопряженными поверхностями н жидкости, а сжатого воздуха под давлением, не превышающим 0,3-0,4 МПа. Вследствие этого нагрузочная способность их невелик* однако малая вязкость воздуха позволяет существенно снизить пс тери на трение, что предопределило применение аэростатически? подшипников в небольших прецизионных станках при большиз окружных скоростях вращения шпинделя.

- §5. РАСЧЕТ lUnHIEjflbHHX УЗДОВ

Р1асчет на жесткость. Главные размфы ш узла (рис. 13.13) - Дйамет) d Шейки шпинделя под передней опорой и расстояние / между опорами - выбирают из расчета шпинделя на жесткость. Величину вылета а шпинделя определяют по стандартным размерам его переднего конца и размерам уплотнений; она

Рис. 13:13. Главные размеры шпиндельного узла

должна быть возможно малой. При приближенных проектных расчетах шпиндель заменяют балкой на двух опорах с силой F, приложенной на консоли, т. е. на расстоянии а от середины передней опоры (рис. 13.14).

Радиальное перемещение переднего конца шпинделя

= /шп + /он + 1/одв. (13.23)

где Уши - перемещение, вызванное изгибом тела шпинделя; Уоп - перемещение, вызванное податливостью (нежесткостью) опор; Усдв - перемещение, вызванное сдвигом от действия поперечных сил,



50 70 30 т 130 150 d, мм

Рис. 13.14. Жесткость шпиндельного узла: а - расчетная схема; б - наибольшая достижимая жесткость шпиндельного узла прн радиальном зазоре в переднем подшипнике, равном нулю (О и с большим натягом <г)

Применяя известные формулы сопротивления материалов и пренебрегая величиной (/одв. которая для реальных размеров шпинделей, Имеющих центральное отверстие, не-превышает 3-6 % можем записать

8 п/р в. Э. Пуша

ГФ Г 3£

41-з)

(13.24) 225



гд* -модуль упругости материала шпинделя; /j и /а -осевые моменты инерции сечения шпинделя соответственно на консольной части и между опорами; Ci = и Са = /h - соответственно податливость передней и задней опор шпинделя, которые определяют по реакциям RiH ки перемещениям 6 и ба в соответствующих опорах; /1 и /а - жесткость опор; 1з - коэффициент, учитывающий наличие в передней опоре защемляющего момента, если в ней расположено несколько рядов тел качения.

Для конструктивных схем, представленных на рис. 13.2, значения коэффициента 1з можно принимать равными 0,65-0,75 (для схемы 1); 0,45-0,65 (для схемы 2); 0,30-0,45 (для схем 3-4); 0,20- 0,30 (для схемы 5); 0,1-0,2 (для схем 6-8); О (для схем 9-10), Для гидростатических опор з равно нулю.

В соответствии с формулой (13.24) общая податливость шпиндельного узла Су, = 4- = -, где - суммарная жесткость шпиндельного узла, может быть представлена а виде

с-. = -

г + /

42(1 -Ез)--

(13.25)

Учитывая, что величины с, с, J г и зависят только от диаметральных размеров шпинделя, можно получить для конкретной конструктивной схемы узла зависимости /2 = / (<) (рис. 13.14,6), позволяющие определить диаметр при заданной жесткости шпиндельного узла. При этом надо учитывать конструктивные ограничения, связанные с тем, что d < d, где di - диаметр последней ступени стандартного переднего конца шпинделя, и ограничения по

предельной быстроходности подшипников d <: -5 max -

максимальная частота вращения шпинделя.

После выбора диаметра шейки d можно определить для него оптимальную величину межопорного расстояния /опт. исходя из необходимости получения максимальной жесткости (т. е. минимума суммарной податливости). Для этого используют выражение (13.25) без учета защемления в передней опоре, т. е. при з = 0. Взяв первую производную С£ по / и приравняв её нулю, получим уравнение для определения lm-

l + eEJiCi + c)

= 0,

(13 26)

которое легко решается графически. При назначении межопорного расстояния необходимо учитывать его влияние на точность вращения шпинделя. Поэтому обычно в практике станкостроения принято ограничивать возможное значение межопорного расстояния, а именно / 2,5а. Если учтены все требования к шпиндельному узлу, то можно определить значения главных параметров шпиндельного узла в виде области допустимых значений. На рис. 13.15

показано построение области допустимых значений для шпиндельного узла универсального токарного станка с = 2500 мин-*.

При точностных расчетах необходимо знать величину и направление перемещения переднего конца шпинделя с учетом силового воздействия от приводных элементов. Это могут бвлть зубчатые передачи, расположенные между опорами на расстоянии ti (см. рис. 13.13) от передней опоры, либо ременные передачи со шкивом, расположенным на расстоянии /а от задней опоры. В этом случае учитывают силы резания и силы привода, которые приводят к двум плоскостям (вертикальной и горизонтальной). По известным форму-

1,мм

по d,MM


Рис. 13.15. Построение области допустимых значений главных размеров шпин-дельното узла:

/ - ограничение по жесткости (принято / = 400 Н/мкм); г - ограничение по быстроходности; 3 - по допускаемой температуре подшипинка; 4 - по допускаемому биению переднего конца шпинделя; - оптимальное значение /; О - фактическое значение /

Рнс. 13.16. Схема к расчету жесткости конического соединения

лам сопротивления материалов вычисляют прогиб конца шпинделя в каждой плоскости (г/в и у)

Вычисления целесообразно проводить с учетом защемления в передней опоре и конкретной величины натяга средствами вычислительной техники. Выбирая определенным образом угловое расположение элемента и расстояния /j и /а, можно добиться минимального влияния привода на положение переднего конца шпинделя.

При расчете общей жесткости шпиндельного узла необходимо учитывать жесткость конического соединения шпинделя с приспособлением (оправкой, патроном) или хвостиком инструмента, а также жесткость приспособлений и инструмента. Во многих случаях они являются определяющими в общем балансе жесткости. Например, для соединения хвостовика инструмента с корпусом шпинделя в соответствии с расчетной схемой, приведенной на рнс. 13.16, упругое перемещение при действии силы F, приложенной на расстоянии а, от конца шпинделя,

I/O = б + Boi,

8* 22Г



где б - смещение на краю конического: соединения вследствие контактных деформаций; 0 - угол поворота в коническом соединении.

Для конусности 7/24, получившей дреимущественное распространение в станках с числовым управлением, без учета погрешностей изготовлений жесткость, Н/мкм,

/о ~

20D*

(13.27)?

где D и Й1 - см. рис. 13.16.

Погрешности изготовления конического соединения, обусловленные несовпадением углов конусов отверстия и оправки, резко снижают жесткость соединения. Для ее повышения применяют предварительную затяжку осевой силой Fq (величина которой для конуса ISO 50 составляет 15 кН), которая создается специальными зажимными приспособлениями, расположенными во внутренних цилиндрических полостях шпинделя.

Податливость патронов и зажимных цанг при обработке коротких прутков в токарных станках составляет 80-90 % податливости всей системы шпиндельного узла. Во фрезерных и расточных станках доминирующими могут являться деформации концевого инструмента.

Расчет динамических характеристик. Уровень колебаний переднего конца шпинделя определяют по амплитудно-фазочастотным характеристикам (АФЧХ) (см. гл. 17), которые целесообразно рассчитывать по заранее подготовленным программам средствами вычислительной техники.

Приближенный расчет собственной частоты шпинделя, с , (см. рис. 13.13), не имеющего больших сосредоточенных масс, можно проводить по формуле

(1 + Я)

3 2

(13.28)

где т - масса шпинделя, кг; X = 1/й - относительное расстояние между опорами; у = f Щ - коэффициент, который для Я, = 2,5--3,5 лежит в пределах 2,3-2,4.

Температурные характеристики шпиндельного узла рассчитывают на основе уравнений теплового баланса, где учитывается выделение теплоты за счет трения в подшипниках и отвод ее через стенки корпуса коробки и в тело шпинделя.

В настоящее время разработаны САПР шпиндельных узлов, которые в режиме диалога позволяют спроектировать шпиндельный узел с оптимизированными по требуемым критериям параметрами.

ГЛ А В ft И. ПРИВОД ПОДАЧИ

§ I. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

Регулирование скорости подачи в металлорежущих станках осуществляется при постоянном максимально допустимом моменте, поэтому в основу выбора электродвигателя положена не мощность, а момент сил сопротивления Мс в механизме подачи. Величину этого момента определяют по составляющим силы резания с учетом момента трения в механизме подачи. При переменном моменте Мо расчет ведут по формуле эквивалентного момента.

При большом диапазоне регулирования самовентиляция двигателя неэффективна, и рекомендуется выбирать двигатели закрытого безобдувного исполнения. Если габариты двигателя, выбранного по моменту, оказываются недопустимо завышенными, рекомендуется использовать двигатель меньшего габарита с принудительным охлаждением вентилятором типа наездник .

В приводах подачи сойременных станков с ЧПУ применяют вы-сокомоментные электродвигатели серии ПБВ с возбуждением от постоянных магнитов или двигатели постоянного тока серии 2П, ПБС с электромагнитным возбуждением. В малых станках иногда применяют малоинерционные двигатели серии ПГ. Во всех случаях целесообразно использовать двигатели с внутренним встроенным тахоге-нератором.

В кинематической схеме привода подачи движение от электродвигателя через редуктор с передаточным отношением t передается на ходовой вннт и далее на исполнительный орган станка (стол, каретку, суппорт и т. д.). Параметры кинематической схемы (шаг ходового винта и передаточное отношение редуктора) определяются как диапазоном регулирования подачи, так и возможностями двигателя. В техническом задании на электропривод подачи указывают минимальную и максимальную рабочую подачу, скорости Уртш. Уршах. в пределах которых регулирование происходит при постоянном (максимальном) моменте, и скорость вспомогательных перемещений (Утах= 510 м/мин), осущсствлясмых при уменьшенном моменте сил сопротивления.

Таким образом, в приводе подачи необходимы два диапазона регулирования:

От =

р max

mln Vp щах

С различными условиями регулирования. Очевидно, что общий диапазон регулирования подачи

D = DiDii.

При управлении в цепи якоря скорость вращения вала двигателя регулируется вниз от номинала при постоянном моменте, что обеспечивает диапазон регулирования



1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 [ 38 ] 39 40 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 51 52 53 54 55 56 57 58 59 60 61 62 63 64 65 66 67 68 69 70 71 72 73 74 75 76 77 78 79 80 81 82 83 84 85 86 87 88 89 90 91 92 93 94 95 96

© 2003 - 2017 Prom Izhora
При копировании текстов приветствуется обратная ссылка