Модернизирование заточного станка модели ВЗ-295Ф4

Тип работы:
Дипломная
Предмет:
Производство и технологии


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

1. Назначение и технико-экономические параметры станка

1.1 Общие сведения о заточном полуавтомате

Наименование: Полуавтомат специальный заточной с ЧПУ.

Обозначение: ВЗ-295Ф4.

Назначение: Предназначен для заточки, вышлифовки стружечных канавок, методом многопроходного шлифования, различных режущих инструментов из инструментальных сталей и твердых сплавов по передней и задней поверхностям, шлифовальными кругами из электрокорунда, а так же эльборовыми и алмазными кругами, тарельчатой формы. В дальнейшем станок ВЗ-295Ф4 используем как базовый, для модернизации.

1.2 Основные технические данные и характеристики базового станка

1. Наибольший диаметр устанавливаемого изделия 200 мм;

2. Наибольший диаметр шлифовального круга 200 мм;

3. Частота вращения шпинделя шлифовального круга: 2240, 3150, 4500, 6300 мин-1;

4. Пределы скорости продольной подачи стола 0,01…6 м/мин;

5. Наибольшие возможные перемещения стола по координатам: Lx=620 мм; Lz=250 мм; Ly=270 мм; Ld=200°;

6. Дискретность задания перемещений: линейных 0,001 мм; угловых 0,001°;

7. Мощность привода главного движения 3,0/3,7 кВт;

8. Габаритные размеры: длина 2822 мм, ширина 4610 мм, высота 2184 мм;

9. Масса полуавтомата 3000 кг;

1.3 Анализ и сравнение технических характеристик аналогичного станка, модели ВЗ-392 Ф4

Рассмотрим технические характеристики

1. Наибольший диаметр устанавливаемого изделия 250 мм;

2. Наибольший диаметр шлифовального круга 150 мм;

3. Частота вращения шпинделя шлифовального круга 2000 мин-1;

4. Наибольшая окружная скорость шлифовального круга 50 м/с;

5. Наибольшее продольное перемещение шлифовальной головки (координата «Х»), 200 мм;

6. Наибольшее вертикальное перемещение шлифовальной головки (координата «Y»), 175 мм;

7. Наибольшее поперечное перемещение бабки изделия (координата «Z»), 200 мм;

8. Наибольший угол поворота шпинделя бабки изделия (координата «А») не ограничивается;

9. Наибольший угол поворота бабки изделия в горизонтальной плоскости (координата «В») 200°;

При сравнении видно, что характеристики аналога практически не отличаются. Базовый станок уступает по показателям рабочих и установочных перемещений аналогу, но позволяет обрабатывать инструменты большие по размерам. У станка аналога 3 одновременно управляемые координаты, у базового 5, но номенклатура выполнения работ одинакова, а цена станков разная. Можно сделать вывод, что аналог превосходит базовый станок. Исходя из, показанного выше сравнения, определим задачи модернизации базового станка.

1. Повысить скорость вращения шпинделя, для обеспечения нужной скорости вращения шлифовального круга диаметром менее 130 мм.

2. Повысить скорость холостого хода продольной подачи, для повышения производительности за счет уменьшения штучного времени обработки детали.

1.4 Расчет режимов резания

Определим режимы резания и требуемую мощность [4].

Обрабатываемый материал — Р6М5.

При шлифовании скорость резания определяется скоростью вращения абразивного круга, т.к. она во много раз превышает скорость вращения или линейного перемещения обрабатываемой детали.

Разработку режима резания при шлифовании начинают с установления характеристики инструмента.

Принимаем: 125×20×60 24А40НС1К50 м/с

Аналитически определяем скорость резания: 50 м/сек.

Частоту вращения шпинделя определим по формуле:

(1. 1)

где v — скорость резания, м/с;

d — диаметр шлифовального круга, мм.

Тогда:

Определим эффективную мощность резания при шлифовании.

где b — ширина шлифования, мм;

t — глубина шлифования, мм;

CN — поправочный коэффициент;

r, x, z — показатели степени;

Ширина шлифования: b = 1,0 мм

Глубина шлифования: t = 0,9 мм.

Значение коэффициента CN и показателей степеней [4]:

CN = 0,14; r = 0,8; x = 0,8; z = 1.

При шлифовании различают суммарную силу резания шлифовальным кругом и силу резания-царапания одним абразивным зерном. Рассмотрим только суммарную силу резания.

Силу резания PZ определим по формуле:

(1. 3)

Отсюда:

1.5 Характеристика системы управления станком

Применение устройства ЧПУ SINUMERIK 810D производства фирмы «SIEMENS», Германия, гарантирует высокое качество управления, обеспечивает его надёжную, бесперебойную работу.

Устройство числового программного управления SINUMERIK 810D предназначено для управления тремя координатами. Устройство ЧПУ на базе 32 -разрядного микропроцессора со встроенным высокоэффективным ПЛК (программный логический контролер) SIMATIK S7-CPU314.

Система управления смонтирована в блоке SIMODRIVE 611D и состоит из двух компонентов: компактного модуля управления CCU и конструктива силового отсека CCU с тремя встроенными силовыми блоками SIMODRIVE 611D: 1×18А/36А и 2×6А/12А для двигателей.

Система может быть дополнена модулями питания и рекуперации и силовыми модулями SIMODRIVE 611D. Конфигурация системы управления включает в себя две панели управления: панель оператора ОР12 с «жидкокристаллическим дисплеем и станочный пульт c программируемыми кнопками и переключателями.

На основании выше представленного, делаем вывод, что замены данной системы управления на более новую не требуется. Она будет эффективно работать при внесении изменений в конструкцию, связанных с модернизацией станка.

2. Анализ компоновки привода главного движения

2.1 Выбор компоновки

Рассмотрим варианты конструкции привода главного движения, характерные для заточных станков:

1. Для получения необходимой частоты вращения шпинделя в приводе главного движения используется регулируемый электродвигатель постоянного тока и муфту (рисунок 2.1 а).

2. Привод главного движения состоит из асинхронного электродвигателя и ременной передачи (рисунок 2.1 б).

3. Привод главного движения представлен в виде «двигателя-шпинделя» (рисунок 2.1 в).

Рисунок 2.1 — Варианты компоновки привода главного движения

Ременная передача (рис. 2,1 в) обладает следующими преимуществами: простота конструкции; плавность и бесшумность работы позволяющая работать при высоких скоростях, предохранение механизмов от резких колебаний нагрузки вследствие эластичности и упругости ремня; предохранение механизмов от перегрузки за счет возможного проскальзывания ремня; удобство в эксплуатации т.к. передача не требует смазки.

Основными недостатками ременной передачи являются: повышенные габариты, непостоянство передаточного отношения из-за проскальзывания ремня под действием нагрузки; необходимость в большом предварительном натяжении ремня и, как следствие, повышенная нагрузка на валы и их опоры; низкая долговечность ремней (до 5000 ч).

Передача вращательного движения с электродвигателя на шпиндель станка при помощи муфты позволяет полностью отказаться от привода главного движения, что сильно упрощает конструкцию станка; уменьшить трудоемкость и металлоемкость станка и, соответственно, уменьшить его себестоимость. Однако необходимость получения высокой частоты вращения (12 000 об/мин) затрудняет подбор требуемого электродвигателя.

Особенности привода главного движения в виде «двигателя-шпинделя»:

-очень хорошая динамика и высочайшая скорость перемещения

-высочайшая точность

-простой монтаж

-нет износа компонентов привода благодаря бесконтактной передаче усилия привода

Единственным недостатком на данный момент является высокая цена.

На основании приведенного выше сравнения трех конструкций, наиболее подходящей для модернизации станка, по критерию цена-качество, является привод с ременной передачей. Следовательно компоновку привода главного движения оставляем такую же как у базового станка.

2.2 Выбор типа ременной передачи

В зависимости от сечения ремня могут применяться следующие ременные передачи: плоскоременная, клиноременная, поликлиновая.

Рисунок 2.2 — Виды ременной передачи: а — плоскоременная, б — клиноременная, в — поликлиновая

Плоскоременная передача.

Полезная нагрузка передается за счет сил трения между внутренней поверхностью ремня и поверхностью шкива. Сила трения рассредоточена по всей ширине ремня, что обеспечивает равномерное нагружение всех его элементов. Ремень — наиболее тонкий и гибкий элемент прямоугольного сечения. Передача допускает применение шкивов наименьших диаметров. По сравнению с другими механическими передачами плоскоременная передача обеспечивает наиболее спокойный ход без вибрации. Это преимущество делает ее в ряде случаев незаменимой, особенно в точных станках.

Клиноременная и поликлиновая передачи.

В этих передачах полезная нагрузка передается за счет сил трения между боковыми поверхностями ремня трапецеидального сечения и канавок шкива. Из-за заклинивающего действия клиноременная передача по сравнению с плоскоременной обладает большей тяговой способностью. Вследствие этого при одинаковой передаваемой мощности она требует меньшего натяжения, создает меньшее давление на валы и опоры, допускает малые углы обхвата на шкивах и поэтому применима при больших передаточных числах, меньших межосевых расстояниях, а также при нескольких ведомых шкивах. Клиноременная передача лучше приспособлена для бесступенчатого регулирования скорости, для чего шкивы выполняют в виде раздвижных дисков.

К недостаткам клиноременной передачи относятся меньший КПД передачи вследствие больших потерь на изгиб ремня и возможное непостоянство размеров сечения ремня по его длине. При необходимости применения в передаче нескольких ремней и неизбежного разброса их размеров и упругих свойств появляются различия в передаточных отношениях отдельных ручьев и в натяжении ремней. Это вызывает неравномерную нагрузку ремней и снижает их долговечность.

Эти недостатки устранены в поликлиновой передаче, в которой, так же как в клиноременной передаче, полезная нагрузка передается за счет сил трения между боковыми поверхностями ребер клиновидной формы и канавок шкива.

Ремни поликлиновой передачи сочетают преимущества клиновых ремней (повышенное сцепление со шкивами) и гибкость, характерную для плоских ремней, что позволяет использовать поликлиновые ремни на шкивах малого диаметра. Поликлиновая передача рекомендуется для приводов, не допускающих вибрации. Работает при скорости до 50 м/с, передаточное число до 12.

На основании выше изложенного оставляем поликлиновую передачу.

2.3 Сравнительный анализ конструкций опор шпинделя

Шпиндель, находящийся в составе данного привода предназначен для крепления шлифовальной головки, оказывает существенное, часто лимитирующее, влияние на точность, производительность и надежность всего станка.

Поэтому шпиндельный узел в соответствии с предъявляемыми к нему требованиями должен обеспечивать:

1. Точность вращения, оцениваемую радиальным и осевым биением переднего конца шпинделя.

2. Радиальную и осевую жесткость, определяемую по деформации шпинделя под нагрузкой.

3. Долговечность шпиндельных узлов, которая зависит от долговечности опор шпинделя, которая в свою очередь зависит от эффективности системы смазывания, уплотнений, частоты вращения и т. д.

Долговечность шпиндельных узлов не регламентирована, ее определяют по усталости, износу деталей подшипника или потере смазочных свойств масла.

4. Быстрое и точное закрепление инструмента в шпинделе станка.

5. Минимальные затраты на изготовление, сборку и эксплуатацию шпиндельного узла при удовлетворении всех остальных требований.

Необходимо обеспечить высокие динамические качества (виброустойчивость), которые определяются амплитудой колебаний переднего конца шпинделя и частотой собственных колебаний, а так же минимальные тепловыделения и температурные деформации шпиндельного узла, так как в данном узле шпиндель будет эксплуатироваться на высоких частотах вращения.

Конструкция шпиндельного узла зависит от типа и размера станка, класса его точности, предельных параметров процесса обработки (максимальной частоты вращения, эффективной мощности привода). Поэтому выбор конструкции будем производить по следующим факторам.

Конфигурация переднего конца шпинделя зависит от способа крепления инструмента. Точное центрирование и жесткое сопряжение оправки со шпинделем обеспечивается коническим соединением. Будем использовать стандартизованный конусный конец шпинделя с конусом 40 ГОСТ 15 945–70.

Тип приводного элемента зависит, в первую очередь, от частоты вращения, величины передаваемой силы, требований к плавности вращения, а так же от общей компоновки привода.

Тип опор шпинделя, определяющий форму посадочных мест, выбираем на основании требований по точности обработки и быстроходности, которая определяется скоростным параметром — произведением d ·n, мин-1:

где d — диаметр отверстия под подшипник, мм;

n — частота вращения шпинделя, мин-1.

Эти значения для разных типов опор приведены в таблице 2.1.

Таблица 2.1 Точность и быстроходность шпиндельных узлов на разных опорах.

Тип опор

Радиальное и осевое биение шпинделя, мкм

Скоростной параметр (dn)max•10-3, мм•мин-1

Качения

Гидродинамические

Гидростатические

Аэростатические

1,00

0,50

0,05

0,10

0−10

1−10

0−15

5−40

Класс точности станка (В-высокий) в ходе модернизации не изменяется, на основании этого принимаем такой же тип опор (опоры качения) как и у прототипа. Опоры качения удовлетворяют скоростным параметрам и параметрам биения.

3. Конструирование и расчет привода главного движения

3.1 Выбор электродвигателя [2]

Выбор электродвигателя осуществляем по требуемой мощности Р.

Мощность привода определяется по формуле:

(3. 1)

где Pэ — наибольшая эффективная мощность резания, кВт

— КПД привода главного движения.

Выбираем асинхронный электродвигатель серии 4А типоразмера 4А100S2Y3 с частотой 2880 мин-1, мощностью 4 кВт.

Регулирование частот будем осуществлять ступенчато с помощью сменных шкивов, а вместо регулируемого электродвигателя приняли асинхронный так как он дешевле, что положительно влияет на экономический эффект проекта.

3.2 Кинематический расчёт привода [2]

Исходя из кинематической схемы привода, строим график частот:

Рисунок 3.1 — График частот вращения шпинделя

Определяем передаточное отношение для поликлиновой передачи:

(3. 2)

где n1 и n2 — частоты вращения соответственно ведущего и ведомого шкивов.

Определим крутящие моменты на валах по расчётной цепи

Н·м (3. 3)

где Т1— крутящий момент на первом валу, Н·м

Nэ — мощность электродвигателя, кВт

nэ — частота вращения вала двигателя, мин-1

Н·м

Крутящий момент на ведомом валу:

Н·м (3. 4)

где — к.п.д. ременной передачи, (=0,96).

— передаточное отношение расчетной цепи.

Н·м

Общий к.п.д. привода ГД:

(3. 5)

Теоретический наибольший расчетный момент на валу шпинделя:

Н·м (3. 6)

где np — расчетная частота вращения шпинделя.

Н·м

3.3 Расчет элементов привода

3.3.1 Расчет поликлиновой передачи [3]

Выбираем поликлиновый ремень нормального сечения, К.

Вид сечения поликлинового ремня общего назначения представлен на рисунке 3. 2, а значения основных параметров сведены в таблицу 3.1.

Таблица 3.1 — Основные параметры поликлинового ремня

Основные параметры

Величина параметров, мм

h

2,35

p

2,4

H

9,5

Предельное значение l

400…2000

Рисунок 3.2 — Вид сечения поликлинового ремня

Определяем минимально допустимый диаметр ведущего шкива

Задаемся расчетным диаметром ведущего шкива d1 = 140 мм

Определяем диаметр ведомого шкива d2

, (3. 7)

где i — передаточное отношение ременной передачи

— коэффициент скольжения (=0,01)

Принимаем d2 = 51 мм.

Определим фактическое передаточное отношение:

, (3. 8)

Подставив числовые значения, получим:

Определяем ориентировочное межосевое расстояние:

, (3. 9)

где h (H) — высота сечения поликлинового ремня.

Тогда:

Определяем расчетную длину ремня l:

, (3. 10)

Подставив числовые значения, получим:

Расчетную длину ремня l округляем до стандартного ближайшего значения: l =630мм.

Конструктивно принимаем l =1200мм.

Уточняем значение межосевого расстояния по стандартной длине:

(3. 11)

Получим:

Определим угол обхвата ремнем ведущего шкива:

(3. 12)

Подставив числовые значения, получим:

Определим скорость ремня:

(3. 13)

где d1 и n1 — соответственно диаметр ведущего шкива и его частота вращения;

— допускаемая скорость, =40м/с.

м/с

Определим частоту пробегов ремня:

(3. 14)

где [U] - допускаемая частота пробегов, [U] = 30 c-1;

Получим:

с -1

Определим допускаемую мощность, передаваемую поликлиновым ремнем с десятью клиньями:

(3. 15)

где [Po] - допускаемая приведенная мощность, передаваемая одним клиновым ремнем или поликлиновым ремнем с восемью клиньями, [Po]=5,6 кВт;

С — поправочные коэффициенты

Cp — коэффициент динамической нагрузки, Cp=1;

C — коэффициент угла обхвата, C=1;

Cl — коэффициент влияния отношения расчетной длины ремня к базовой, Cl=0,95;

Определим число клиньев поликлинового ремня:

(3. 16)

где Pном — номинальная мощность двигателя, кВт

Подставив числовые значения, получим:

Принимаем z = 8.

Определим силу предварительного натяжения

Тогда:

Определим окружную силу передаваемую поликлиновым ремнем:

(3. 18)

Подставив числовые значения получим:

Определим силы натяжения ведущей и ведомой ветвей

(3. 19)

(3. 20)

Подставив числовые значения, получим:

Определим силу давления на вал

(3. 21)

Получим:

Проверочный расчет

Проверим прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви.

(3. 22)

где — напряжение растяжения, Н/мм;

— напряжение изгиба, Н/мм;

— напряжение от центробежных сил, Н/мм;

[]Р — допускаемое напряжение растяжения, []Р = 8 Н/мм;

(3. 23)

Площадь сечения ремня определяем по формуле:

, (3. 24)

Значения H, h, мм (см. таблицу 3. 1).

Найдем ширину сечения поликлинового ремня:

, (3. 25)

где f = 5,5 мм.

тогда напряжение растяжения равно:

Напряжение изгиба:

(3. 26)

где Eи — модуль продольной упругости при изгибе для прорезиненных ремней, Eи=80…100;

Тогда:

Напряжение от центробежных сил:

(3. 27)

где — плотность материала ремня, =1250…1400 кг/мм3; Получим:

Определим максимальное напряжение в сечении ведущей ветви клинового ремня:

т.к. max меньше []р проверочный расчет выполняется.

3.3.2 Расчёт диаметров валов [3]

Диаметры посадок подшипников на валы:

(3. 28)

где Т-момент на соответствующем валу;

[к]-допускаемое напряжение на кручение, [к]=20… 25;

Диаметр выходного конца электродвигателя d=28 мм.

Конструктивно принимаем d=28 мм.

Под посадку подшипников, обеспечивающих необходимую надёжность при работе ведомого вала, конструктивно принимаем d=40 мм.

3.4 Разработка конструкции и расчет шпиндельного узла

3.4.1 Выбор схемы опор

Так как коэффициент быстроходности равен 5,2 (nmax·D=8000·66=5,2)

Шпиндельный узел данного станка относится к группе узлов с высокой частотой вращения. В проектируемом шпиндельном узле могут использоваться следующие схемы опор шпиндельного узла (см. рисунок 3. 3):

Рисунок 3.3 — Схемы опор шпиндельного узла

Все четыре схемы применяются в шлифовальных станках и обеспечивают весьма большие частоты вращения, справляются как с радиальными так и с осевыми нагрузками, ниже представлен коэффициент быстроходности для каждой схемы:

Схема а) (6−11)·105 Скоростные

Схема б) (8−12)·105

Схема в) (10−16)·105 Сверхскоростные

Схема г) (10−17)·105

В проектируемом приводе, возникают большие радиальные и незначительные осевые нагрузки и с учетом простоты регулирования натяга в подшипниках, будем в дальнейшем использовать схему а) опор шпиндельного узла как наиболее простую и надежную конструкцию и наиболее подходящую нам по скоростному параметру (dn)max=5,2.

Рисунок 3.4 — Схема шпиндельного узла.

Радиальную нагрузку на переднюю опору воспринимает радиально-упорный шариковый подшипник. В задней опоре также установлены два радиально-упорных шариковых подшипника.

Для смазывания обеих опор применяется жидкий смазочный материал.

Приводной элемент шпинделя установлен на заднем конце, и передача крутящего момента передается через шкив посредством поликлиновой передачи, что на больших скоростях обеспечивают плавное вращение шпинделя.

Определим конструктивные параметры шпинделя исходя из базового варианта исполнения и расчетов.

Диаметр передней опоры под подшипники: d = 45 мм

диаметр задней опоры: d = 40 мм

межопорное расстояние: l = 140 мм

вылет переднего конца шпинделя: a = 38 мм

Шпиндель изготовлен из стали 12ХН3А ГОСТ 4543–71 с поверхностным цементированием h=0,8…1,1 мм до НRCэ 55−83.

В передней и задней опоре устанавливаются шариковые радиально-упорные подшипники серии 36 209, 36 208 соответственно.

Размеры подшипника: d = 40 мм, D = 80 мм, В = 18 мм. Грузоподъёмность: Cr =38,9 кН, Сro=23,2 кН. Предельная частота вращения n = 11 000 мин-1.

3.4.2 Расчёт шпиндельного узла на жёсткость

Оценка радиальной жёсткости производится по прогибу конца шпинделя, происходящего за счёт упругой деформации (изгиба) шпинделя и податливости его опор, а также по углу поворота упругой линии деформированного шпинделя в передней опоре.

Составим схему нагружения шпинделя (рисунок 3. 7).

Рисунок 3.7 — Схема нагружения шпиндельного узла.

Максимально допустимые значения перечисленных параметров принимаются соответственно:

, (3. 29)

где l- расстояние между опорами, l=117 мм.

мм

рад

Прогиб шпинделя в горизонтальной и вертикальной плоскостях определим по формулам:

(3. 30)

(3. 31)

где ja, jв — жёсткость подшипников, осевого шарикоподшипника,

ja1=5,3·ja=5,3·0,7106 =3,71106 Н/мм

jв=2·ja=2·0,55106 =1,1106 Н/мм;

Е — модуль упругости материала шпинделя, Е=2,0 105 МПа;

I1, I2 — момент инерции сечения шпинделя в пролёте между опорами и

переднего конца шпинделя соответственно, мм4;

— коэффициент защемления в передней опоре, =0,55;

a — вылет переднего конца шпинделя, а=38мм

Моменты инерции найдём по следующим формулам:

(3. 32)

(3. 33)

где dсрiн — средний наружный диаметр, мм,

dсрiв — средний внутренний диаметр, мм.

Подставив численные значения, получим:

мм4

мм4

Силы действующие при шлифовании:

PY=3268,08 Н; PZ=53,4 Н; F=317,4 Н;

Подставив численные значения в формулы, получим:

Определим суммарный прогиб консоли шпинделя:

, (3. 34)

Подставив численные значения в формулу 3. 42 получим:

мм < =0,135 мм.

Определяем жёсткость шпинделя по формуле:

(3. 35)

где: jфакт — расчётная жёсткость шпинделя, Н/мм;

[jшп] - базовая жёсткость шпинделя, [jшп] = 250 Н/мкм.

Р -сила резанья (шлифования), Н.

Проверка на жёсткость шпинделя выполняется.

Определим угол поворота шпинделя в передней опоре:

(3. 36)

Условие выполняется.

3.4.3 Расчёт шпиндельного узла на точность

При расчете шпиндельного узла на точность принимаем самый неблагоприятный случай, когда биение подшипников А в передней опоре и В в задней направлены в противоположные стороны.

Рисунок 3.6 — Схема расчета шпиндельного узла на точность

Тогда радиальное биение конца шпинделя:

(3. 37)

где — допуск на радиальное биение конца шпинделя, =4 мкм, для станков высокого класса точности;

а — вылет конца шпинделя.

мкм (3. 38)

мкм

(3. 39)

Радиальное биение размером 2 мкм — задняя опора, 4мкм — передняя соответствует для станков высокого класса точности. Полученные значения радиального биения соответствуют высокому классу точности подшипников, следовательно станок проверку на точность проходит.

3.4.4 Расчёт подшипниковых узлов

Для рассчитываемого вала мы применяем шариковый радиально-упорный подшипник серии 36 208 ГОСТ 831–75 (d=40, D=80 мм, B=18 мм, Сr=38,9 кН). Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчётной динамической грузоподъёмности с базовой, или базовой долговечности с требуемой, по условиям:

Crp? Cr или L10h? Lh. (3. 40)

Требуемая долговечность подшипника Lh = 8,4· 103

Расчётная динамическая грузоподъёмность определяется по формуле:

(3. 41)

где: RE — эквивалентная динамическая нагрузка, Н;

щ — угловая скорость вала, с-1;

m — показатель степени, m = 3.

RE = V· Rr ·Kб ·Kт (3. 42)

где: V — коэффициент вращения, V = 1 (при вращении внутреннего кольца подшипника);

Rr — суммарная реакция подшипника, Rr=4155 Н;

Kб — коэффициент безопасности, Kб =1,15;

Kт — температурный коэффициент, Kт = 1.

RE = 1· 4155 ·1,15 ·1 = 4778,25 Н

(3. 43)

кН

76,04 кН > 22,0 — условие выполняется.

Произведём расчёт подшипника на долговечность:

(3. 44)

Расчёт подшипника на долговечность выполняется.

Выбранный подшипник обеспечивает основные эксплуатационные требования.

3.4.5 Определение реакций опор шпиндельного узла [5]

Изобразим схему для определения реакций опор:

Рисунок 3.5 — Схема для определения реакций опор шпиндельного узла.

Определим реакции опор:

RА =,

RВ =

3.4.6 Расчет шпиндельного узла на виброустойчивость

Определим собственную частоту колебаний шпинделя:

, с-1 (3. 45)

где: г = 2,35. коэффициент, зависящий от;

m = 9,2 — масса шпинделя с двумя кольцами, полученная на основании трехмерного моделирования, кг;

Е- модуль упругости;

J- осевой момент инерции

Относительное расстояние между опорами:

л = l / a = 140 /38 = 3,6;

Гц

Проверим условие:

где: fb— вынужденная частота колебаний, равная 500 Гц;

2950> 500

Условие выполняется, следовательно, полученная частота собственных колебаний удовлетворяет требованиям к данному типу станков.

заточный шлифование станок резание

4. Анализ и исследование конструкции привода продольной подачи

4.1 Выбор оптимальной структуры привода

Рассмотрим несколько структур приводов подач, а затем выберем наиболее подходящий для данного станка.

Приводы подач с бесступенчатым регулированием.

Приводы подач с бесступенчатым регулированием оснащают станки с числовым программным управлением, гибкие производственные модули, станки с адаптивным управлением. Приводы должны обеспечить широкий диапазон режимов обработки, максимальную производительность, высокую точность позиционирования исполнительных органов.

Благодаря регулированию электродвигателя и упрощению механической части снижается нагрузка на двигатель, повышается КПД привода, снижается его момент инерции, повышается точность исполнительных команд.

Для роста производительности станка предусматривают скорость быстрого хода исполнительных узлов до 15 м/мин и более, а в легких токарных и сверлильных станках с малыми ходами — высокое быстродействие привода (время разгона до максимальной скорости не превышает 0,2 с)

В связи с увеличением скорости быстрых перемещений и снижением скорости установочных движений диапазон регулирования привода подач станков с ЧПУ весьма широкий: в токарных, фрезерных и расточных станках от 100 до 10 000.

Поскольку доля силы резания в общей нагрузке на привод подачи значительна и в процессе обработки сила резания изменяется в широком диапазоне, требования к статической и динамической жесткости привода подач станков с ЧПУ намного выше, чем привода подач стандартных станков.

Состав исполнительного механизма.

В состав исполнительного механизма электромеханического привода подач входят соединительная муфта 1 (рис. 4. 1), тяговое устройство 4, его опора 3. В приводе может быть использовано сдвоенное колесо, для предотвращения зазора 2.

Рисунок 4.1 Исполнительный механизм регулируемого электромеханического привода подачи

Как и в базовом станке, используем привод подач с бесступенчатым регулированием.

4.2 Анализ и выбор конструкции тягового механизма

Рассмотрим и проанализируем несколько примеров тяговых устройств привода подач, а затем выберем наиболее оптимальный вариант для нашего станка.

Передача винт-гайка качения

Передача винт--гайка качения обладает свойствами, позволяющими применять ее как в приводах подач без отсчета перемещений (универсальных станков, силовых столов агрегатных станков), так и в приводах подач и позиционирования станков с ЧПУ. Для передачи характерны высокий коэффициент полезного действия (0,8--0,9), небольшое различие между силами трения движения и покоя, незначительное влияние частоты вращения винта на силу трения в механизме, полное отсутствие осевого зазора. Недостатками являются высокая стоимость, пониженное демпфирование, отсутствие самоторможения.

Устройство и размеры передачи.

Передача состоит из винта 1(рис4. 2), гайки 2, шариков 3 и устройств для возврата шариков (на рисунке не показаны). Обычно применяют передачи с наиболее технологичным полукруглым профилем резьбы. Для снижения контактных напряжений предусматривают rB =rГ (1,03… 1,05)r1. Предварительный натяг, повышающий точность и жесткость передачи, создают осевыми проставками между гайками, винтами, сдвоенной дифференциальной гайкой.

За номинальный размер передачи принимают диаметр d0 условного цилиндра, на котором расположены центры шариков. Размеры передачи по ГОСТ 25 329–82.

Предпочтительными значениями номинального шага считаются 2,5; 5; 10; 20 мм.

Принятые обозначения: d0— номинальный диаметр; р -номинальный шаг; d1 и l1 -диаметр и длина шейки винта для квадрата под ключ; d2 и l2 — диаметр и длина шейки под компенсирующую муфту; d3 и l3-диаметр и длина шейки под регулировочную гайку; d4, d7 и l4, l7 — диаметры и длины опорных шеек винта; d5, l5— диаметр и длина шейки винта; d6 и l6-диаметр и длина шейки винта под промежуточный элемент. Стандартная конструкция винта позволяет применять роликовые комбинированные подшипники, приводные элементы с креплением затяжной конической втулкой или затяжными кольцами, измерительный преобразователь обратной связи, упоры, устанавливаемые на промежуточном элементе.

Рисунок 4.2 Схема передачи винт-гайка качения

Передача винт-гайка скольжения

Для передачи винт-гайка скольжения характерны:

1) возможность использования малого шага и соответственно малое передаточное отношение при однозаходной резьбе и небольшой скорости подачи;

2) самоторможение при использовании одно- и двухзаходных винтов и соответственно возможность применения передачи для вертикальных движений и узлов, совершающих установочные перемещения под нагрузкой;

3) относительно низкая износостойкость;

4) низкий КПД, определяемый по зависимости

в -угол подъема винтовой линии резьбы, лежащей на среднем цилиндре;

р — угол трения в резьбе: р = arctgu (u- коэффициент трения в резьбе, зависящий от скорости скольжения: u = 0,05., 0,2).

Материалы для деталей передачи.

Винты передач скольжения изготовляют упрочняемыми и неупрочняемыми. Упрочняемые винты применяют в том случае, когда их долговечность должна быть не ниже межремонтного цикла станка. Упрочнением до твердости не менее 54 HRC достигают повышенной износостойкости винта, но при этом необходимо обеспечить его минимальную деформацию в результате упрочнения и последующей механической обработки, стабильность формы при длительной эксплуатации. Винты классов точности 0,1 и 2 наружного диаметра до 60 мм, имеющие среднюю или высокую жесткость, рекомендуется изготовлять из стали ХВГ и подвергать объемной закалке. Для винтов диаметром до 120 мм пригодна также сталь 7ХГ2ВМ, имеющая незначительную термическую деформацию, вследствие чего упрочнение винтов может производиться после нарезания резьбы. Винты классов 1,2 и 3 любого диаметра целесообразно изготовлять из азотируемых сталей 30ХЗМФ, 18ХГТ, 40ХФА, 38Х2МЮА.

Толщина азотированного слоя должна быть не менее 0,3 мм. Такие винты отличаются высокой износостойкостью и стабильностью формы в процессе эксплуатации. Неупрочняемые винты изготовляют из сталей 35 и 45 в нормализованном состоянии и стали У10А в отожженном состоянии, имеющей структуру зернистого перлита. Для этих сталей характерны хорошая обрабатываемость резанием и минимальные деформации в процессе изготовления винта.

Для изготовления гаек применяют оловянистые бронзы Бр 010Ф0,5, Бр 06Ц6СЗ (для прецизионных передач), антифрикционный чугун (для неответственных гаек).

Передача червяк-рейка качения

Передача червяк-рейка качения состоит из червяка 4 с 5−6 рабочими витками (рис. 4. 3), жестко закрепленной на станине станка рейки 2 и комплекта шариков 3, циркулирующих между рабочими профилями червяка и рейки. Вне рабочей зоны шарики удерживаются ограничителем 1.

Параметры передачи: угол контакта, а = 45 … 60°, угол охвата рейки = 180°, отношение диаметра шарика к диаметру условного цилиндра, на котором расположены центры шариков, d/D = 0,06−0,1, шаг винтовой канавки на червяке р = 1,6d. Рейку составляют из нескольких секций длиной от 200 до 2000 мм.

Предусматривают элементы для возврата шариков в исходное положение. В одной из конструкций (рис. 4. 4, а) каналы возврата 1, выполненные на поверхности червяка, соединяют его соседние витки. Углы поворота в канале не должны превышать 45°. В другой конструкции (рис 4. 4, б) канал возврата выполнен в виде закаленной трубки 2, вставленной в червяк и соединяющей его соседние витки. Выступающие из червяка концы трубки играют роль отражателей. Шарики направляются в канал отражателем.

Рисунок 4.3 Передача червяк-рейка качения

Рисунок 4.4 Устройство для возврата шариков

Гидростатическая червячно-реечная передача

Гидростатическая червячно-реечная передача (рис. 4. 5) состоит из червяка 1 и рейки 2, в зазор между которыми нагнетается масло. Когда передача не нагружена, давление во всех карманах одинаково и зазоры h0 по обеим сторонам профиля равны. При нагружении передачи зазоры с одной стороны профиля уменьшаются, а давление в них возрастает. С другой стороны профиля изменения зазоров и давления масла противоположны. В результате внешняя нагрузка уравновешивается разностью сил давления масла. Конструкции, в которых масло подводится через червяк, относительно просты, но при большой частоте вращения червяка нагрузочная способность передачи снижается вследствие выбрасывания масла из его каналов центробежными силами. Передача с подводом масла через рейку не имеет этого недостатка, но более сложна. Передача с карманами для масла, выполненными на червяке, технологична, но характеризуется непостоянством нагрузочной способности и жесткости, обусловленным переменностью числа карманов в зоне зацепления при вращении червяка.

Рисунок 4.5 Схема гидростатической червячно-реечной передачи

Передача с карманами на рейке более трудоемка в изготовлении, но имеет повышенную нагрузочную способность.

В системе питания типа «насос-карман» имеется два сдвоенных насоса. Один подает масло в карманы, находящиеся на левых сторонах профиля, другой в карманы, расположенные на его правых сторонах. Давление в карманах устанавливается в зависимости от нагрузки F на передачу. Эти насосы питают также два упорных гидростатических подшипника. Система проста в изготовлении, обеспечивает высокую нагрузочную способность передачи, характеризуется малыми энергетическими потерями, но иногда при ее применении не достигается требуемая жесткость или компактность привода. В этих случаях применяют систему питания с мембранным делителем потока и одним сдвоенным насосом (один его насос подает масло во все карманы на обеих сторонах профиля, другой питает упорные гидростатические подшипники опор червяка). При отсутствии нагрузки на передачу делитель 3 распределяет масло поровну между карманами на обеих сторонах профиля, так как мембрана 4 толщиной 0,6… 0,8 мм занимает среднее положение между соплами. При нагружении передачи давление в карманах на одной стороне профиля повышается, в карманах на другой стороне снижается. Соответственно изменяется давление в карманах делителя, и мембрана прогибается. Подача масла в более нагруженные карманы увеличивается, в менее нагруженные уменьшается.

Для гидростатической передачи червяк--рейка характерны большая нагрузочная способность, высокий КПД (не ниже 0,95), высокая точность, достаточная жесткость, отсутствие изнашивания, хорошая демпфирующая способность. Передачу целесообразно применять в качестве звена привода подачи тяжелых станков с числовым программным управлением.

Особенности технологии изготовления передачи. Для того чтобы обеспечить совпадение профилей зубьев червяка и рейки, точный шаг и практически постоянный боковой зазор, равный 0,03… 0,05 мм, передачи изготовляют по следующей технологии. На токарном станке производят грубое нарезание рейки таким образом, чтобы реечный боковой зазор в зацеплении составлял около 1 мм. После обезжиривания на ее профиль наносят эпоксидную смолу с наполнителем в виде металлического порошка и с отвердителем. Необходимый профиль резьбы формируют с помощью модели червяка, толщина зубьев которой больше толщины зубьев рабочего червяка на величину заданного рабочего зазора в передаче. Длинную рейку получают путем стыковки нескольких коротких.

4.3 Выбор тягового устройства

Проанализировав выше перечисленные передачи можем сказать, что наиболее нам подходит это винт-гайка качения т. к. она обладает свойствами позволяющими применять ее в приводах подач станков с ЧПУ, а также является основным видом тяговых устройств для станков с числовым управлением. Передача обладает высоким КПД и низкими потерями на трение, снижает вибрации, уменьшает изнашивание и поломку рабочего инструмента, высокая чувствительность к микроперемещениям, что повышает точность обработки. Выберем шариковую винт-гайку, потому что ее грузоподъемности нам будет достаточно (1000 кН).

Шариковая передача состоит из винта 1 (рис 4. 6) гайки 2, комплекта шариков 3, расположенных в винтовых канавках винта, канала 4 для возврата шариков. Как и в шарикоподшипниках, шарики имеют линейную скорость в 2 раза меньше, чем винт. Канал возврата, соединяющий первый и последний витки гайки, обеспечивает непрерывную циркуляцию тел качения.

Что бы обеспечить более плавную работу передачи выберем арочный профиль с двухточечным контактом (рис 4. 6). Он обеспечивает при зазоре h в несколько микрометров точное положение шариков при выходе их в рабочую зону, что и повышает плавность работы передачи.

Рисунок 4.6 Арочный профиль с двухточечным контактом

Регулировать натяг будем регулированием осевого расположения гаек при неизменном угловом, так как этот способ применяется в станках из-за того, что в этом случае передача воспринимает большие нагрузки в обе стороны и обеспечивает высокую жесткость.

Устройство возврата шариков конструктивно выполним так, чтобы шарики при возврате не выводились из контакта с поверхностью винта, а лишь направлялись из впадины одного витка во впадину соседнего, куда они попадают, переваливаясь через выступ резьбы винта (рис 4. 7). Канал возврата шариков, соединяющий два соседних витка резьбы, выполняют в специальном вкладыше, который вставляется в окно гайки. В большинстве случаев в гайке делают три, четыре и шесть окон, расположенных соответственно под углом 120, 90, 600. Вкладыши в окна могут иметь различную форму (продолговатую, круглую и т. д.).

Рисунок 4.7 Устройство возврата шариков.

4.4 Исследование конструкции опор тягового механизма

Постановка задачи, исходные данные.

Модернизировать привод подач заточного станка с ЧПУ: повысить скорость линейного перемещения стола.

Конструкторские данные: максимальная скорость линейного перемещения Vmax=10м/мин.

Для выбора конструкции тягового механизма, рассмотрим четыре схемы закрепления и проведем анализ опор, рассчитывая при этом скорость перемещения и сжимающую силу.

4.4.1 Расчет максимальной допустимой скорости

Рисунок 4.8 Общая схема для расчета максимальной скорости

Для расчета будем использовать следующие формулы:

Рассмотрим варианты монтажа и проведем расчеты:

а) Левая опора фиксированный сдвоеный подшипник, правая свободна

Рисунок 4.9 Расчетная схема № 1

Исходные данные

d =40 мм диаметр ШВП

p =10 мм шаг винта

Dw =6 мм диаметр шариков

lcr =900 мм максимальное смещение гайки

Результат расчета

nmax= 1401,12 мин-1 максимальная допустимая скорость вращения ШВП.

Vmax= 14,01 м/мин максимальная допустимая скорость линейного перемещения.

б) Левая опора фиксированная, правая плавающая:

Рисунок 4. 10 Расчетная схема № 2

Исходные данные

d =40 мм диаметр ШВП

p =10 мм шаг винта

Dw =6 мм диаметр шариков

lcr =900 мм максимальное смещение гайки

Результат расчета

nmax= 2500,09 мин-1 максимальная допустимая скорость вращения ШВП.

Vmax= 25 м/мин максимальная допустимая скорость линейного перемещения.

в) Левая опора фиксированный сдвоеный подшипник, правая плавающая:

Рисунок 4. 11 Расчетная схема № 3

Исходные данные

d =40 мм диаметр ШВП

p =10 мм шаг винта

Dw =6 мм диаметр шариков

lcr =900 мм максимальное смещение гайки

Результат расчета

nmax= 3901,13 мин-1 максимальная допустимая скорость вращения ШВП.

Vmax= 39 м/мин максимальная допустимая скорость линейного перемещения.

г) Левая опора фиксированный сдвоеный подшипник, правая плавающий сдвоеный подшипник:

Рисунок 4. 12 Расчетная схема № 4

Исходные данные

d =40 мм диаметр ШВП

p =10 мм шаг винта

Dw =6 мм диаметр шариков

lcr =900 мм максимальное смещение гайки

Результат расчета

nmax= 5607,43 мин-1 максимальная допустимая скорость вращения ШВП. Vmax= 56 м/мин максимальная допустимая скорость линейного перемещения.

По результатам расчетов строим диаграмму зависимости скорости от схемы монтажа:

Рисунок 4. 13 Диаграмма зависимости скорости перемещения от схемы монтажа

4.4.2 Расчет максимально допустимой сжимающей силы

Рисунок 4. 14 Общая схема для расчета максимальной сжимающей силы

Для расчета будем использовать следующие формулы:

Рассмотрим варианты монтажа и проведем расчеты:

а) Левая опора фиксированный сдвоеный подшипник, правая свободна:

Рисунок 4. 15 Расчетная схема № 1

Исходные данные

d =40 мм диаметр ШВП

p =10 мм шаг винта

Dw =6 мм диаметр шариков

lcr =900 мм максимальное смещение гайки

Результат расчета

Fmax= 47,062 кН максимальная допустимая сжимающая сила ШВП

б) Левая опора фиксированная, правая плавающая:

Рисунок 4. 16 Расчетная схема № 2

Исходные данные

d =40 мм диаметр ШВП

p =10 мм шаг винта

Dw =6 мм диаметр шариков

lcr =900 мм максимальное смещение гайки

Результат расчета

Fmax= 188,249 кН максимальная допустимая сжимающая сила ШВП

в) Левая опора фиксированный сдвоеный подшипник, правая плавающая:

Рисунок 4. 17 Расчетная схема № 3

Исходные данные

d =40 мм диаметр ШВП

p =10 мм шаг винта

Dw =6 мм диаметр шариков

lcr =900 мм максимальное смещение гайки

Результат расчета

Fmax= 376,498 кН максимальная допустимая сжимающая сила ШВП

г) Левая опора фиксированный сдвоеный подшипник, правая плавающий сдвоеный подшипник:

Рисунок 4. 18 Расчетная схема № 4

Исходные данные

d =40 мм диаметр ШВП

p =10 мм шаг винта

Dw =6 мм диаметр шариков

lcr =900 мм максимальное смещение гайки

Результат расчета

Fmax= 752,996 кН максимальная допустимая сжимающая сила ШВП

По результатам расчета строим диаграмму зависимости сжимающей силы от схемы монтажа:

Рисунок 4. 19 Диаграмма зависимости сжимающей силы от схемы монтажа

Сравниваем данные расчетов:

Таблица 4.1 Результаты расчетов

Номер схемы

Vmax, м/мин

Fmax, Н

1

14

47,062

2

25

188,249

3

39

376,498

4

56

752,996

На основании полученных данных строим диаграмму общей зависимости:

Рисунок 4. 20 Диаграмма зависимости сжимающей силы и скорости перемещения от схемы монтажа.

Вывод: Опираясь на конструкторские данные и расчеты в проведенном анализе, делаем вывод, что целесообразнее для изготовления заточного станка будет использование схемы № 1, для крепления винта тягового механизма: левая опора фиксированный сдвоеный подшипник, правая свободна.

5. Конструирование и расчет привода продольной подачи

5.1 Определение необходимой тяговой силы

Рассмотрим схему обработки

Рисунок 5.1 Схема обработки.

Рисунок 5.2 Схема действующих сил при обработке.

Для нахождения тяговой силы воспользуемся формулой

Т0 -начальная сила трения на одной грани направляющих (4…5 Н),

fk-коэффициент трения качения (fk =0,0025),

d- диаметр винт-гайки качения =32 мм

N=Px+G1+G2-нормальная сила

G2-сила тяжести изделия

G1-сила тяжести стола

ускорение свободного падения

m1, m2-масса стола и масса изделия соответственно,

Определим значение окружной силы шлифования:

-коэффициенты зависящие от вида обработки;

-плоское шлифование торцом круга;

D-диаметр шлифовального круга, D=125мм;

продольная подача

k1, k2, k3— коэффициенты учитывающие твердость круга

скорость круга-

N=Px+G1+G2 (5. 4)

5.2 Выбор электродвигателя

Для выбора высокомоментного электродвигателя определим Мкр.

Определение скорости вращения ротора двигателя, привода подач.

Vmax, Vmin— скорости перемещения стола,

— шаг

Для предварительного выбора двигателя найдем

Определим преведенные моменты инерции

IД— момент инерции ротора двигателя,

IП— приведенная к валу двигателя масса, поступательно перемещающихся частей механизма,

i- передаточное отношение,

Определим статический момент

MP-момент от силы резания,

MG-момент от силы тяжести,

MT-момент от силы трения,

P-суммарная проекция сил резания в направлении движения подачи,

р- шаг,

зВ— КПД винтовой передачи,

MT=MT. H+MT. П (5. 12)

где P- суммарная сила резания,

FT. H. — сила трения,

µ- условный коэффициент трения,

dm— условный диаметр подшипника,

ki— коэффициент учитывающий конструкцию опор,

Выбираем двигатель 2ПБВ132S с характеристиками:

5.3 Расчет передачи винт-гайка качения

5.3.1 Определение длины ходового винта

Рисунок 5.3 Основные и присоединительные размеры винта

(5. 15)

Где lи — требуемое перемещение рабочего органа, мм (620 мм);

lк — длина корпуса гайки, мм;

lу — ширина уплотнения, мм;

lп — длина перебега, мм;

lн — длина нерабочей части винта, мм;

Для ходовых винтов диаметром 25…50 мм? 320. 360 мм.

Тогда получаем, что:

Принимаем длину ходового винта L=950 мм.

5.3.2 Предварительное определение номинального диаметра передачи винт-гайка качения

(5. 16)

L- длина ходового винта,

где d0 — номинальный диаметр передачи ВГК, мм.

Принимаем стандартное значение d0=40 мм.

5.3.3 Определение статической грузоподъёмности передачи

Статическая грузоподъёмность определяется:

(5. 17)

где d1 — диаметр шарика, мм; (d1?0,6•p?0,6•10=6,0 мм);

kz — коэффициент, учитывающий погрешности шага резьбы (kz =0,7);

б — угол контакта шарика с винтом и гайкой, б=45?;

в — угол наклона винтовой лини резьбы;

u — число витков передачи, u=4.

(5. 18)

p — шаг резьбы, мм; (р=10 мм);

Выполняем проверку передачи по статической грузоподъемности. Необходимо, чтобы выполнялось условие:

Условие выполняется.

5.3.4 Определение динамической грузоподъёмности передачи

Динамическая грузоподъемность определяется:

(5. 19)

где Fэкв — эквивалентная осевая нагрузка, Н (Fэкв =Q=365,25 H);

fh — коэффициент долговечности;

(5. 20)

Lh — долговечность, Lh=(5…10)•103 ч;

fn — коэффициент частоты вращения;

(5. 21)

nЭ — эквивалентная частота вращения, (nЭ=75 мин-1);

nЭ=0,5•(nSmin+nSmax) (5. 22)

nЭ=0,5•(1+1000)=500,5 мин-1

fH — коэффициент твёрдости материала; (fH =0,7);

fW — коэффициент характера нагрузки; (fW=1,2);

Выполняем проверку передачи по статической грузоподъемности. Необходимо, чтобы выполнялось условие:

Условие выполняется.

5.3.5 Расчёт винта на устойчивость по критической силе

Для обеспечения устойчивости ходового винта его диаметр d0 должен быть:

(5. 23)

где l — наибольшее расстояние между гайкой и опорой винта (l=778 мм);

м — коэффициент, зависящий от характера заделки концов ходового винта, (м=2);

ky — коэффициент запаса устойчивости, ky=3;

E — модуль упругости, Е=210•109 Па.

Условие выполняется.

5.3.6 Расчёт винта на устойчивость по критической частоте вращения

Максимальная частота вращения винта, мин-1:

(5. 24)

где Vбх — скорость быстрого хода, м/мин;

k=1,2…1,5 — коэффициент несовпадения частоты вращения винта с частотой его собственных колебаний;

Для обеспечения устойчивости диаметр винта должен быть:

(5. 25)

Условие выполняется.

5.3.7 Расчёт жёсткости привода подач

Число рабочих шариков в одном витке гайки:

(5. 26)

Минимально допустимая сила предварительного натяга:

(5. 27)

Сила натяга:

(5. 28)

Жёсткость передачи винт-гайка качения JВГК с предварительным натягом и возвратом шариков через вкладыши:

(5. 29)

Жёсткость ходового винта JВ при одностороннем закреплении определяется:

(5. 30)

Фактическая податливость привода подачи определяется:

(5. 31)

где J — жёсткость привода;

JВ — жёсткость ходового винта;

JВГК — жёсткость передачи винт-гайка качения;

JО — осевая жёсткость опор винта.

Жёсткость привода подачи:

Собственная частота колебаний механической части привода:

(5. 32)

Требуемая жёсткость JТР привода по условию отсутствия резонанса определяется:

(5. 33)

Условие выполняется.

6. Разработка конструкции поворотного стола

6.1 Назначение, особенности конструкции

Рисунок 6.1 Схема стола поворотного

Поворотный стол несет на себе бабку изделия, в которую устанавливается затачиваемый инструмент, и осуществляет ее поворот вокруг вертикальной оси.

Бабка изделия установлена на поворотном столе с возможностью ее продольного и поперечного перемещения.

Поворот вокруг вертикальной оси осуществляется посредством прецизионной червячной передачи с двухшаговым червяком для периодической выборки зазора в закреплении.

Крутящий момент передается червяку от двигателя ДПУ-127−450−57-Д09 через муфту.

Данная конструкция, на мой взгляд, полностью подходит для нашего станка и не нуждается в изменениях. Произведем необходимые расчеты для передачи червяк — червячное колесо.

6.2 Проверочный расчёт передачи на сопротивление контактной усталости активных поверхностей зубьев червячного колеса

Уточним скорость скольжения Vs. Для этого определим окружную скорость червяка V1:

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой