double arrow

Типовые схемы конструкций шпиндельных узлов с опорами качения


Схема   D, мм   Dn. мм   Область применения  
60—200   2,0—2,5   Средние и тяжелые токар­ные и фрезерные станки при крупносерийном произ­водстве  
40—160   2,5—3,0   Легкие и средние токар­ные, фрезерные и шлифо­вальные станки при круп­носерийном производстве  
60—200   2,5—4,0   Средние и тяжелые токар­ные,- фрезерные фрезерно-расточные, шлифовальные станки
30—120   4,0—6,0   Высокоскоростные легкие и средние токарные, фре­зерные, фрезерно-расточ-ные, отделочно-расточные станки  
60— 140   4,0—6,0   Тяжелые станки шлифовальные  
  20—100   20—80   20— 80     6,0—11   8,0—12   10—18   Шлифовальные отделочно-расточные станки для ра­боты на сверхвысоких ско­ростях  

Типовые схемы сверхскоростных ШУ с опорами качения приведены в нижней части таблицы.

13.3. ОПОРЫ СКОЛЬЖЕНИЯ ДЛЯ ШПИНДЕЛЕЙ

Опоры скольжения применяют в шпиндельных узлах тех станков, где подшипники качения не могут обеспечить требуемой точ­ности и долговечности работы. В качестве таких опор используют в зависимости от свойств гидродинамические и гидростатические подшипники, а также подшипники с газовой смазкой.




Рис. 13.8. Гидродинамические подшипники с одним (а) и несколькими (б) маслеными клиньями

Гидродинамические подшипники применяют в станках свысо­кими постоянными или мало изменяющимися скоростями вращения шпинделей при незначительных нагрузках (станки шлифовальной группы).

В станкостроении, используют многоклиновые гидродинамические подшипники (рис. 13.8, б), так как одноклиновые (рис. 13.8, а)не могут обеспечить требуемой жесткости и точности вращения. В мно­гоклиновых подшипниках создается несколько клиновых зазоров, куда вращающимся валом увлекается масло, и результирующая гидродинамических сил Fдпозволяет воспринимать внешнюю нагруз­ку F, действующую в любом направлении. Клиновые зазоры созда­ются обычно с помощью башмаков, самоустанавливающихся в зависимости от нагрузки и положения шпинделя. Самоустановка башма­ков осуществляется либо их поворотом на сферических опорах (подшипник ЛОН-34 конструкции ЭНИМС, рис. 13.9, а), либо поворотом относительно специально выполненной втулки (подшипник ЛОН-88, рис. 13.9, б).

Рис 13.9. Гидродинамические подшипники с самоустановкой баш­маков:

а — поворотом на сферических опорах; б — поворотом относительно втулки

Существенным недостатком гидродинамических опор является изменение положения оси шпинделя при изменении частоты его вращения.

Система подачи масла в гидродинамические опоры весьма проста и должна обеспечивать подачу масла в количестве, компенсирующем его потери через уплотнения.



Гидростатические опоры обеспечивают высокую точность вра­щения, обладают высокой демпфирующей, способностью, что значительно повышает виброустойчивость шпиндельного узла, имеют прак­тически неограниченную долговечность, высокую нагрузочную спо­собность при любой частоте вращения шпинделя. Гидростатические опоры могут быть использованы в качестве датчиков силы в системахадаптивного управления, в качестве приводов микроперемещений.

Принцип действия гидростатического подшипника основан натом, что при прокачивании масла под давлением от внешнего источника через зазоры (щели) между сопряженными поверхностями в зазоре образуется несущий масляный слой, исключающий непосред­ственный контакт поверхностей даже при не вращающемся шпинделе (рис. 13.10). В радиальных подшипниках равномерно по окружности делают полости-карманы, куда через дроссели подается под давле­нием масло от источника питания (насоса).При приложении внешней нагрузки вал занимает эксцентричное положение, зазоры h в подшипнике перераспределяются, что приводит к увеличению давления р масла в одних карманах и уменьшению в противоположных. Уравнивания давлений в карманах не происходит вследствие наличия дросселей на входе в каждый карман. Разность давлений создает результирующую силу Fc, воспринимающую внешнюю нагрузку. Отвод смазочного материала производится через торцы подшипника, иногда и через дренажные кана­вки, выполненные на перемычках между карманами.



Рис. 13.10. Гидро­статические осевые (а) и радиальные (б) опоры

Рис. 13.11. Система питания гидростатических подшипников:

1 — бак; 2 — насос; 3 — фильтр грубой очистки; 4 — магнитный фильтр; 5—фильтры тонкой очистки; 6 — напорный золотник; 7 — реле давления; 8 —обратный клапан; 9 — гидроаккумулятор; 10 — фильтр тонкой очистки; 11 -дроссели; 12 — насос; 13 — теплообменник; 14 — манометр

Систему подучи масла в гидростатические опоры отличают надеж­ная и тонкая фильтрация, наличие блокировок, исключающих враще­ние шпинделя до достижения заданного давления в системе отсутствие манометров между дросселем и карманом, наличие ресивера. Типовая схема питания представлена на рис. 13.11.

13.4. РАСЧЕТ ШПИНДЕЛЬНЫХ УЗЛОВ

Расчет на жесткость. Главные размеры шпиндельного узла  (рис. 13.12) — диаметр d шейки шпинделя под передней опорой и расстояние l между опорами — выбирают из расчета шпинделя на жесткость. Величину вылета а шпинделя определяют по стандартным размерам, его переднего конца и размерам уплотнений; она должна быть возможно малой.

Рис. 13.12. Главные раз­меры шпиндельного узла

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. 13.13).

Радиальное перемещение переднего конца шпинделя

, (13.23)

где yшп— перемещение, вызванное изгибом тела шпинделя; yоп — перемещение, вызванное податливостью (не жесткостью) опор; yсдвперемещение, вызванное сдвигом от действия поперечных сил.

Рис. 13.13. Жесткость шпиндельного узла:

а — расчетная схема; б — наибольшая дости­жимая жесткость шпиндельного узла при ра­диальном зазоре в переднем подшипнике, равном нулю (1) и с большим натягом (2)

Применяя известные формулы сопротивления материалов пренебрегая величиной усдв, которая для реальных размеров шпинде­лей, имеющих центральное отверстие, не превышаем 3—6 %, можем записать

, (13.24)

где E— модуль упругости материала шпинделя; J1и J2 — осевые моменты инерции сечения шпинделя соответственно на консольной части и между опорами; с1= 1/ j1 и с2 = 1/j2 — соответственно податливость передней и задней опор шпинделя, которые определяют по реакциям R1 и R2и перемещениям δ1и δ2 в соответствующих опорах; j1и j2— жесткость опор; ξ3 — 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 ξ3 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);0 (для схем 9—10). Для гидростатических опор ξ3 равно нулю.

В соответствии с формулой (13.24) общая податливость шпиндельного узла , где — суммарная жесткость шпиндельного узла, может быть представлена в виде

. (13.25)

Учитывая, что: величины c1 c2 J1и J2зависят только от диаме­тральных размеров шпинделя, можно получить для конкретной кон­структивной схемы узла зависимости = f (d) (рис. 13.14, б), позволяющие определить диаметр при заданной жесткости шпин­дельного узла. При этом надо учитывать конструктивные ограниче­ния, связанные с тем, что d ≤ d1 где d1—диаметр последней сту­пени стандартного переднего конца шпинделя, и ограничения по предельной быстроходности подшипников ; где nmax —максимальная, частота вращения шпинделя.

После выбора диаметра шейки d можно определить для него оптимальную величину межопорного расстояния lопт, 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 ξ3 = 0. Взяв первую производную , по l и приравняв ее нулю, получим уравнение для определения lопт:

, (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

l ≥ 2,5a. 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 дляшпиндель­ного узла универсального токарного станка с птах == 2500 мин-1.

При точностных расчетах необходимо знать величину и на­правление перемещения переднего конца шпинделя с учетом сило­вого воздействия от приводных элементов. Это могут быть зубчатые передачи, расположенные между опорами на расстоянии l1 (см. рис. 13.13) от передней опоры, либо ременные передачи со шкивом, расположенным на расстоянии l2 от задней опоры. В этом случае учитывают силы резания и силы привода, которые приводят к двум плоскостям (вертикальной и горизонтальной). По известным формулам сопротивления материалов вычисляют прогиб конца шпинделя в каждой плоскости (ув и уг )

.

Рис. 13.15. Построение области допустимых значений главных размеров шпин­дельного узла:

1 — ограничение по жесткости (принято j = 400 Н/мкм); 2 — ограничение по быстроход­ности; 3 — по допускаемой температуре подшипника; 4 — по допускаемому биению переднего конца шпинделя; — оптимальное значение; О — фактическое значение l

Вычисления целесообразно проводить с учетом защемления в пе­редней опоре и конкретной величины натяга средствами вычисли­тельной техники. Выбирая определенным образом угловое располо­жение элемента и расстояния l1 и l2, 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, упругое перемещение при действии силы F, приложенной на расстоянии а1 от конца шпинделя,

,

где δ —смещение на краю конического соединения вследствие кон­тактных деформаций; θ — угол поворота в коническом соединении.

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

,

где D и а1.

Погрешности изготовления конического соединения, обусловлен­ные несовпадением углов конусов отверстия и оправки, резко сни­жаютжесткость соединения. Для ее повышения применяют предва­рительную затяжку осевой силой F0(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-1, (см. рис. 13.13), не имеющего больших сосредоточенных масс, можно проводить по формуле

, (13.28)

где m — масса шпинделя, кг; λ = 1/a — относительное расстояние между опорами; γ = f(λ) — коэффициент, который для λ = 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.

14. ПРИВОД ПОДАЧИ

14.1. 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 Мсв механизме подачи. Вели­чину этого момента определяют по составляющим силы резания с уче­том момента трения в механизме подачи. При переменном моменте Мс расчет ведут по формуле эквивалентного момента.

В кинематической схеме привода подачи движение от электродви­гателя через редуктор с передаточным отношением i передается на ходовой винт 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 vp min,vp max , в пределах которых регулирование происходит при постоянном (мак­симальном) моменте, и скорость вспомогательных перемещений (v max =5÷10 м/мин), осуществляемых при уменьшенном моменте сил сопротивления.

Таким образом, в приводе подачи необходимы два диапазона ре­гулирования:

, и

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

.

Использование высокомоментных двигателей с большим диапазоном регулирования частот позволяет при выборе соответствующего значения p обойтись без редуктора и соединить вал двигателя непосредственно с ходовым винтом.

14.2. ТЯГОВЫЕ УСТРОЙСТВА ПРИВОДА ПОДАЧ

Тяговые устройства служат для перемещения подвижных узлов станка по направляющим прямолинейного или вращательного движения. Они являются последним звеном кинематической цепи привода подач, вспомогательных движений или главного привода (карусельные, протяжные, строгальные, долбежные станки).

Для осуществления прямолинейного движения используют:

механизмы: ходовой винт—гайка, зубчатое колесо—рейка или зубчатый сектор—рейка, червяк-—рейка, кулачковые, шатунные, рычажные и другие механизмы;

гидравлические и пневматические двигатели типа поршень — цилиндр;

электромагнитные устройства в виде линейно-развернутых электродвигателей, бесконтактных электромагнитных передач, соленоидов.

Вращательное движение может осуществляться зубчатыми, чер­вячными, ременными, цепными, фрикционными и другими пере­дачами.

Чтобы обеспечить в проектируемом станке высокие технико-экономические показатели, такие, как производительность, точность, надежность, тяговые устройства должны удовлетворять следующим требованиям:

· обеспечивать заданный закон перемещения и скорости; в подавляющем большинстве станков скорость должна быть постоянной;

· иметь высокий КПД;

· обладать высокой жесткостью, которая является одной, из глав­ных характеристик тягового устройства и влияет на статические и динамические погрешности исполнительного узла станка;

· иметь малый момент инерции, что определяет быстродействие привода и точность обработки;

· обладать высокой чувствительностью к малым перемещениям, т. е. иметь способность осуществлять движения малые по пути или скорости;

зазоры должны отсутствовать, особенно в тех случаях, когда по характеру движения или действию внешней нагрузки имеет место раскрытие стыков;

износ в процессе эксплуатации должен быть минимальным.

В зависимости от назначения станка, его конструкции и габаритных размеров применяют различные виды тяговых устройств.

Пара винт—гайка скольжения отличается:

1) малым шагом при применении в качестве тягового устройства однозаходных ходовых винтов, что обусловливает высокую редукцию и малый крутящий момент на ходовом винте:

, (14.11)

где Q — тяговая сила; р — шаг винта; η — КПД винтовой пары; , β — угол подъема винтовой линии резьбы, лежащей на среднем диаметре; ρ = 3÷11° — угол трения в резьбе; ρ = arctg μ, μ = 0,05÷0,2 — коэффициент трения, зависящий от скорости скольжения;

2) самоторможением при одно- и двухзаходных винтах, что позволяет применять эту пару для установоч­ных движений под нагрузкой и для вертикальных перемещений с целью более надежной фиксаций подвиж­ного узла.

Недостатком передач винт—гайка скольжения является наличие смешанного трения и связанное с ним изнашивание, а также низкий КПД одно- и двухзаходных винтов (рис. 14.17).

Поскольку точность винтовой пары скольжения определяется в основном винтом (износ гайки мало влияет на ее кинематическую точность), материал ходового винта должен обеспечивать длительное сохранение точности. Это достигается его высокой поверхностной твердостью. Материал ходового винта и гайки выбирают в зависи­мости от назначения винтовой пары, класса ее точности и требуемой термообработки. Для их изготовления применяют следующие мате­риалы:

· азотируемые стали (40ХФА, 18ХГТ), которые после азотирования на глубину 0,5 мм обеспечивают высокую износостойкость и стабиль­ность размеров; HRCэ 53—58;

· высокоуглеродистые стали (8ХВ, ХВГ, 7ХГ2ВМ, У10А, У12А) для не упрочненных ходовых винтов, подвергаемых объемной или поверхностной закалке с нагревом токами высокой частоты; HRCэ 50—60;

· среднеуглеродистые стали (45, 50) для неответственных винтов;

гайки для ходовых винтов прецизионных станков изготовляют, из оловянистых бронз БрОФ10-0,5 или БрОЦС6-6-3; для неответственных передач - из антифрикционного чугуна; в целях экономии оловянистой бронзы крупные гайки выполняют биметаллическими (из стального корпуса и центробежным способом залитой бронзы, на которой затем нарезают резьбу).

Ходовые винты выполняют со стандартной резьбой трапецеидального профиля (угол профиля 30°). Преимуществом этой резьбы перед резьбой прямоугольного профиля является возможность ее фрезерования и шлифования; недостатком - возникновение погрешностей шага при радиальном биении ходового винта станка и поперечных колебаний от прогиба под действием собственного веса. В связи с этим в прецизионных станках применяют резьбы, с меньшим углом профиля (10-20°). Другим направлением повышения точности винтовых передач является применение в гайке центрирующих втулок (рис. 14.8, а).

Для регулирования и устранения зазора в резьбе гайку выпол­няют из двух частей, одна из которых неподвижно прикреплена, к столу или суппорту, а другая может смещаться в осевом направле­нии. Изменяя толщину прокладки 4, установленной между гайками, в передаче можно полностью устранить зазор. Однако в процессе эксплуатации или изнашивания резьбы гаек и винта необходимо периодически производить регулировки. Применяют и другой способустранения зазора в передачах, когда при неизменном, осевом расположении гаек изменяется их относительное угловое положение.

Длинные ходовые винты могут быть составными для того, чтобы обеспечить надежное и точное соединение отдельных секций, длину которых выбирают от 600 до 1500 мм. Наибольшее распространение получили ходовые винты диаметром от 20 до 60 мм, в тяжелых стан­ках встречаются винты диаметром до 200 мм.

Передачи винт—гайка скольжения рассчитывают на износостойкость. Расчет сводится к вычислению среднего давления на рабочих поверхностях резьбы

, (14.12)

где Q — тяговая сила; d — средний диаметр резьбу; Н — рабочая высота профиля резьбы; L — длина, гайки; z — число заходов резьбы; Р — шаг винтовой линии резьбы.

В зависимости от требований, предъявляемых к точности винто­вой пары, допускаемые значения средних давлений для передач винт—гайка скольжения не должны превышать 3—12 МПа.

Передача винт—гайка качения является основным видом тяго­вого устройства для станков с числовым управлением. Механизмы винт—гайка качения используют в приводе подач столов, суппортов, траверс почти всех станков малых и средних размеров, а такжеи некоторых тяжелых станках. Другой областью широкого применения механизмов является привод подач обычных станков, неоснащенных системами числового управления, таких, как фрезерные, токарные, расточные, сверлильные, шлифовальные, зубообрабатывающие, резьбообрабатывающие, агрегатные станки автомати­ческих линий, копировальные и т. д. Причиной этого является высо­кая жесткость и беззазорность соединения винт—гайка, снижающие

вибрации, существенно уменьшающие изнашивание и поломки режу­щего инструмента, повышающие чистоту и точность обработки. Иногда передачи винт—гайка качения применяют в приводе главного движения станков с возвратно-поступательным движением, в частности, в протяжных (при небольшой силе протягивания).

Рис. 14.8. Передачи винт—гайка:

а — скольжения: 1 — винт; 2, 5 — гайки; 3 — центрирующие, втулки; 4 — прокладка;

б — качения: 1 — винт; 2 — гайка; 3 — шарики; 4 — канал возврата;

в — кинематическое соотношение скоростей; v — скорость винта; v0 — скорость центров шариков

Основными преимуществами механизмов винт—гайка качения являются:

· возможность передачи больших усилий;

· низкие потери на трение; КПД этих механизмов составляет 0,9— 0,95 по сравнению с 0,2—0,4 для передач винт—гайка скольжения;

· малый крутящий момент на ходовом винте вследствие высокого КПД [см. формулу (14.11)];

· возможность полного устранения зазора в механизме и создания натяга, обеспечивающего высокую же­сткость;

· почти полная независимость силы трения от скорости и весьма малое трение покоя, что способствует - обе­спечению устойчивости (равномерности) движения;

· высокая точность за счет создания предварительного натяга;

· малая изнашиваемость, а следова­тельно, длительное сохранение точности; малое тепловыделение, снижа­ющее температурные деформации винта и повышающие точность обработки;

· высокая чувствительность к микроперемещениям.

К недостаткам передач винт— гайка качения следует отнести отсут­ствие самоторможения, сложность из­готовления, высокую стоимость, не­сколько пониженное демпфирование, а также необходимость надежной за­щиты от стружки и пыли.

Минимальный диаметр винтов 68— мм; максимальный 120—150 мм; длина достигает 10—12 м; статическая грузо­подъемная сила более 1000 кН (шари­ковые), 2000—3000 кН (роликовые); динамическая грузоподъемная сила бо­лее 200 кН (шариковые), 300—520 кН (роликовые).

Шариковая передача состоит из винта (рис. 14.8, б), гайки 2, комп­лекта шариков 3, расположенных в вин­товых канавках винта и гайки, канала 4 для возврата шариков. Как и в шарикоподшипниках, шарики имеют линейную скорость в 2 раза меньшую, чем винт (рис. 14.8, в). Канал возврата, соеди­няющий первый и последний (или промежуточный) витки гайки, обеспечивает возможность непрерывной циркуляции тел качения.

Получили распространение следующие профили резьбы винта и гайки: полукруглый (рис. 14.9, а), арочный с двухточечным кон­тактом (рис. 14.9,б), арочный с четырехточечным контактом (рис. 14.9, в). Профиль резьбы задают в нормальном сечении, перпендикулярном винтовой линии, проходящей через центры шариков.

По примеру шарикоподшипников соотношение радиусов шарика и жёлоба для полукруглого и арочного с двухточечным контактом профилей r1 /r2 = 95÷0,97. Для арочного профиля с четырех­точечным контактом r1 /r2 = 0,83÷0,87 из-за резкого возрастания сил трения при увеличении натяга. Угол контакта α в большинстве случаев равен 45°. При малых углах контакта передача имеет низкую осевую жесткость и нагрузочную способность, так как даже не­значительная осевая нагрузка вызывает большие радиальные силы.

С увеличением угла контакта повышается нагрузочная способ­ность и жесткость передачи, а также снижаются потери на трение. Широкое распространение в станкостроении получили профили с двухточечным контактом. Применение таких профилей обеспечивает наименьшее изнашивание передачи, хотя конструкция гайки для создания натяга в этом случае должна быть выполнена из двух ча­стей. Чётырехточечный контакт позволяет осуществить передачу без зазора или с натягом путем подбора шариков по диаметру. Арочный профиль с двухточечным контактом более удобен для измерения, чем полукруглый, и обеспечивает при зазоре h в несколько микро­метров точное положение шариков при входе их в рабочую зону, что повышает плавность работы передачи.

Конструктивные исполнения устройств возврата шариков могут быть сведены к двум основным группам.

К первой группе относятся механизмы, в которых шарики при возврате не выводятся каналом возврата из контактирования с по­верхностью винта, а лишь направляются из впадины одного витка во впадину соседнего, куда они попадают, переваливаясь через выступ резьбы винта (рис. 14.10, а); 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, 60°; вкладыши и окна могут иметь раз­личную форму (продолговатую, круглую и т. д.).

Ко второй группе относятся механизмы, в которых шарики при возврате выводятся отражателями из контактирования с поверх­ностью винта и направляются по каналу возврата, расположенному в теле гайки (см. рис. 14.8, б); в качестве каналов возврата исполь­зуют изогнутые трубки, профрезерованные снаружи или с торцов гайки пазы, просверленные осевые отверстия и т. д.

При двухточечном контакте тел качения все способы устранения зазора и создания натяга сводятся к изменению взаимного располо­жения двух гаек. Возможны два основных случая регулирования натяга: регулируется относительное осевое расположение гаек при неизменном угловом (рис. 14.10, б); регулируется угловое взаимное расположение гаек при неизменном осевом (рис 14.10, а). Сила натяга мажет создаваться за счет деформирования контактирующих рабочих тел и деформирования пружин. В станках применяют пер­вый способ, так как передача в этом случае воспринимает большие осевые нагрузки в обе стороны и обеспечивает высокую жест­кость.

Основными требованиями, предъявляемыми к устройствам регулирования натяга, являются: возможность малых перемещении гаек в корпусе в осевом или угловом направлении без разборки узлов станка и надежная фиксация гаек после регулировки натяга.

Рис. 14.10. Устройство возврата шариков:

а — первой группы: 1 — корпус; 2, 3 — полугайки; 4 — вкладыш; 5 — уплотнение; 6—винт для регулирования натяга; 7 — ходовой винт;

б — второй группы: 1, 2 — полугайки. 3 — прокладка; 4 — шпонка; 5 — канал возврата; 6 — ходовой винт.

В конструкции, приведенной на рис. 14.11, гайки снабжены зубчатыми венцами, входящими в соответствующие внутренние зуб­чатые венцы съемных колец, укрепленных на торцах корпуса. Число зубьев венцов различается на единицу, благодаря чему при повороте гаек в одну сторону на один зуб осевое перемещение, их профилей резьбы может составить 1 мкм. В приведенной на рис. 14.10, б конструкции натяг регулируют за счет изменения толщины прокладки расположенной между гайками и состоящей из двух частей. Неизменное угловое положение гаек фиксируется двумя шпонками. В конструкции, показанной на рис. 14.10, а, предусмотрен поворот одной из гаек на небольшой угол винтами, расположёнными во фланце корпуса.

Рис. 14.11. Привод подач станка с числовым управлением.

1- двигатель; 2- кронштейн; 3- соединительная муфта (сильфон); 4- шариковый винт; 5- шариковая гайка; 6- суппорт; 7- защитная гармошка.

Для обеспечения работоспособности и точности передачи к мате­риалам винта и гайки предъявляют следующие требования: твер­дость рабочих поверхностей должна быть не ниже HRCэ 58—60; упрочненный слой при применении закалки с нагревом ТВЧ, азоти­рования, цементации должен иметь определённую толщину, чтобы обеспечивать восприятие контактных напряжений без продавливания; постоянство размеров и формы винта при эксплуатации.

Высокая твердость рабочих поверхностей винта и гайки и каче­ственная сборка передачи гарантируют их высокие износостойкость и долговечность. В отечественной практике для изготовления винтов, применяют сталь 8ХФ с закалкой с нагревом ТВЧ по профилю резьбы (до HRCэ 58—62), глубина 1,5—2 мм; для гаек —инструмен­тальные стали 9ХС, ШХ15 (твердость в тех же пределах).

ТОКАРНЫЕ СТАНКИ С ЧПУ

Токарные станки с ЧПУ развиваются и совершенствуются не как узкоспециализированные станки, а как быстропереналаживаемые с высокой степенью агрегатизации, унификации и автоматизации, в том числе и для многооперационной обработки. В целях повы­шения производительности в токарных станках увеличены диапазон частот вращения до 25—4000 мин-1 или 80—7500 мин-1 и мощ­ность привода.

Основные параметры, размеры и направление осей координат патронно-центровых и центровых станков, патронных и прутковых станков и автоматов приведены в ГОСТ 21608—78 или СТСЭВ 3129—81, а токарно-карусельных — ГОСТ 21609—82.

Существенной чертой в компоновке станков является положе­ние направляющих суппорта: горизонтальное, вертикальное или крутонаклонное (рис. 2.4, 2.5).

Преимущества последних двух компоновок: легкость схода стружки и ее удаление из рабочей зо­ны; возможность оснащения станка загрузочными устройствами любых типов; уменьшение площади, занимаемой станком; распо­ложение ходового винта станка между направляющими способст­вует повышению точности перемещения суппорта.

Смена инструмента осуществляется обычно с помощью револь­верных головок. Существует тенденция оснащения станков не од­ной, а двумя револьверными головками.

Рис. 2.4. Крутонаклонная компоновка токарного станка:

1 — пульт управления; 2 — ограждение рабочей зоны; 3 —электрошкаф; 4 — электрозажимное устройство с токарным патроном; 5 — ре­вольверная головка с осью вращения параллельной оси Z; 6 — привод механизма подачи по оси X; 7 — транспортер для стружки; 8 — ре­вольверная головка с осью вращения перпендикулярной плоскости XOZ; 9— продольный суппорт; 10 — шпиндельный узел; 11 — коробка скоростей; 12 — электродвигатель привода главного движения; 13 — гидравлический агрегат; 14 — станина станка; 15 — привод механизма подачи по оси Z.

Такие головки могут располагаться соосно относительно друг друга или иметь разное расположение осей (см. рис. 2.4). Револьверная головка 5 имеет ось поворота, совпадающую по направлению с осью Z. Используется она для обработки наружных поверхностей. Другая головка 8 имеет ось поворота, перпендикулярную плоскости XOZ, и использу­ется при обработке внутренних и наружных поверхностей. Распо­лагают головки по разные стороны от оси шпинделя с некоторым сдвигом относительно друг друга: головка 5 установлена на попе­речные салазки ближе к переднему торцу шпинделя, а головка 8 удалена от него. Такое размещение способствует лучшему доступу к обрабатываемой детали. Наличие двух револьверных головок позволяет увеличить количество инструментов. При оснащении автономными приводами подач обеих револьверных головок воз­можна параллельная обработка разных поверхностей.

Поскольку большинство деталей после токарной обработки подвергаются дальнейшей механической обработке (фрезерованию, сверлению и т. д.) и сборке, то в настоящее время стали вы­пускать токарные многооперационные станки (многоцелевые). На этих станках можно дополнительно вести обработку вращающимся инструментом (фрезами, сверлами и т. д.) параллельно и пер­пендикулярно оси шпинделя. Одна из конструкций многоопераци­онного станка приведена [6 стр. 92...93]. На многооперационных станках можно прорезать различные канавки, фрезеровать лыски, пазы, нарезать резьбу фрезой и т. д.

Применение токарных многооперационных станков ограничено их высокой стоимостью.

Рис. 2.5Ввертикальная компоновка токарного станка

3.7. СТАНКИ СВЕРЛИЛЬНО-РАСТОЧНОЙ ГРУППЫ С ЧПУ

Сверлильные и расточные станки с ЧПУ предназначены для обработки отверстий без применения разметки и кондукторов. Более высокая производительность получается: за счет применения револьверных головок для вращающихся инструментов; снижения потерь времени на выверку положения инструмента и измерения в процессе обработки; на перемещения подвижных органов станка при вспомогательных ходах и т. д.

Компоновка вертикально-сверлильного станка показана на рис. 3.6.

Основные параметры и присоединительные размеры вертикаль­но-сверлильных станков приведены в ГОСТ 21611—82.

Расточные станки. Известно, что по расположению оси шпин­деля эти станки подразделяются на горизонтально - и вертикально-расточные.

Компоновка горизонтально-расточных станков отличается от традиционной отсутствием люнетной стойки, сильно развитыми направляющими, высокой точностью установки поворотного стола. Благодаря высокой жесткости, точности перемещений и поворота на этих станках можно обрабатывать соосные отверстия в проти­воположных стенках деталей с помощью консольных, оправок. Горизонтально-расточные станки имеют от трех (X, Y, Z) до ше­сти (X, Y, Z, U, W, В') управляемых координат.

Столы кругового движения работают в автоматическом режиме и поворот планшайбы является программируемым перемещением (координата В'). От станков с ручным управлением станки с ЧПУ заимствовали в качестве управляемой координаты, переме­щение выдвижного (расточного) шпинделя.

Расточные станки с вертикальной осью шпинделя (рис. 3.7) повторяют компоновку бесконсольных координатно-расточных станков. Инструмент и закрепленная на столе заготовка переме­щаются друг относительно друга по трем взаимно перпендикуляр­ным координатам. Столы вертикально-расточных станков имеют прямоугольную форму, и длина их значительно превосходит шири­ну. Основные параметры и присоединительные размеры приведены в ГОСТ 21613—82.

Основные направления развития станков данной группы:

- повышение точности позиционирования и закрепления рабочих органов станка;

- расширение технологических возможностей станков, т. е. создание многооперационных станков.

Рис. 3.6. Компоновка вертикально-сверлильного одностоечно­го станка с крестовым столом и револьверной головки   Рис 3.7 Компоновка вертикального координатно-расточного двух стоечного станка  

ШЛИФОВАЛЬНЫЕ СТАНКИ С ЧПУ.

Особенности шлифовальных станков. При оснащении шлифо­вальных станков системами ЧПУ необходимо учитывать особен­ности процесса шлифования. При шлифовании необходимо полу­чать высокую точность и качество поверхности при минимальном рассеивании размеров. Особенностью режущего инструмента явля­ется быстрая потеря размерной точности шлифовального круга, не­обходимость восстановления его режущих свойств и заданной гео­метрической формы. Следовательно, в станке необходимы меха­низмы автоматической правки, балансировки и компенсации изно­са шлифовального круга. Контурная правка круга с использова­нием круговой интерполяции требует введения в систему 3-хдополнительных управляемых координат (перемещения по двум координатам и поворот вокруг третьей).

Создаются многоцелевые шлифовальные станки для обработки в патроне с одного установа внутренних и наружных поверхностей заготовок типа тел вращения. Станки оснащаются магазином инструментов, устройством для автоматической смены инструмен­та и устройствами для прямолинейной и профильной правки пери­ферийных и торцовых поверхностей абразивных кругов (рис. 8.11). Получают распространение гибкие шлифовальные модули.

Рис. 8.11. Многооперационный станок для одновременного внутреннего и наружного шлифования: а - компоновка станка; б-типовая деталь для одновременного наружного и внутреннего шлифования.

1— передняя бабка; 2 — шлифовальная бабка с одним шпинделем для наружного шлифования; 3 — шлифовальная бабка с тремя шпинделями для внутреннего шлифования.

Рис. 8.10. Обозначение осей координат и направлений движений шлифовальных станков: а — плоскошлифовальный станок с прямоугольным столом и горизонтальным шпинделем; б — заточный станок.

КРУГЛОШЛИФОВАЛЬНЫЕ СТАНКИ С ЧПУ

Этот тип станков с ЧПУ наиболее распространен и предназна­чен для шлифования конических, цилиндрических гладких и пре­рывистых поверхностей многоступенчатых валов. Компоновка стан­ка показана на рис. 8.9.

В станке имеются три координаты формообразования: X — перемещение шлифовальной бабки; Z — движение стола с де­талью; С — вращение детали с остановкой в определенном поло­жении для замера диаметра детали, имеющей пазы и шлицы.

Вспомогательные механизмы и установочные перемещения вы­полняются по координатам: В' — поворот стола перед обработкой конуса; V — смещение задней бабки для корректировки цилиндричности; U и Y—оси приборов активного контроля; W — переме­щение прибора осевой ориентации круга относительно детали при обработке ступенчатых валов.

Контроль базового торца заготовки (по координате Z) прибо­ром осевой ориентации необходим для согласования систем коор­динат детали и станка. В момент касания детали щупом этого прибора осуществляется коррекция «нуля» датчика положения сто­ла. Передняя бабка оснащена поводковым автоматически дейст­вующим патроном, позволяющим без переналадки зажимать глад­кие шейки валов, если их диаметры отличаются не более чем на 30 мм.

Обеспечивается произвольная последовательность обработки ступеней валов, что позволяет повысить точность обработки. При обработке на круглошлифовальных станках с ЧПУ наибольший эффект достигается при обработке с одного установа максималь­ного количества поверхностей в основном за счет снижения вспо­могательного времени на установку и съем детали, на измерения и т. д.

Обработка цилиндрических поверхностей осуществляется ме­тодом врезного, строчного и продольного шлифования.

Обработка конических поверхностей. В связи с высокими тре­бованиями к шероховатости поверхности при обработке методом продольного шлифования конических поверхностей деталей типа «валов» традиционный в ЧПУ метод интерполяции неприемлем. Обработку конических поверхностей осуществляют за счет разво­рота стола с деталью на угол, при котором образующая конуса и цилиндрической поверхности шлифовального круга параллельны(как при обработке на универсальных станках).

Обработка галтелей. Обработка галтелей на деталях типа ва­лов может производиться двумя методами. При первом методе обработка осуществляется предварительно заправленным абразив­ным кругом, режущая кромка которого соответствует профилю галтели.

При втором методе обработка галтелей осуществляется заправ­ленной под постоянным небольшим радиусом (-R^5 мм) торцовой кромкой круга в режиме интерполяции.

Развитие станков данной группы осуществляется в двух на­ правлениях: первое — совершенствование устройства ЧПУ и диагностических функций (контроль узлов УЧПУ, исходных данных, процесса резания, входной и выходной контроль деталей, диагностика подвода круга). Диагностика подвода шлифовального круга к детали обеспечивает техническую безопасность и осуществляется по четырем основным параметрам:

— положению рабочих органов;

—времени;

— мощности главного привода (или силе резания);

— торцовой (тангенциальной составляющей) силе.

Второе направление связано с совершенствованием конструк­ции станка с целью улучшения технологических характеристик, повышения удобства обслуживания, например, использование про­граммируемых люнетов с автономными приводами.

Литература

1. Проектирование металлорежущих станков и станочных систем: Справочник-учебник. В 3-х т. Т.2 Ч.1. Расчет и конструирование узлов и элементов станков / А.С. Проников, Е.И. Борисов, В.В. Бушуев и др. Под ред. А.С. Проникова. –М.: Из-во МГТУ им. Н.Э. Баумана: Машиностроение, –1995. -371с.

2. Проектирование металлорежущих станков и станочных систем: Справочник-учебник. В 3-х т. Т.2 Ч.2. Расчет и конструирование узлов и элементов станков / А.С. Проников, Е.И. Борисов, В.В. Бушуев и др. Под ред. А.С. Проникова. –М.: Из-во МГТУ им. Н.Э. Баумана: Машиностроение, –1995. -320с.

3. Проектирование металлорежущих станков и станочных систем: Справочник-учебник. В 3-х т. Т.3. Проектирование станочных систем / А.С. Проников, Е.И. Борисов, В.В. Бушуев и др. Под ред. А.С. Проникова. –М.: Из-во МГТУ им. Н.Э. Баумана: Машиностроение, –2000. -584с.

4. Ящерицын П.И., Ефремов В.Д. Металлорежущие станки: Учебник для вузов. –Минск: БГАТУ, 2001. -446с.

5. Васильев В.Л., Прокопенко В.А., Тисенко В.Н. "Технологическое оснащение автоматизированных производств". Учебное пособие. - С-Петербург: СПбГТУ, -1992.

6. Справочник по электрохимическим и электрофизическим методам обработки// Г.Л. Амитан, И.А. Байсупов, Ю.В. Барон и др; Под общ. ред. В. А. Волосатова.-Л.: Машиностроение. Ленингр. Отд-ние, 1988.-719 с.

7. "Металлорежущие станки" Учебник для машиностроительных вузов. Под ред. В.Э. Пуша - М.: Машиностроение, -1985, -256с.

8. "Станки с числовым программным управлением (специализированные)" В.А. Лещенко, Н.А. Богданов, И.В. Вайнштейн и др. - М.: Машиностроение, -1988, -568с.

9. Металлорежущие станки. Учеб. пособие для втузов Н.С. Колев, Л.В. Красниченко, Н.С. Никулин и др. – 2-е изд, перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1980. -500 с.







Сейчас читают про: