Металлорежущие станки типовые механизмы и системы металлорежущих. 1. механизмы прямолинейного движения
 Скачать 5.97 Mb.
|
|
3 ВВЕДЕНИЕ Типовые механизмы и системы являются основой конструкции любых металлорежущих станков и станочных систем. Однако при изучении курса Металлорежущие станки этим вопросам не уделяется достаточного внимания по причине дефицита специальной технической литературы и отсутствия компактного изложения материала. В предлагаемом учебном пособии сделана попытка, устранить эти недостатки. В учебном пособии не рассматриваются вопросы, связанные с изучением базовых узлов станков, направляющих, шпиндельных узлов, так как они в полной мере изложены в курсе Проектирование технологического оборудования. Основное внимание уделяется механизмам, преобразующим вращательное движение в поступательное, механизмам для осуществления прерывистых движений, реверсирующим устройствам, механизмам для ступенчатого регулирования скоростей, переключения скоростей, для бесступенчатого регулирования скоростей. Рассмотрены конструкции муфт, тормозных устройств, суммирующих механизмов, систем предохранительных устройств, зажимных устройств, режимы смазывания, смазочные системы и материалы, сма- зочно-охлаждающие технические средства (СОТС) и устройства для подвода СОТС в зону обработки описываются устройства автоматической смены инструмента (АСИ) в многоцелевых станках, устройства для отвода стружки от металлорежущих станков и станочных систем. 4 1. МЕХАНИЗМЫ ПРЯМОЛИНЕЙНОГО ДВИЖЕНИЯ 1.1. Способы осуществления прямолинейного движения в станках Прямолинейное движение в приводе станков может осуществляться следующими основными способами 1) применением гидравлических устройств с парой поршень– цилиндр в качестве двигателя прямолинейного движения. Благодаря ряду достоинств гидравлический привод этого типа получил широкое применение в различных станках, как в приводе главного движения, таки в приводах подачи приводах вспомогательных движений 2) использованием электромагнитных устройств типа соленоидов, электромагнитной передачи винт–гайка, червяк–рейка, линейно- развернутого электродвигателя. Малая длина хода, малое тяговое усилие ограничивает их применение 3) применением механизмов, преобразующих вращательное движение в прямолинейное, таких, как, например, пара зубчатое колесо – рейка, червяк–рейка, винт–гайка и др. 1.2. Зубчатое колесо и рейка Зубчатое колесо и рейка имеют следующие важнейшие особенности. Большое передаточное отношение – за один оборот зубчатого колеса рейка перемещается на длину начальной окружности этого колеса. Поэтому пару зубчатое колесо – рейка удобно использовать в приводе главного движения ив приводе различных вспомогательных перемещений. Неравномерность передаточного отношения, обусловленная большим влиянием ошибок зубчатого зацепления на скорость перемещения рейки. Особенно сложно обеспечить парой зубчатое колесо – рейка равномерность медленных движений в приводе подач высокоточных станков и станков с ЧПУ. 3. Отсутствие самоторможения затрудняет использование передачи зубчатое колесо – рейка для вертикального перемещения узлов станка. Малые потери на трение и высокий КПД передачи оправдывает ее применение в приводе главного движения продольно-строгальных и долбежных станков при передаче значительной мощности. 5. Технологичность изготовления и сборки пары зубчатое колесо – рейка определяет ее низкую стоимость, что приводит к довольно широкому использованию этой пары во вспомогательных устройствах при невысоких требованиях к точности движения. Реечная зубчатая передача состоит из зубчатого колеса 1 и рейки 2 (риса. Передача выполняется с прямыми, косыми и шевронными зубьями и служит для преобразования вращательного движения в поступательное и наоборот. При неподвижной рейке зубчатое колесо катится по рейке, те. совершает вращательное и поступательное движение. Большие зубчатые колеса изготавливают из серого чугуна марок СЧ – СЧ, а рейки – из стали 45. В механизмах подач стремятся сделать диаметр реечного колеса и, следовательно, шаг тягового устройства возможно малыми, чтобы получить меньшие крутящие моменты навалу реечного колеса и более короткую цепь редукции привода подач. Для изготовления реечного колеса применяют легированную сталь, а для рейки – легированную сталь или сталь 45. Термическую обработку назначают с целью повышения сопротивляемости зубьев не только изгибу, но и поверхностному смятию. Для исключения деформирования реек при термической обработке для них используют поверхностную закалку зубьев с нагревом токами высокой частоты. При большой длине рейки ее делают составной, из отдельных секций. Рейку фиксируют штифтами и прикрепляют в соответствующей части станка винтами. Рейку для подачи сверлильных шпинделей нарезают иногда непосредственно на гильзе шпинделя. Скорость (мм/мин) поступательного движения зубчатого колеса определяется по формуле z m n V . (1.1) Перемещение рейки за один оборот колеса z m S , (1.2) где n – частота вращения колеса, мин m – модуль, мм z – число зубьев колеса. 6 1 1 2 2 а Рис. 1.1. Реечная зубчатая передача 1 2 б 1 3 4 в 2 7 Расчет передачи зубчатое колесо – рейка проводят теми же методами, что и расчет зубчатых передач. Однако сравнительно тихоходные реечные передачи в приводе подач достаточно проверять на поверхностную прочность зубьев на смятие по формуле б 4 1 2 2 , (1.3) где Q – допускаемая по условию прочности окружная силана реечном колесе, равная тяговой силе подачи, Н q – максимальное напряжение смятия при контакте рейки сколе- сом по делительной окружности, Па z – число зубьев реечного колеса – угол зацепления зубчатой передачи m – модуль, мм E – модуль упругости, Па. Допускаемое напряжение смятия принимается равным Т, где Т – предел текучести материала. Для устранения вредного влияния зазоров в ответственных зубчатых передачах (например, в передаче, связывающей реечное зубчатое колесо сдатчиком) применяют пружинные компенсаторы см. рис. 1.1, в. Такое зубчатое колесо состоит из двух дисков (2 и 3) с зубчатыми венцами. Диск 2 сидит на ступице диска 3 и удерживается от осевого смещения стопорным кольцом 1. Под действием пружины 4 диск 2 стремится повернуться относительно диска 3. В результате этого зазор между зубьями ведомого и составного колес полностью устраняется. 1.3. Червяки рейка Червячно-реечные передачи содержат червяки рейку 2 см. рис. 1.1, б. Ведущим элементом может быть только червяк. В отличие от пары зубчатое колесо – рейка, червячно-реечная передача позволяет осуществлять малые передаточные отношения. При этом плавность движения существенно повышается. Однако червячно- реечная передача сложнее в изготовлении, чем обычная реечная передача, и имеет более низкий КПД, сравнимый с КПД червячной пары. В станках получили применение следующие конструкции червяч- но-реечных передач 8 1. Пара червяк – зубчатая рейка. В этом случае имеет место точечный контакт зубьев червяка и рейки. Такая конструкция используется чаще всего для вспомогательных движений. 2. Пара червяк – червячная рейка при расположении оси червяка под углом коси рейки (см. рис. 1.1, б. Зубья рейки подобны зубьям червячного колеса, а характер зацепления соответствует обычной червячной паре. 3. Пара червяк – червячная рейка при параллельном расположении осей червяка и рейки. Характер зацепления соответствует винтовой паре при коротком винте и гайке с неполным охватом. В такой конструкции наружный диаметр зубчатого колеса в приводе червяка должен быть меньше внутреннего диаметра червяка. Поэтому иногда применяют червяк с нарезанными на нем зубьями колеса. Червяки изготавливают из сталей Х, Х с цементацией и закалкой, а рейки – из антифрикционного чугуна. Червяки рекомендуется полировать, так как это повышает работоспособность передачи. В наиболее ответственных случаях применяют биметаллическую рейку с зубьями, нарезанными в слое бронзы. Известны случаи применения бронзового червяка, что приводит к более интенсивному его износу, чем рейки. Однако замена износившегося червяка значительно проще и дешевле, чем замена червячной рейки, изготовление которой связано с применением специального инструмента и оборудования. В приводах подачи приводах установочных перемещений при длине хода подвижных узлов свыше 3 м применяется червячно-реечная передача с гидростатической смазкой. Передача содержит червячную рейку, зацепляющийся с ней цилиндрический червяк, на винтах которого в зоне зацепления выполнены карманы, в которые под давлением подается масло. Передача может работать на скоростях до 6 м/мин. 1.4. Ходовой винти гайка Передачи винт–гайка с трением скольжения служат, как и реечные, для преобразования вращательного движения в поступательное. Основными элементами винтовой передачи являются ходовой винти гайка 2 (см. риса. Винтовые передачи применяют в механизмах подачи вспомогательных механизмах станков. Основным достоинством винтовых механизмов является высокая точность и плавность осуществляемых ими перемещений, возможность 9 получения значительной редукции и самоторможения, позволяющая использовать их в случае вертикальных перемещений. 1 2 3 б 1 2 3 4 в 1 2 3 г 1 4 3 2 5 6 д Рис. 1.2. Винтовая передача (винт–гайка) 1 2 p х.в. а 10 Профиль резьбы – стандартный, трапецеидальный, с углом профиля, вследствие чего обеспечивается более легкое замыкание маточной гайки. Винты изготавливают одно- или двухзаходными сне- большим шагом (для самоторможения. Недостатком данного профиля является возникновение погрешности шага резьбы при радиальном биении винта. Поэтому в высокоточных станках трапецеидальную резьбу заменяют на прямоугольную. Ходовые винты изготовляют из качественных сталей (азотируемые стали 40ХФА, 18ХГТ, 7ХГ2ВМ и др. Гайки для ходовых винтов прецизионных станков изготовляют из оло- вянистых бронз БрОФ10 – 0,5 или БрОЦС 5–5–5. Для экономии оловя- нистой бронзы крупные гайки выполняют биметаллическими. Основными элементами винтовой передачи являются ходовой винти гайка 2 (см. риса. Для устранения зазора в передачах винт–гайка применяют регулируемые гайки. Конструкция гайки состоит из неподвижной 3 и регулируемой части 2 (см. рис. 1.2, б. С помощью гайки 1 прижимают витки гайки 2 квиткам винта и устраняют зазор. Другой вариант регулируемой гайки 1 изображен на рис. 1.2, в. Подвижную часть 3 гайки смещают с помощью клина 2, который при регулировании смещается вверх винтом 4. В устройстве рис. 1.2, г) тарельчатые пружины 2 воздействуют на подвижную часть гайки 1 постоянно, автоматически устраняя зазор. Недостатком упругого регулирования является дополнительная нагрузка на витки винта. В токарно-винторезных станках применяют маточные (раздвижные) гайки для включения-выключения резьборезной цепи рис. 1.2, д. Гайка состоит из двух частей (1 и 2), которые могут перемещаться по направляющим 4 с помощью рукоятки 6, диска 5 и штифтов 3. На рисунке гайка представлена в открытом состоянии, витки гайки расцеплены свитками винта, рабочий орган может беспрепятственно перемещаться. На рис. 1.3 изображены схемы вариантов выполнения винтовых пар. Винтовую передачу рассчитывают на износостойкость, прочность, жесткость и на устойчивость ходового винта. Расчет на износостойкость ведут по среднему давлению 0 p ср p t к L h d Q p , Па, (1.4) где Q – наибольшая тяговая сила, Н 11 d ср – средний диаметр резьбы, м t – шаг винтовой линии, м к – число заходов резьбы р 0,5 к – рабочая высота гайки, м L – длина гайки, м L = d ср ( = 1,5 4; для маточных гаек = 3). Подставляя указанные данные в уравнение (1.4) и решая его относительно d ср , получим p Q d 8 , 0 ср , м. (1.5) Для ходовых винтов с бронзовой гайкой, предназначенных для точных передач (то- карно-винторезные, резьбона- резные станки, р = 3 10 6 Па, для прочих передач р = (5 12) 10 6 Па. Расчет на прочность производится по приведенному напряжению Т 2 к 2 пр 28 , 0 р, (1.6) где 2 2 1 d F – площадь поперечного сечения винтам М к – крутящий момент, передаваемый винтом, Нм 16 3 1 d W p – момент сопротивления сечения при кручении, м d 1 – внутренний диаметр резьбы винтам Т – предел текучести материала винта, Па. z z z z РО РО РО РО Рис. 1.3. Схемы вариантов выполнения винтовых пар р – шаг винта РО – рабочий орган z – число зубьев 12 Основную роль в искажении шага резьбы играет осевая деформация. Изменением шага от скручивания обычно пренебрегают и расчет ведут по формуле F E t Q t , м, (1.7) где Е – модуль продольной упругости, Па. Допускаемое искажение шага резьбы принимают, учитывая допуск на неточность шага резьбы ходовых винтов соответствующего класса (0 4 класса. Длинные ходовые винты (длина рабочего участка враз превышает диаметр, работающие на сжатие, следует проверять на устойчивость. Критическое значение тяговой силы 2 2 L J E Q , (1.8) где 64 4 d J – осевой момент инерции сечения винта L – приведенная длина, учитывающая характер заделки концов рабочего участка винта (при жестко заделанных концах винта = 0,5, при одном заделанном и одном шарнирном = 0,7, при обоих шарнирных концах = 1). В современных металлорежущих станках, особенно в станках с числовым программным управлением (ЧПУ, в качестве тягового устройства получили распространение шариковые передачи винт–гайка со сплошным потоком шариков, циркулирующих по замкнутой траектории (рис. 1.4). 2 4 3 1 Рис. 1.4. Шариковая винтовая передача 13 Между винтом 1 и гайкой 4 помещены шарики 2. Шарики катятся по канавкам ходового винта и гайки. При вращении винта шарики, перекатываясь по канавке, попадают в канал возврата 3, по которому снова возвращаются в винтовую канавку. Таким образом, шарики постоянно циркулируют в процессе работы передачи. Для канала возврата используют трубки, каналы в корпусе гайки или в специальных вкладышах, закрепляемых на корпусе гайки. Достоинствами передач винт–гайка качения являются малое трение (КПД > 0,9), отсутствие зазоров и возможность создания предварительного натяга, высокая жесткость и достаточная для многих случаев долговечность. К недостаткам следует отнести ограниченную исходными погрешностями точность перемещения, наличие в распространенных конструкциях канала возврата, отсутствие самоторможения. Материал ходовых винтов и гаек в парах качения должен обеспечивать высокую износостойкость за счет поверхностной прочности. Ходовые винты изготовляют из сталей типа 20Х3ВА с азотированием и закалкой до высокой твердости. Иногда применяют стали типа ХВГ с объемной закалкой. Для гаек используют стали ШХ15СГ. Допускается применять стали 9ХС и 7ХГ2ВМ с упрочнением объемной закалкой, а также стали 25ХГТ и ХНА с упрочнением цементацией и последующей объемной закалкой. Конструкции передач винт–гайка качения должны обеспечивать создание предварительного натяга. Профиль резьбы в форме стрельчатой арки позволяет создавать предварительный натяг подбором шариков несколько увеличенного диаметра. При полукруглом профиле резьбы применяют гайки, состоящие из двух частей. Относительным осевым или угловым смещением частей гайки добиваются необходимой величины натяга. Расчет передач винт–гайка качения предусматривает проверку по условиям статической прочности и долговечности, а также выбор целесообразной величины предварительного натяга. Крутящий момент на ходовом винте д, (1.9) где д – крутящий момент навалу двигателя – КПД цепи от двигателя квинту передаточное отношение этой цепи. 14 Окружная силана радиусе резьбы 0 2 d M T , (1.10) где d 0 – диаметр винта. Осевая сила, действующая на винт, tg 2 tg 0 d M T Q , (1.11) где 0 arctg d – угол подъема резьбы f arctg – угол трения (f – коэффициент трения качения, f = (57 85) 10 -5 ). На первом этапе расчета передачу выбирают по осевой нагрузке, конструктивными технологическим соображениям. Диаметр винта берут равным 25 20 L . Шаг резьбы, диаметр шариков d 1 и остальные размеры определяют согласно рекомендациям [4]. Предельно допустимая статическая нагрузка на один шарик 2 к, Н, (1.12) где к – коэффициент, зависящий от допустимого контактного напряжения на поверхности шарика П (при Пи МПа, соответственно, к = 20; 35; 55 и 70); d 1 – диаметр шарика, мм. Контактное напряжение для винта с шариками при соотношении радиусов шарика и полукруглого профиля резьбы 96 , 0 2 1 r r определяют по формуле 3 2 1 к, МПа. (1.13) Исходя из нижнего предела допустимого напряжения контактирующих поверхностей, допустимая нагрузка на один шарик должна быть 2 Н, соответственно допустимая осевая сила 2 1 10 d z Q , Н, где z – число шариков водном витке резьбы. 15 Расчет на долговечность учитывает циклический характер напряжений в шариках, и его ведут с учетом предела поверхностной выносливости. При расчете определяют коэффициент долговечности 3 7 10 60 i Q C n T к к , (1.14) где T – требуемый срок службы, ч n – расчетная частота вращения, мин (при переменных частотах вращений берут как среднее арифметическое C i – число циклов нагружения за один оборот, приближенно равное половине числа шариков водном витке к 0,9 – коэффициент переменности нагрузки. Принимая Т = 5000 ч, C i 10 2 20 , к 0,9, получим 6 , 0 к (1.15) Если при расчете к 1, что соответствует по формуле (1.14) средней частоте вращения n < 5, то критерий выносливости перекрывается условием статической прочности, а при n >1 вводят поправку в величину допустимой осевой силы к 1 10 . (1.16) На работоспособность шариковой передачи большое влияние оказывает сила предварительного натяга Q нат . Приуменьшении Q нат повышается долговечность, снижается жесткость сопряжения шариков с резьбой. Ориентировочно величину предварительного натяга для любого значения тяговой силы принимают 2 1 нат 35 d z Q , Н. (1.17) Длинные ходовые винты, работающие на сжатие, проверяют на устойчивость к продольному прогибу по формуле, приведенной для передачи скольжения. Быстроходные винты рассчитывают на устойчивость по критической частоте вращения 16 2 7 10 5 к d n к , мин, (1.18) где d – внутренний диаметр резьбы винта, мм – коэффициент, зависящий от способа заделки винта (если один конец винта заделан жестко, а второй – свободный, = 0,7; в случае обоих опорных винтов = 2,2; если один конец заделан жестко, другой – опорный, = 3,4; когда оба конца заделаны жестко = 4,9); к = 0,5 0,8 – коэффициент запаса ℓ – расстояние между опорами винта, мм. |