3. Графоаналитический метод расчета кинематики коробки подач. Выбор структурной формулы, построение структурной сетки и графика подач

Определим мощность N_п привода подачи [7,с.101]

N_п = ,

N_э.п. – эффективная мощность подачи, кВт.

η_п = 0,15 – 0,2 – КПД цепи подач.

N_эп = ,

где Q – тяговая сила подачи, кгс.

V_s – скорость подачи , мм/мин.

Тяговую силу определяем по формуле:

Q = k · P_x+ f´ · (P_x + P_y + G),

где Р_х = 3,5 кН – сила в направлении подачи;

Р_y = 2,3 кН – составляющая силы резания, отрывающая стол от направляющих;

Р_z = 9,665 Н – составляющая силы резания, прижимающая стол к направляющим.

G - масса перемещаемых частей, G = 1000 кг;

f´ = 0,2 – приведенный коэффициент трения на направляющих,

k = 1,4 – коэффициент, учитывающий влияние опрокидывающего момента.

Q = 1,4 · 3500 + 0,2 · (9665 + 2300 + 1000) = 7493 Н = 749,3 кг·с.

Скорость подачи берем из режимов резания:

V_s= 250 м/мин.

N_эп= кВт.

Мощность, потребляемая на подачу:

Nп = 0,03/0,15 = 0,2 кВт.

Принимаем высокомоментный электродвигатель серии ДК1-2,3 100 АТ.

Характеристика электродвигателя: N_ном= 0,24 кВт, М_ном = 2,3 Нм, М_мах = 14,1 Нм, n_мин = 10 об/мин, n_ном = 2000 об/мин, U = 48 В, I = 7,5 А. [5, т.13.7,с. 326].

Высокомоментный двигатель – это двигатель постоянного тока, у которого вместо электромагнитного возбуждения используют возбуждение от постоянных магнитов. Их применяют в электроприводе подач станков с ЧПУ. Они позволяют получать большие крутящие моменты при непосредственном соединении с ходовым винтом.

Благодаря наличию постоянных магнитов возбуждения, эти двигатели выдерживают значительные перегрузки и отличаются высоким быстродействием, т.к. способны кратковременно развить большой крутящий момент при малых частотах вращения. Отсутствие обмотки возбуждения, нагревающейся при работе двигателя с э/магнитным возбуждением, обуславливает меньший нагрев двигателя с постоянными магнитами. Благодаря этому стало возможным увеличить силу тока в якоре и развиваемый крутящий момент без увеличения габаритных размеров двигателя.

Поперечное перемещение стола

р = 10 мм.

, мм/мин.

Sпоп.max = 950 мм/мин,

Sпоп.min = 190 мм/мин,

φ = 1,26

S_поп1= n_дв · Р_в = 10 · 10 = 100 мм/мин.

S₂= S₁ · φ = 100 · 1,26 = 126 мм/мин,

S₃= S₁ · φ² = 100 · 1,26² = 159 мм/мин,

S₄= S₁ · φ³ = 100 · 1,26³ = 200 мм/мин,

S₅= S₁ · φ⁴ = 100 · 1,26⁴ = 250 мм/мин,

S₆= S₁ · φ⁵ = 100 · 1,26⁵ = 320 мм/мин,

S₇= S₁ · φ⁶ = 100 · 1,26⁶ = 400 мм/мин,

S₈= S₁ · φ⁷ = 100 · 1,26⁷ = 500 мм/мин,

S₉= S₁ · φ⁸ = 100 · 1,26⁸ = 640 мм/мин,

S₁₀= S₁ · φ⁹ = 100 · 1,26⁹ = 800 мм/мин,

S₁₁= S₁ · φ¹⁰ = 100 · 1,26¹⁰ = 1000 мм/мин.

Диапазон регулирования поперечных подач стола:

D_{s поп} = .

Для привода поперечного перемещения стола число ступеней Z:

Z = .

Для червячного привода

Sкруг 1 = nдв · u = 1 · 80 = 80.

Smax = 950 мм/мин,

Smin = 190 мм/мин.

S_кр1= n_дв · u = 1 · 80 = 80 мм/мин,

S₂= S₁ · φ = 80 · 1,26 = 100,8 мм/мин,

S₃= S₁ · φ² = 80 · 1,26² = 127 мм/мин,

S₄= S₁ · φ³ = 80 · 1,26³ = 160 мм/мин,

S₅= S₁ · φ⁴ = 80 · 1,26⁴ = 200 мм/мин,

S₆= S₁ · φ⁵ = 80 · 1,26⁵ = 256 мм/мин,

S₇= S₁ · φ⁶ = 80 · 1,26⁶ = 320 мм/мин,

S₈= S₁ · φ⁷ = 80 · 1,26⁷ = 400 мм/мин,

S₉= S₁ · φ⁸ = 80 · 1,26⁸ = 512 мм/мин,

S₁₀= S₁ · φ⁹ = 80 · 1,26⁹ = 640 мм/мин,

S₁₁= S₁ · φ¹⁰ = 80 · 1,26¹⁰ = 800 мм/мин,

S₁₂= S₁ · φ¹¹ = 80 · 1,26¹¹ = 1017 мм/мин.

Диапазон регулирования круговой подачи стола:

D_{s поп} = .

Для привода вращения стола число ступеней Z:

Z = .

4. Расчет направляющих поперечной подачи стола [4]

В направляющих качения трение скольжения заменено трением качения шариков или роликов по закаленным направляющим стола или суппорта. При этом значительно уменьшаются силы трения (коэффициент трения покоя в 20 раз меньше, чем для направляющих скольжения), прерывистость движения, вызванная при скольжении эффектом прилипания и износ сопряжения.

Расчет направляющих качения, как правило, производят на основании формул для контактных напряжений и деформаций по теории Герца-Беляева.

Рис. 1. Направляющие качения

В качестве материала для направляющих качения выбираем СЧ20 HRC=40-52.

Предельная нагрузка для роликовых направляющих:

,

где d – диаметр ролика, d = 0,8 см;

b – ширина ролика, b = 1 см;

k – условное напряжение, k = 0,2 Н/см².

Р = 20 · 1 · 0,8 = 16 Н.

Фактическая нагрузка на наиболее нагруженный шарик:

,

где b – условная ширина направляющей (ширина ролика), b = 0,01 м;

t – шаг между осями рабочих тел качения, t = 0,01 м;

- максимальное давление, МН/м².

Н.

Жесткость направляющих качения для условия идеального изготовления:

,

где δ – упругое перемещение, мкм;

Ср – коэффициент податливости роликовых направляющих, мкм · см/Н

Ср = 0,9 мкм · см/Н [Ачерканов, с.168];

q – погонная нагрузка на единицу длины ролика, Н/мм.

δ = 0,9 · 160 = 1440 мкм.

Сила трения на одной грани направляющих:

,

где Т – постоянная составляющая силы трения, Т = 4 Н;

fк – коэффициент трения качения, fк = 0,0025;

r – радиус тел качения, см,

PN – суммарная сила, действующая на рабочую грань направляющей, Н,

PN = Р + Рmax = 16 + 300 = 316 Н.

Н.