- •1. Динамическая система станка, ее схематическое изображение
- •2. Основные показатели динамического качества станка
- •3. Шпиндельные узлы станков и требования к ним
- •4. Факторы, влияющие на конструкцию шпиндельных узлов
- •5. Выбор материала шпинделей
- •6. Проверочный расчет шпинделей на жесткость
- •7. Опоры шпинделей и требования к ним
- •8. Точность подшипников шпинделя
- •Жесткость и тепловыделения в подшипниках
- •10.Расчет биения
- •11.Гидродинамические шпиндельные опоры
- •12. Гидростатические шпиндельные опоры
- •13. Аэростатические шпиндельные опоры
- •Конструкции коробок скоростей (кс), требования, группы
- •15 Кулисный привод.
- •16 Устройства для реверсирования.
- •17. Сиовой расчет механизмов подач
- •18 Привод механизмов подачи
- •19. Кинематический привод подач
- •20. Механизмы для осуществления периодических движений
- •21. Передачи ходовой винт –гайка и их расчет
- •22. Автоматизация п.П. И ее задачи
- •23. Типы автоматизированных станочных систем
21. Передачи ходовой винт –гайка и их расчет
Передача винт-гайка скольжения
«+»: высокая точность, плавность, получение значительной редукции, самоторможение, что позволяет использовать эти передачи при верт. профиль резьбы винта - трапецеидальный с 30, что обеспечивает более легкое замыкание маточной гайки. Винты могут быть одно- и двузаходные с небольшим шагом.
« - »: трапецеидальный профиль – возникают погрешности шага резьбы при радиальном биении винта
Использование станка при небольшой нагрузке используется прямоугольная резьба. Различают конструкции:1)неразъемная; 2)разъемная(маточная); 3) разъемная с осевым смещением половин
Материал ходовых винтов: У10-12 – класс 0; сталь ХВГ, ХГ – класс 1; сталь 45, 50 – класс 2,3,4
Механизмы винтовых передач рассчитывают на прочность, износостойкость, устойчивость хода.
Расчет на прочность
F – площадь поперечного сечения;
d1 - диаметр впадины резьбы
Мк – крутящий момент
Wp – момент сопр. сечения при кручении.
Расчет на износостоикость
Определяют среднее давление:
dср – сред. диаметр резьбы
hср – высота резьбы;hср = 0,5t/K
L – длина гайки; L=dср
- коэф-т запаса; =1,5…4,0
Для маточных гаек =3
для ходовых винтов Рср=3МПа
для винтов с чугун. гайками Рср=8МПа
для прочих передач Рср=12 МПа
Расчет на жесткость
Основную роль в искажении шага резьбы играет осевая деформация винта.
Расчет на устойчивость
Ркр – крутящее тяговое усилие
– наибольший момент инерции поперечного сечения
Vl – приведенная длина винта
V – коэффициент длины; 0,7 – 1 жестк., 1 шарн. конец винта
1 – при обоих шарнирных концах винта
Если Vl 0,75…10 – тогда проверяет на устоичивость
Передача винт-гайка качения
Обеспечивает высокую осевую жесткость и равномерность движения.
Применяется как в приводах подач точных станков и станков с ПУ.
«+»: 1. возможность полного устранения зазоров за счет преднатяга
2. низкие потери на трение
3. полная независимость от сил трения от V
Конструкция передачи зависит:
о т профиля резьбы: а) дугообразный; б) трапецеид.; в) прямоугольный; г) стрелочный
от способа возврата шарика
от комплектования шарика
Соотношение между R1 и R2 должно быть 0,95-0,97
ВГК рассчитывается на статическую прочность
Рст = 20dш2
Z0 – расчетное число шариков = 0,7 от действительного
н – нормальна сила предварительного натяга
Конструкция передачи винт-гайка качения
В качестве тел качения ВГК используются шарики и ролики. Роли допускают большую нагруженность на передачу, но ВГК с роликами широко не применяется из-за увеличения габаритов.
Прямоугольный и трапецеидальный – просты в изготовлении, но обладают низкой нагрузочной способностью в виде большой разницы в кривизне контактир-х рабочих поверхностей, что приводит к увеличению контактного напряжения. б) наиболее распространен. Угол контакта =45 - высокая жесткость и малые потери на трение
г) профиль достаточно полукруглой формы, позволяет регулировать зазор или натяг передачи подбором диаметра шарика без использования спец.механизма выборки зазоров как у ВГК с полукруглым профилем.
Конструкция ВГК с полукруглым профилем
1 – винт 5 – корпус гайки
2 – гайка 6 – вкладыш уст-ва возврата шарика
3 – комплект шариков 7 – вторая полугайка
4 – устройство возврата тел качения 8,9 – зубчатые венцы
«+»: такой конструкции в малых радиальных габаритах, высокой износостойкости и малой длины каналов возврата.
Технические требования к зубчатым венцам и полукруглым профилем
1.Допускаемая разномерность шариков 1мкм
2.Вращение винта должно быть плавным без заедания
3.На обоих торцах корпуса 5 нанести нулевые риски, соотв-ие нулевому зазору
4.за счет углового поворота гаек зубчатых венцов гаек обесп-ся
5 .осевое упругое перемещение отн. винта при действ. осевой нагрузки равного 3000Н не более 4 мкм
6. перед установкой на стовыт-ю полость полугаек заполнения смазкой
7.момент холостого хода пары собранной с преднатягом 23-30Нсм на всей длине винта
Проект передачи ВГК
Оснвными факторами определения констр. передачи является
требование к регулированию зазора или натяга
возможность надежной защиты ВГК от попад. абраз. частиц и грязи
технологичность конструкции
Предварительный выбор разм-а передачи
После расчета составляющих сил резания вычисляют нагрузку на ходовой винт, т.е. силу тяги для преодоления сил сопротивления
Q=КпРх+Fтр
Определяется минимальный допустимый диаметр окружности центра шариков d0 и выбирается шаг винта d0L/30
d0 рассчитывается по ф-ле Эйлера
- коэф-т зависящий от способа заделки концов винта(для консольных = 2, для жестких заделов обоих концов винта = 5, для жестких заделов обного конца и размещения на шарн. др. конца = 0,707
Расчет на стат. прочность и долговечность
Расчет на стат. прочность ведется из того что фактич. контактные напр-ия не должны превышать допустимых, которое определяется из условия отсутствия пластич. деформации в зоне контакта витков резьбы и шариков.
Статическая нагрузка на 1 шарик при отсутствии предварительного натяга [P]ст=20d12
Допустимая нагрузка на винт [Q]ст=Zрасч[P]стsincos
- угол конта шариков между винтом и гайкой
- угол наклона винтовой линии резьбы винта tg=t/d0
Zрасч=0,7Z
Z- общее число шариков
Фактическое число шариков Z=3Zi=3(d0/d1 – 5)
Долговечность:
Коэф-т долговечности
Т – расчетный срок службы передачи
n – частота вращения
- коэф-т переменности нагрузки 0,6-0,95, при натяге 0,9
Сi – число циклов нагрузки за 1 оборот винта
r0=0,5d0
Если К1, то нагрузка вычисляется из условия статического нагружения допустимого и из-за условия выносливости[Q]ст=[Q]
Если К1, величину допустимого нагружения следует делить на К: [Q] =[Q]ст/К
[Р] =[Р]ст/К
Полученные значения допуст сравнивают с фактич Q[Q]
Расчет предварительного натяга
Наибольшая и наименьшая допустимая сила на 1 шарик
Рнmax=[P](1-0,55Q/[Q])
Рнmin=0,5Q/Zрасчsincos
При этой силе Рн наибольшее нагружение на винт не должно превышать
- принимаем = Q
- расчит расчетную нагрузку Qи сравниваем с допустимым натягом Q
Осевое смещение витков резьбы , мкм
Жесткость передачи без преднатяга
С преднатягом
Условие жесткости считается удовлетворительными, если величина жесткости с преднатягом 500Н/мкм
Расчет потерь на трение и КПД передачи
Момент холостого хода без преднатяга
КПД без натяга
КПД c натягом
-коэф-т, учитывающий влияние натяга на силы сопротивления трения качения
После определения рассчитывается момент холостого хода с учетом натяга
КПД находится в пределах 0,85-0,95.Если момент холостого хода большой, нужно уменьшить натяг и повторить расчет