Автоматизация шлифовального процесса путем разработки автоматической системы управления преднатягом (1089122), страница 6

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 6)

Рис. 2.14

2.2.4Опора с регулируемым натягом в зависимости от температурного расширения

В предыдущем описании опора качения, содержит установленные в корпусе подшипники и устройство для создания предварительного натяга с помощью нажимного органа, воздействующего по меньше мере на одно из колец этих подшипников под действием силового органа, размещенного вне опоры и связанного с нажимным органом по средством канала, заполненного упругой мало сжимаемой средой, например гидропластом. Кроме того, силовой орган выполнен в виде гидроцилиндра с поршнем, воздействующим на упругую среду, а нажимной орган — в виде нескольких плунжеров, равномерно расположенных по окружности. С целью автоматического регулирования величины предварительного натяга подшипников в зависимости от их фактической температуры предлагаемая опора снабжена датчиком температуры, установленным в зоне подшипника и управляющим устройством для создания предварительного натяга. На Рис.2.15 изображена предлагаемая опора качения; на Рис.2.16 — разрез по А—А. Опора качения состоит из подшипника 1, установленного в корпусе 2. Устройство для создания предварительного натяга имеет нажимной и силовой органы. Нажимной орган содержит плунжеры 3, которые находятся в гнездах втулки 4 и взаимодействуют с нажимным кольцом подшипника через промежуточное кольцо 5. Силовой орган представляет собой цилиндр 6, установленный вне опоры. Внутри цилиндра 6 расположен плунжер 7,находящийся под воздействием поршня S, на который действует масло под давлением, потопающее из гидросистемы по магистрали 9. Канал 10 между плунжерами 3 и 7 заполнен гидропластом. В зоне подшипника 1 расположен датчик 11-температуры, контролирующий режим работы 15 опоры и управляющий устройством для создания предварительного натяга. В результате этого повышается надежность, долговечность и к. п. д. опоры.

Рис.2.15 Рис.2.16

2.3Проектирование высокоскоростных шпиндельных узлов приводов главного движения

В представленном дипломном проекте автоматизируется процесс шлифования. Одной из проблем, возникающей при эксплуатации шпиндельных узлов станков на опорах качения в режимах шлифования является их повышенное тепловыделение. Высокие частоты вращения требуют более тщательного исполнения точности форм посадочных поверхностей подшипников и спрягаемых с ними деталей ,более узких допусков на воличины посадок. Необходимым условием решения данной задачи является также выбор оптимального предварительного натяга в подшипниках опоры. Практика показывает, что при наличии слишком малых или чрезмерно больших предварительных натягов ухудшаются динамические характеристики узла, растут потери мощности на трение в радиальноупорных шарикоподшипниках, что приводит к повышенному нагреву, снижению точности и долговечности всего шпиндельного узла. Сложность решения обьяснястся тем, что , наиболее приемлемые с точки зрения жесткости и быстроходности “Х” и “О” -образные схемы устаовки не обеспечивают равномерного распределения осевых нагрузок между подшипниками. Кроме того, при вертикальном расположении шпинделя сила веса может привышать требуемые усилия предварительного натяга. В особенности это характерно для скоростных узлов, имеющих в качестве привода электрошпиндель.

При рассматривании модели распределения осевой нагрузки между подшипниками передней опоры шпинделя с учетом внешних сил и усилий натяга , она должна быть достаточно простой, для того чтобы рассмотреть большее число вариантов разрабатываемой конструкции. Но при этом на стадии котцептуального проектирования модель должна хотябы на линейном уровне обеспечивать адекватность реальным процессам.

Пусть в передней опоре установлены n_a радиально-упорных шарикоподшипников навстречу ожидаемой внешней нагрузке Р и n_в подшипников, необходимых для создания преднатяга подшипников “А”

Используем линейную модель зависимости осевой силы , приложенной к подшипнику от относительного смещения колец. При наличии преднатяга нагрузка в подшипниках “А” и “В” будет неодинаковой.

, (2.9)

где

P1a, P1b –нагрузка на подшипники “А”, “В”, “Н”;

Р0 – суммарная сила преднатяга в передней опоре Н;

n_a, n_b – количество подшипников в передней опоре;

а, ь - относительные смещения колец подшипников;

j - жесткость подшипника.

При наличии внешней силы Р шпиндель сместится в осевом направлении на величину 

, (2.10)

где

P – внешняя осевая сила (Н);

 - осевое смещение шпинделя (мкм);

F - результирующая осевая нагрузка (Н);

G - сила веса ротора (Н).

Область допустимой работы подшипников опоры ограничивается величинами максимальной Р1мах и минимально допустимой Р1мin нагрузками на подшипник рис. 2.17. Из этого условия и представленных зависимостей можно определить допустимый диапазон изменения результирующей нагрузки Fmin…Fmax.

В общем случае существует оптимальное решение данной задачи рис.2.17, 2.18. Опттимум получается пересичением плоскостей нагрузок с введением верхних и нижних ограничений по допустимым нагрузкам на подшипник.

Полученные соотношения могут быть использованны для расчета оптимальных условий натяга в высокоскоростных шпиндельных узлах а также приделы их регулирования в зависимости от режимов резния.

2.4Расчет шпиндельного узла

На основании исходных параметров опоры шпиндельного узла выполнены на подшипниках качения.

2.4.1Выбор компоновочной схемы

На основании требований к точности обработки и скоростных параметров выбираем схемы узла Рис. 2.19. Данная схема является высокоскоростной и при этом имеет большую радиальную жесткость .

Рис. 2.19 компоновачная схема

В мотор-шпинделях, где расстояние между обмотками статора и валом ротора должны быть постоянными во избежание нагрева и обгорания обмоток, поэтому величина радиальной жесткости крайне важна. Предполагается использовать в опорах комплекты дуплексных подшипников 46216 и 46218.

2.4.2Определение компоновочной схемы

, (2.11)

На основании эскизного проекта, технологических расчетов режимов и методических данных приводим значения параметров проектируемого шпиндельного узла:

Максимальная частота вращения шпинделя - 4000 об/мин.

Тип смазки – пластичная ЦИАТИМ-202. Для заданной точности станка допустимая температура наружнего кольца- 35С0

Класс точности подшипника- 3

Предварительный натяг-легкий, средний.

Угол контакта - 26 град.

Диаметр передного конца шпинделя dk = 120.00мм.

Диаметр межопорной части шпинделя dm = 90.00мм.

Диаметр заднего конца шпинделя dз = 80.00 мм.

Длинна переднего конца шпинделя a =100.00 мм.

Межопорное расстояние b= 350.00мм.

2.4.3Расчет жесткости опор ШУ

Расчет опор для шпиндельного узла, предназначенного для шлиф процесса основывается на силах, действующих на круг во время обработки. Для получения поверхности с шероховатостью Rz=0.63 подшипники и посадочные места, отвечающие за жесткость опор должны иметь следующие параметры.

Таблица 2.1

Точность обработки (мкм)		Точность подшипников					Точность деталей ШП узла		Точность ШУ в сборе
Шероховатость (мкм)	Волнистость (мкм)	Некруглость дорожки качения		Некруглость посадочной поверхности		Блуждающее биение	Некруглость посадочной поверхности шпинделя	Некруглость посадочной поверхности корпуса	Радиал биение оси	Амплитуда колебания
		Вращ. кольцо	невращ. Кольцо	Вращ. Кольцо	невращ.кольцо
0.63	0.8	0.3	0.6	0.3	0.6	0.4	0.3	0.6	1.2	0.15

При этом рекомендуемый преднатяг при посадке должен составлять -3-2 мкм.

Осевая жесткость подшипников выбранной серии j0=25 кгс/мкм, но так как монтаж на быстроходные опоры идет по схеме “Т” осевая жесткость увеличивается на 20% и составляет j0=30 кгс/мкм

Рекомендуемая сила преднатяга для сдвоенных подшипниках в опорах равна А0=90 кГс

Общая поддатливасть подшипника равна:

=0.4*3=1, (2.12)

где

_R0- радиальная поддатливасть;

K- биение.

По зависимости осевого смещения подшипника от схемы монтажа определим возможное осевое смещение - оно составит 6 мкм. Эта величина максимально возможного смещения в шпиндельном узле при рассчитанном процессе резания. Радиальная величина нагрузки – Рz= 5000. Н

Передняя и задняя опоры состоят из подшипников одного типа и серии:

Таблица2.2

Число тел качения в подшипнике z= 14 , угол контакта = 26 град

Сила преднатяга подшипника А₀=900Н, осевая сила 500Н

Радиальная жесткость опор составляет 735470 Н/мм

Осевая жесткость опор 318898 Н/мм, что соответствует табличным значениям. По этим значениям радиальная жесткость шпиндельного узла равна 384049.72 Н/мм .

2.4.4Расчет электрических параметров шпиндельного узла

Проектируемый шпиндельный узел может выполнять не только операции связанные с шлифованием, предполагается использовать его в приводах ГПМ, снижая их массу и повышая их гибкость. Поэтому параметры должны удовлетворять широкому спектру требований по силе резания, моменту и скорости вращения с неизменными параметрами жесткости и устойчивости работы.

Электрический привод рассчитывается исходя из требуемой номинальной мощности и напряжения питающей сети:

P_н=10 кВт,

U_н=380 В.

Номинальная частота f=50 Гц.

По этим параметрам выбираем асинхронный двигатель с коротко замкнутым ротором 4А132М2 на основании которого и проектируем шпиндельный узел.1

Номинальный (фазнай) ток I =21 A.

Номинальная скорость n=4000 об/мин.

 - угловая скорость вращения ротора АД; 400

Номинальный момент

M= = . (2.13)

Момент инерции J=0.09 кгм²

Индуктивность рассеяния статора l_s =4310^-4 Гн

Индуктивность рассеяния ротора l_r =5110^-4 Гн

Взаимная индуктивность статора и ротора Lm= 0.1045 Гн

Число пар полюсов 2n=3

КПД =88%, cos=0.9

Характеристики

Список файлов ВКР