Содержание к диссертации
Введение
1. Поиск компоновочных схем ШУ по технологическим показателям и пути повышения точности, жесткости и виброустойчивости 14
1.1. Анализ конструктивных исполнений шпиндельных узлов, используемых в промышленности 14
1.2. Проектные параметры и проектные критерии 18
1.3. Синтез и обоснование выбора компоновочных схем шпиндельных узлов 29
1.4. Исследование влияния на точность и жесткость ШУ основных проектных параметров 42
1.4.1. Исследование влияния места расположения осевой опоры на точность и жесткость ШУ 42
1.4.2. Исследование влияния основных геометрических параметров на жесткость 52
1.4.3. Исследование влияния параметров ШУ на динамические характеристики 61
1.4.4. Зависимость погрешности обработки от параметров шпиндельного узла и режимов резания. 64
Выводы 66
2. Исследование влияния погрешности посадочных поверхностей корпусов, шпинделей и колец подшипников и их геометрических параметров на точность вращения шпинделей и точность (крутость) обработанных деталей 68
2.1. Алгоритм расчета точности опор и деталей ШУ 68
2.2. Исследование влияния погрешностей формы посадочных поверхностей на форму дорожек качения колец подшипников при монтаже 78
2.2.1. Теоретическое исследование изменения формы (круглости) дорожек качения колец подшипников при монтаже их в корпус и на шпиндель 79
2.2.2. Экспериментальное исследование изменения формы (круглости) дорожек качения колец подшипников при монтаже их в корпус и на шпиндель 90
2.3. Исследование влияния толщины стенок корпусов и валов на деформацию колец подшипников при их монтаже 103
2.4. Исследования влияния перекоса колец подшипников качения, возникающего при сборке, на форму дорожек качения колец 108
2.4.1 Теоретическое исследование изменения формы (круглости) дорожек качения колец подшипников при монтаже с перекосом 109
2.4.2. Экспериментальное исследование изменения формы (круглости) дорожек качения колец подшипников при монтаже с перекосом 122
2.5. Разработка прибора для контроля точности вращения подшипников качения 128
2.6. Расчет точности опор и деталей шпиндельных узлов в зависимости от требуемой точности (круглости) обработки деталей 141
Выводы 148
3. Исследование влияния внутреннего зазора-натяга и зазора-натяга посадок опор качения на точность (круглость) обработки деталей и производительность резания, жесткость и нагрев опор 150
3.1. Методика расчета Допуска на размер посадочных поверхностей для опор качения ШУ 151
3.2. Исследование влияния зазора-натяга посадок подшипников качения опор на точность обработки, производительность резания и другие параметры качества ШУ 158
3.3. Исследование влияния внутреннего зазора-натяга подшипников качения опор на точность обработки, производительность резания и параметры качества ШУ 179
3.4. Исследование изменения натяга посадки и внутреннего зазора-натяга в подшипниках вследствие пластического смятия посадочных поверхностей при сборке опор ШУ 182
3.5. Выбор и обеспечение посадок подшипников качения при сборке опор ШУ 190
3.5.1. Ограничения на выбор полей допусков зазоров-натягов посадок
3.5.2. Рассеяние размеров сопряженных деталей ШУ 196
3.5.3. Разработка рекомендаций по выбору допуска на размер посадочных поверхностей и методам сборки опор 207
3.6. Алгоритм расчета допуска на размер посадочных поверхностей для подшипников качения 212
Выводы 215
4. Исследование причин, влияющих на долговечность опор шпиндельных узлов и разработка рекомендаций для повышения их долговечности 218
4.1. Причины, снижающие долговечность опор ШУ 218
4.2. Работоспособность существующих уплотнений опор ШУ 220
4.3. Разработка и исследование гаммы высокогерметичных лабиринтных уплотнений, выполненных отдельными сборочными единицами 229
4.3.1. Расчет зазора-натяга посадки плавающего стакана уплотнения 235
4.3.2. Тепловой расчет уплотнения 242
4.3.3. Расчет уплотнения при работе в условиях аэродинамической смазки 248
4.3.4. Расчет уплотнения при условии пластичной смазки дисков 251
4.3.5. Экспериментальное исследование уплотнений 253
4.3.6. Синтез новой (усовершенствованной) конструкции уплотнения ЛУД 261
4.4. Разработка методики выбора уплотнений опор ШУ 266
Выводы 272
5. Динамометрические ШУ 274
Выводы 290
6. Научные основы выбора проектных параметров ШУ на опорах качения 291
6.1. Граф научных основ выбора параметров ШУ 291
6.2. Алгоритм последовательности выбора параметров ШУ 296 Выводы 307
7. Реализация результатов работы 308
7.1. Реализация метода выбора параметров ШУ, обеспечивающих заданную точность обработки и производительность резания 308
7.2. Высокоскоростная фрезерная головка для вертикально-фрезерного станка с ЧПУ мод. 676 320
7.3. Использование результатов, полученных в данной работе, в учебном процессе 323
7.4. Список некоторых опубликованных работ, использовавших результаты, полученные в данной работе 323
7.5. Расчет экономической эффективности от реализации некоторых результатов 327 Результаты работы и выводы 331
Список использованных источников 335
Приложение 348
- Исследование влияния места расположения осевой опоры на точность и жесткость ШУ
- Теоретическое исследование изменения формы (круглости) дорожек качения колец подшипников при монтаже их в корпус и на шпиндель
- Исследование влияния зазора-натяга посадок подшипников качения опор на точность обработки, производительность резания и другие параметры качества ШУ
- Разработка и исследование гаммы высокогерметичных лабиринтных уплотнений, выполненных отдельными сборочными единицами
Введение к работе
Металлорежущие станки являлись и являются основным видом технологического оборудования для окончательной размерной обработки деталей, предназначенных для различных машин, приборов и устройств.
Основным направлением технического прогресса является непрерывное повышение точности, производительности, надежности и экономичности выполнения технологического процесса на технологическом оборудовании.
Одним из основных узлов металлорежущих станков являются шпиндельные узлы, качественные показатели которых существеннейшим образом влияют на качественные показатели технологического процесса обработки деталей.
Непрерывное повышение точности обработки и скоростей резания, связанное с разработкой новых более теплостойких и твердых материалов для металлорежущего инструмента требует непрерывного повышения частот вращения шпинделей с одновременным повышением их точности, жесткости, виброустойчивости и надежности.
В автоматизированном производстве одним из эффективных способов повышения точности обработки является учет погрешностей, возникающих от качества изготовления и сборки шпиндельных узлов, а также погрешностей обработки, возникающих вследствие упругих деформаций технологической системы от статической и динамической составляющих сил резания, определяемых расчетным путем, которые могут быть уменьшены коррекцией управляющих программ станков с ЧПУ.
Помимо этого шпиндельные узлы современных станков с ЧПУ несут в себе довольно сложные механизмы автоматического зажима заготовок или инструмента и элементы автоматики, управляющие этим процессом, а также элементы системы контроля сил резания и состояния лезвия режущего инструмента, и элементы других систем. Это делает шпиндельных узел современного станка одним из сложных мехатронных узлов.
Всё это существенно усложняет выбор параметров шпиндельных узлов (ШУ), обеспечивающих заданные требования по точности и производительности обработки с одновременным достижением высокой надежности и технологичности конструкций шпиндельных узлов. Среди отечественных ученых, внесших существенный вклад в разработку определенных вопросов по конструированию и технологии шпиндельных узлов станков, необходимо прежде всего отметить Н.С. Ачеркана, который разработал и обобщил основные направления конструирования шпиндельных и других узлов станков в своей книге "Расчет и конструирование металлорежущих станков" 1952 г. издания и в книге "Металлорежущие станки" 1965 г. издания.
Другой ведущий отечественный ученый Д.Н. Решетов провел, по всей вероятности, самый первый анализ конструкций ШУ отечественных и зарубежных станков, результаты которого были опубликованы в 1937 г. в книге "Главные шпиндели и их опоры". Эта работа убедительно показывает, какое большое разнообразие подшипников и конструкций шпиндельных узлов использовалось в промышленности в 30-е годы, что привело к децентрализации конструкторского и технологического опыта их создания.
В дальнейшем в 50-е и 60-е годы под руководством Д.Н. Решетова его учениками Ю.Н, Соколовым и A.M. Фигатнером и др. для повышения точности станков были разработаны методы расчета и конструирования гидродинамических и гидростатических подшипников, а также подшипников качения для шпиндельных узлов станков. Эти научные рекомендации в настоящее время широко используются в промышленности. Так, в частности, предложенный В.Н. Трейлером в 1939 г. метод анализа биения переднего конца шпинделя был в 60-е годы теоретически углублен А.М. Фигатнером на основе использования разложения биения в ряд Фурье и предложен анализ и синтез частотных составляющих биения. Этот метод в настоящее время также используется в промышленности. Помимо этого на основе работ, выполненных в ЭНИМСе под руководством A.M. Фигатнера и во ВНИПП, были разработаны и изготовлены новые более скоростные типы подшипников качения (178000, 36100К, 36900, 46900 и др.) для шпиндельных узлов станков.
Вопросы виброустойчивости станков занимают особо важное место, так как виброустойчивость непосредственно влияет на производительность станков. Исследованию этих вопросов посвящены работы В.А. Кудинова и учеников его школы, в частности, B.C. Симова и И.Г. Тошева, которые показали, что меняя положение большой оси жесткости передней опоры шпинделя можно изменять виброустойчивость (предельную стружку) станка, а также работы СЕ. Бондаря по разработке высокоскоростных внутришлифовальных шпинделей. Создание научных основ конструирования и изготовления особо скоростных и точных шпиндельных узлов на воздушных подшипниках принадлежит работам, выполненным в ЭНИМСе под руководством С.А. Шейнберга, В.П. Жедя, М.Д. Шишеева, Э.Г. Королева, B.C. Баласаняна.
Вопросам технологической надежности станков посвящен ряд работ, выполненных под руководством А.С. Проникова.
Вопросы контактной жесткости опор качения получили глубокую проработку в работах З.М, Левиной, под руководством которой в ЭНИМСе разработан ряд расчетов на ЭВМ,
Следует отметить также научные работы сотрудников подшипниковой промышленности таких как Н.А. Спицына, М.З. Народецкого, СВ. Пинегина, Б.Г. Поповича, И.М. Карпухина и других.
Технологические задачи повышения точности и производительности разрабатывались В.М. Кованом, Б.С. Балакшиным, Б.М. Базровьш, Ю.М. Соломенцевым, В.А. Тимирязевым, B.C. Корсаковым, В.Г. Митрофановым и другими.
Также следует указать, что конструкторский и производственный опыт конструкторов и технологов отечественных станкозаводов и прежде всего ведущих, таких как "Красный пролетарий", им. С. Орджоникидзе, МОСЗАЛ и МСКБАЛ и СС, МСЗ, МЗКРС, Одесского СКБАРС, СМЗ, ВСЗ, МЗСПЭ и многих других позволяет интенсивнее создавать, обобщать и внедрять в производство передовые научно-технические достижения.
Из зарубежных ученых, внесших свой вклад в разработку некоторых вопросов конструирования и технологии сборки шпиндельных узлов металлорежущих станков следует прежде всего отметить А. Пальмгрена, заложившего основы расчета шарико и роликоподшипников, Н. Питрофа и Е. Вихе, уточнивших методы расчета и сборки опор шпиндельных узлов станков, выпускаемых фирмой СКФ, Д. Гюнгера, Нойберта, Р. Эшмана и др., проводивших исследования жесткости и долговечности опор шпиндельных узлов станков.
Несмотря на вышеприведенные и многие другие исследования, вопросы повышения точности, производительности и надежности металлорежущих станков, а следовательно и их основных узлов остается актуальным.
При теоретическом методе объект оптимизации представляется математической моделью его функционирования, целевой функцией и ограничениями.
В данной работе таким образом определялось оптимальное межопорное расстояние, точность опор и деталей ШУ; параметры уплотнений, место расположения приводного элемента с учетом сил резания и сил со стороны привода и др.
При экспериментальном методе оптимизации (вследствие отсутствия строгих математических зависимостей между оптимизируемыми параметрами и критериями оптимизации) определялись значения параметров, по которым оценивалась целевая функция. Этим методом определялись оптимальные значения посадок, радиального зазора-натяга и др. параметры опор ШУ.
При экспериментально-теоретическом методе оптимизации часть объекта (процесса), которую трудно реализовать, описывается математическими, а другая часть описывается логическими зависимостями по имеющейся информации. По
результатам совместного использования зависимостей формируется целевая функция. Этим способом определялись компоновочные схемы ШУ, выбор типа уплотнений опор и др. параметры.
В главе 1 данной работы предложены аналитические зависимости для более точного определения погрешности Ду вследствие более точного определения по полученным зависимостям изменяющейся податливости (деформаций) шпиндельного узла и заготовки (К ) в зависимости от проектных параметров ШУ, заготовки и меняющейся точки приложения силы резания для различных конструкций ШУ.
В главе 2 и 3 данной работы предложены зависимости, уточняющие погрешности ХД в зависимости от точности посадочных поверхностей опор ШУ, точности дорожек качения колец подшипников опор в процессе сборки и точности вращения шпинделей.
Работа состоит из введения, семи глав и результатов работы с выводами и приложением. Она посвящена решению крупной научной проблемы по повышению точности и производительности резания на основе анализа проектных параметров ШУ на опорах качения металлорежущих станков, а также повышению технологичности и качества изготовления ШУ и выполнена на основе теоретического обобщения результатов исследований и разработок, что имеет важное народнохозяйственное значение.
В первой главе установлены основные проектные параметры и проектные критерии ШУ. Дан обзор и анализ применявшихся ранее конструкций и компоновочных схем ШУ, на основе которого разработана таблица рекомендуемых компоновочных схем ШУ и даны области их применения. Разработана методика расчета основных проектных параметров предложенных компоновочных схем ШУ с учетом защемляющего момента в передней опоре, что позволяет повышать точность и производительность резания при выборе параметров и изготовлении ШУ, а в ряде случаев существенно снизить металлоемкость и повысить технологичность конструкции.
Во второй главе разработан алгоритм расчета точности опор и деталей ШУ в зависимости от допустимой погрешности вращения шпинделя или погрешности обработки. Алгоритм разработан на основе исследованных закономерностей и установленных зависимостей погрешности вращения шпинделя и (или) обработки деталей от погрешностей дорожек качения подшипников, погрешностей дорожек качения колец подшипников от погрешностей формы посадочных поверхностей корпусов, шпинделей и колец подшипников и перекоса колец подшипников, возникающего при сборке ШУ, вследствие бокового биения заплечиков корпусов и шпинделей и торцового биения колец. Исследовано влияние толщины стенок корпусов и шпинделей (валов) на деформацию колец. Результаты исследований представлены в виде номограмм, удобных для практического использования. Разработана программа расчета на ЭВМ допустимой погрешности опор и деталей ШУ в зависимости от требуемой точности обработки. Даны рекомендации по уменьшению погрешности формы дорожек качения при сборке опор.
В третьей главе представлены исследования, выявившие закономерности, на основе которых установлены зависимости показателей качества ШУ (прежде всего точности обработки (круглости деталей) и производительности резания) в зависимости от устанавливаемых при сборке зазоров-натягов посадок колец радиально-упорных шарикоподшипников и двухрядных роликоподшипников, на основе которых разработана методика расчета допусков на размер посадочных поверхностей отверстий корпусов и шеек шпинделей в зависимости от точности (круглости) обработки деталей и производительности резания для различных типов, классов точности и условий работы монтируемых подшипников. На основе проведенных исследований уточнена таблица рекомендуемых значений внутреннего зазора-натяга подшипников типа 3182100 в зависимости от их точности и быстроходности.
В четвертой главе на основе проведенных исследований определены наиболее существенные причины, влияющие на долговечность опор, а следовательно и на производительность в течение периода эксплуатации. Теоретически и экспериментально доказано, что широко применяемые радиальные лабиринтные уплотнения опор работают как центробежные насосы и прокачивают большое количество цехового воздуха через опоры шпинделя, засоряя их.
Проведено исследования работоспособности широко применяемых уплотнений опор ШУ. На основе разработанных математических и логических взаимосвязей синтезирована оригинальная конструкция лабиринтно-дискового уплотнения, выполненная отдельной сборочной единицей, обеспечивающая высокую герметичность опор, что повышает долговечность ШУ до двух и более раз. На разработанные конструкции уплотнений получено несколько авторских свидетельств и три зарубежных патента.
На основе выполненных исследований и установленных зависимостей разработаны рекомендации по выбору типа и конструкции уплотнительных устройств с целью повышения долговечности и производительности ШУ. Разработаны параметры гаммы лабиринтно-дисковых уплотнений, варианты встройки в ШУ уплотнений и элементов систем смазки опор.
В пятой главе приведены исследования разработанных динамометрических ШУ, позволяющих расширять технологические возможности их использования для диагностики состояния лезвия инструмента в процессе резания и управления точностью и производительностью резания при адаптации.
В шестой главе на основе обобщения выявленных в данной работе закономерностей и установленных и имевшихся зависимостей между точностью обработки и производительностью резания и точностью вращения шпинделей, типом опор, точностью деталей ШУ, параметрами регулировок опор, осуществляемых при сборке статическими и динамическими характеристиками ШУ, компоновочными параметрами ШУ, параметрами определяющими долговечность опор ШУ сформулированы научные основы выбора проектных параметров ШУ на опорах качения (ОК), позволяющие существенно повысить точность, жесткость, виброустойчивость и производительность металлорежущих станков при резании, а в ряде случаев значительно снизить металлоемкость и повысить технологичность конструкций ШУ, что существенно уменьшает затраты на изготовление.
В седьмой главе приведены примеры реализации метода выбора проектных параметров ШУ отвечающих заданным требованиям по точности и производительности резания:
а) при разработке конструкций ШУ многоцелевых станков с ЧПУ для гибких производственных систем;
б) в конструкциях ШУ различных шлифовальных станков;
в) в учебный процесс;
г) в научно-технической литературе.
Приведен расчет экономической эффективности от реализации некоторых результатов данной работы. Приведены акты, подтверждающие реализацию результатов работы.
В заключении приведены основные результаты работы и выводы.
Автор защищает метод выбора проектных параметров ШУ, позволяющий повышать точность и производительность резания, повышать качество изготовления ШУ, а в ряде случаев повышать технологичность конструкции ШУ.
Диссертация является теоретическим и логическим обобщением результатов теоретических и экспериментальных исследований, выполненных автором и решением крупной научной проблемы по повышению точности и производительности резания путем анализа и синтеза проектных параметров ШУ на опорах качения, а также направлена на повышение качества изготовления ШУ, что имеет важное народнохозяйственное значение.
Исследование влияния места расположения осевой опоры на точность и жесткость ШУ
Следовательно при проектировании ШУ максимальная частота вращения является заданной, а допустимая избыточная температура опор будет ограничением при выборе компоновочных, геометрических и других параметров.
Таким образом жесткость, частота вращения и нагрев опор ШУ в определенной степени булл і характеризовать производительность при черновой и чистовой обработке деталей. Долі овечіюсть ТЛУ как правило зависит от долговечность опор и влияет па межремонтный период эксплуатации. Долговечность опор по усталости (при расчете по известным зависимостям) как правило лежит за пределами 10000 - 15000 часов, что н редких случаях накладывает определенные ограничения на выбор параметров hp\i проектировании ШУ.
Долгонечность опор по износовым отказам значительно ниже (особенно для шлифовачьп х PI внутришлифовальных станков) и определяется прежде всего системой смазки и защиты опор, условиями работы ШУ, внутренними регулировками опор, качеством спорки, частотой вращения (параметром d-n) и др. параметрами. PCJVO-V -ндации, повышающие долговечность опор, будут рассмотрены далее в работе.
Передаваемая приводом мощность N для многих типов станков особенно станков с Ч! У значительно возрастает вследствие применения форсированных режимов резания. Однако это требует повышения жесткости С ШУ так, чтобы отношение N/C (C/N) существенно не менялось либо даже уменьшалось (увеличивалось) для каждого типа станка. Для современных токарных, фрезерных и фрезерно-сверлильно-расточных станков с И} \У отношение N/C составляет 0,25 - 0,35 кВт-мкм/даН (соответственно C/N сосгавлябсг 2Я - 4 даН/кВтмкм). Поскольку на жесткость существенно влияет диаметр шпиндели R передней опоре и между опорами, то ориентировочно можно рассматривать и отношение Г ч/ с!, которое для большинства современных станков лежит в пределах 0,15 — 0,35 КВТ \І."- Следовательно увеличение жесткости ШУ дает предпосылку увеличения передаваемой мощности и производительности.
Разин1суммарных приведенных затрат по базовому и новому варианту станка умноженная І годовой объем продукции определяет годовой экономический эффект. Cyvivjpubie приведенные затраты складываются из себестоимости единицы продукции и удельных капитальных вложений с учетом нормативного коэффициента эффективней.-1 si капитальных вложений. Следовательно, производительность станка и удельные капитальные вложения (т.е. затраты тн изготовление и эксплуатацию) определяют годовой экономический эффект, а. ШУ влияет на производительность через виброустойчивость (зависящую от жесткости и др. параметров), точность и частоту вращения. 11оегол( к:у затраты на изготовление (для одного предприятия) определяются точностью г; технологичностью детачей. стоимостью и наличием подшипников и металлоемкостью шпинделя, то для сравнения между собой различных вариантов конструкций ШУ одного назначения можно использовать оценку себестоимость приближенно по металлоемкости шпинделя с учетом технологичности конструкции. Таким образом, в качестве независимых проектных критериев для сравнения различных конструкций ШУ можно использовать: точность, жесткость, нагрев опор при заданной частоте вращения (или параметр dn) при ограничении по нагреву, долговечность (для высокоскоростных и шлифовальных ШУ), себестоимость изготовления. Для и (пин дельного узла в настоящее время довольно сложно в общем виде составить достоверную целевую функцию для всех параметров качества, гак как для этого необходима количественная связь различных свойств изделия. Поэтому в дальнейшем иа каждом этапе проектирования для ШУ как подсистемы будем рассматривай условный экстремум целевой функции по одному из проектных критериев, полагая другие проектные критерии лежащими в допустимой области. Определение наилучшего варианта решения будем производить аналитическими и численными методами математического программирования /123/. С ред. численных методов наиболее удобно использовать метод динамического программирования, сущность которого заключается в том, что принятие решения по развитию изучаемой системы разбивается на ряд последовательных шагов, на каждом из которых решается оптимизационная задача, что обеспечивает оптимальность изучаемой МСІ ) динамического программирования можно использовать для решения не только ди дмптеских задач, но и широкого класса задач, в которых связи между перемети,; V ! и критерии оптимальности могут быть заданы уравнениями произвольною вида или в виде графиков и таблиц, полученных на основе статистических данных или результатов экспериментов. Проектные параметры подсистемы ШУ должны удовлетворять определенным ограничена ЛІ равенствам и неравенствам. Дн: р шпинделя в передней опоре d ограничен с одной стороны отверстием в шпинделі.- tk 1),35 - 0.6)d с другой стороны габаритами шпиндельной бабки или темпера IVрої мкгрева опоры (параметр d n). Дли , t переднего конца а при конструировании ШУ необходимо выполнять ї .о.їчожно меньшей величины, т.к. а входит в числитель в степени выражения податливое ! и ШУ. С другой стороны а должно обеспечить установку элементов крепления инструмента или заготовки на шпинделе. Межопорное расстояние / определяется теоретическими методами оптимизации (минимизация целевой функции, описывающей податливость ШУ) и корректируется ограничением / 2,5 а /148/ по критерию "радиальное биение переднего конца" и ограничением по размещению между опорами элементов привода и крепления. На большее !-лч;:ние / ограничением служит увеличение габаритов шпиндельной бабки и её металлов:::оети, а также снижение радиальной жесткости. ДДИІ Ї:. ОТ передней опоры до приводного элемента между опорами b ограничивав т. я расположением элементов крепления подшипников опор и приводного элемента. Мее 1 ;:. расположения приводного элемента на задней консоли Ь определяется из условия y .iu тения изгибающего момента на задней опоре, размерами приводного элемента или, как рекомендуется в работе /44/, Ь выбирается так, чтобы перемещение переднего к-лнма шпинделя под действием сил со стороны привода было равно нулю. Ограничения по компоновочным параметрам элементов ШУ и внутренним параметрах ;.v.op будут рассмотрены в дальнейшем в соответствующих глава.
Теоретическое исследование изменения формы (круглости) дорожек качения колец подшипников при монтаже их в корпус и на шпиндель
Компоновочные схемы ШУ на подшипниках качения и области их применения: d - диаметр шейки шпинделя под передним подшипником, мм; п - частота вращения, об/мин. Первое число обозначает предельную быстроходность с пластичной смазкой, второе - с жидкой или смазкой масляным туманом. смазкой, большие значения - для шпиндельных узлов с жидкой смазкой (низкоскоростные) и смазкой масляным туманом (сред нескоростные и высокоскоростные). Для низкоскоростных схем и схемы №4 предельные меньшие значения d-n приведены для радиальных опор 5 класса точности по ГОСТ 520-89 с нулевым зазором-натягом, а для осевых опор с натягом порядка (20-30) d (Н), а предельные большие значения приведены для радиальных опор 4 класса точности с радиальным зазором до 0,005 мм. Для среднескоростных схем №5 и №6 предельные меньшие значения d-n приведены для опор 4 класса точности и преднатягом опор порядка 15d, а предельные большие значения для опор 2 класса точности с преднатягом опор порядка 10 d. При монтаже подшипников схем №№ 5, 6, 7, 8, 9, 10 с преднатягом опор "Легким", "Средним1 , "Тяжелым" согласно рекомендациям ФАГ (каталог № 41119ДА) /165/ и рекомендациям ЭНИМС "Указания по применению подшипников новых конструктивных групп" от 17,04.79 №40-115/3223, параметр d-n будет уменьшаться соответственно за 20% и на 50% (быстроходность с легким преднатягом принята за 100%). При переходе при проектировании от подшипников типа 36000 к подшипникам типа 46000 быстроходность уменьшается на 12 - 20%.
При переходе от подшипников типа 36100, 46100 к подшипникам типа 36200, 46200 быстроходность уменьшается на 10 - 20%. Меньшие значения % приведены для подшипников с d 50 мм, большие значения - для подшипников с d 50 мм. При переходе от подшипников типа 36100, 46100 к подшипникам типа 36900, 46900 быстроходность увеличивается до 10 - 15%.
По мере увеличения точности и появления новых типов подшипников, качества изготовления шпиндельных узлов и качества сборки, предельные значения параметра быстроходности d-n будут повышаться. Все компоновочные схемы разбиты на три группы. 1. Низкоскоростные (тяжелонагруженные). Обладают самой высокой радиальной и осевой жесткостью. Вследствие больших тепловыделений опор они сравнительно тихоходные. Эти схемы рекомендуется применять как основные для токарных, фрезерных, сверлильных и расточных станков общего назначения, когда параметры их быстроходности (d-n) не превышают указанных в таблице значений. Схему 1 целесообразно применять в тех случаях, когда имеются в наличии высокоточные и скоростные игольчатые подшипники. В настоящее время высокоскоростные игольчатые подшипники типа "Дельта" выпускает фирма НАДЕЛЛА (Франция). Подшипники "Дельта" работают до dn = 4105 мм-об/мин. Схема 2 (подшипники типа 3182100 и типа 8100) обладает несколько меньшей радиальной и осевой жесткостью, чем схема 1, но зато может применяться в более скоростных шпиндельных узлах, чем схема 1. Помимо этого, по схеме 2 можно выполнять шпиндельные узлы станков класса точности "Н", "П", "В". Схема 3 (подшипники типа 697700, 697800, 697900, 67700, 67800, 17700, 17800, 2007100) более технологична по сравнению со схемой 2, но обладает несколько меньшей точностью вращения, вследствие сложности изготовления высокоточных конических роликоподшипниов класса точности 2. Высокоточные конические роликоподшипники выпускают фирмы Тимкен (США), Гамет (Франция). С применением высокоточных подшипников предельная быстроходность (d-n) шпиндельных узлов будет увеличиваться. Так фирма Тимкен (США) рекомендует использовать свои подшипники (схема 3) до d-n- 4-Ю5 мм-об/мин. Разработка и применение подшипников с регулируемым натягом типа "Гидро-Риб" позволяет еще больше увеличить частоту вращения, 2. Шпиндельные узлы среднескоростные (схема 4, 5, 6). Эти схемы имеют более низкую жесткость, чем низкоскоростные схемы. Но зато они могут применяться при более высоком значении скоростного параметра. При большом преднатяге подшипников (35 - 40)d узлы по схемам 5 и 6 по жесткости могут не уступать схеме 4, однако при этом их быстроходность и долговечность снижаются. Эти схемы рекомендуется применять в шпиндельных узлах высокоскоростных токарных, фрезерных и расточных станках, а также в шпиндельных узлах кругл ошлифовал ьных, плоскошлифовальных и торцешлифовальных станков. При выборе конкретной схемы целесообразно учитывать технологические особенности конкретного завода-изготовителя. 3. Шпиндельные узлы высокоскоростные (схемы 7, 8, 9 и 10), Шпиндельные узлы, разработанные по этим схемам, имеют ещё более низкую и осевую и радиальную жесткость, чем вы нерассмотренные, но они работают при более высоких значениях скоростного параметра. По этим схемам целесообразно конструировать шпиндельные узлы высокоскоростных алмазно-расточных, шлифовальных станков и внутришлифовальные головки. Конструкции по схемам 8, 9 и 10 позволяют с помощью пружин в задней опоре автоматически компенсировать износ подшипников и регулировать преднатяг подшипников в процессе их нагрева и износа. Этим самым повышается предельная быстроходность. Рекомендуется применять подшипники класса точности 2 по ГОСТ 520-89 типа 46100, 46900 и в особо высокоскоростных узлах типа 36 ШОК, либо типа 36900 с углом контакта 15. По схеме 10 нами были разработаны и испытаны шпиндельные головки /33/, которые при пластичной смазке опор вышли на быстроходность МО6 мм-об/мин. По каждой из схем 5, 6, 7, 8, 9, 10 в зависимости от типа подшипников (36200, 46200, 36100, 46100, 36900, 46900) и преднатяга (тяжелый, средний, легкий) может быть выполнено по 18 конструктивных исполнений ШУ. Более точное значение параметра dn зависит от выбранного типа системы смазки, класса точности подшипников, радиального зазора-натяга роликоподшипников, предварительного натяга шарикоподшипников, количества подшипников в опоре, серии подшипников и его предельной частоты вращения, указанной в каталоге. Определение параметра d n можно проводить по следующей методике /103/.
По группе станка и по другим соображениям по рис. 1.5 выбирается номер компоновочной схемы и номера опор (указаны около опор). При этом диаметр d должен быть уже определен. Для каждого подшипника передней и задней опор с номерами 1, 2, 3, 4, 5, 13, 14 по справочнику /121/ по d определяется птахс для системы смазки, указанной в справочнике. По таблице 1.6 определяется коэффициент Кіс для системы смазки, указанной в справочнике. Далее по этой же таблице 1.6 определяется коэффициент К] для системы смазки, выбранной для проектируемого ШУ.
Далее по таблице 1.7 выбирается коэффициент К2, соответствующий выбранному классу точности подшипника. Рассчитывается B=d-nmax(:(Ki/K.!C) K2 для каждого подшипника. Меньшее из всех будет определять dn выбранной компоновочной схемы ШУ.
Исследование влияния зазора-натяга посадок подшипников качения опор на точность обработки, производительность резания и другие параметры качества ШУ
Форма дорожек качения колец подшипников непосредственно влияет на точность вращения, точность обработки деталей, нагрев, вибрации и долговечность.
Требования ГОСТ 3325-55 по допускаемым отклонениям по круглости посадочных поверхностей шпинделей и отверстий корпусов под подшипники класса точности 5 и 4, установленные в пределах 1/4 допуска на диаметр в любом сечении посадочных поверхностей не обеспечивали необходимой точности обработки посадочных поверхностей.
Для достижения требуемой высокой точности вращения шпинделей и соответственно высокой точности обработки необходимо, чтобы погрешность дорожек качения подшипников не увеличивалась в процессе их монтажа в шпиндельном узле станков, вследствие деформации колец, и в то же время величина допустимой погрешности посадочных поверхностей по технологическим (экономическим) соображениям была бы максимально возможной.
Такая постановка задачи приводит к экстремальному значению целевой функции выражения (0,1), т.е. к установлению допустимых оптимальных погрешностей обработки деталей шпиндельных узлов в зависимости от точности монтируемых подшипников.
Теоретическое исследование изменения Формы (круглости) дорожек качения колец подшипников при монтаже их в корпус и на шпиндель В данном разделе исследуется связь между погрешность (круглостью) посадочных поверхностей колец подшипников, погрешностью (круглостью) шеек шпинделей, отверстий шпиндельных бабок и формой дорожек качения колец после ИХ монтажа. В качестве параметра, характеризующего искомую зависимость, нами вводится /48/ коэффициент передачи погрешности формы (круглости) где Лгвч - суммарная погрешность формы (круглость) посадочной поверхности кольца и сопряженной поверхности отверстия в шпиндельной бабке {шейки шпинделя); Агвых - погрешность формы (круглость) дорожки качения кольца, появившаяся вследствие установки в корпус (на шпиндель); Определив коэффициент Кф и зная допустимую погрешность формы дорожек качения колец подшипников (исходя из требуемой точности) обработки деталей вращения шпинделя табл. 1.3, используя выражение (2.18) определяется допустимая суммарная круглость сопряженных посадочных поверхностей По полученной величине Агвх назначается допуск на форму (круглость) посадочной поверхности шпинделя или отверстия корпуса, если известен допуск на форму посадочной поверхности кольца подшипника, либо назначается допуск на каждую из сопряженных посадочных поверхностей (Агвх идентично ХАГІП.П. выражения (2.13)). Для вывода аналитической зависимости исследовались деформации цилиндрических колец при установке в отверстия и на валы, поперечное сечение которых характеризуется малым отклонением от кругл ости. Аналитические зависимости выводились при следующих условиях и принятых допущениях. 1. Кольцо имеет малую изгибную жесткость. 2. Касание внутреннее. 3. Радиусы соприкасающихся поверхностей почти равны. 4. При деформации соприкасающихся деталей не происходит их относительного поворота. 5. Все нагрузки, фигурирующие в рассматриваемой зоне, отнесены к кольцу и корпусу или валу шириной, равной 1 в плоскости, перпендикулярной к чертежу. 6. Трение между соприкасающимися поверхностями отсутствует. 7. Контактируемые тела в зоне контакта являются идеально точными, а их поверхности абсолютно гладкими. 8. Пластические деформации в зоне контакта отсутствуют. 9. Кольцо подшипника идеально круглое. Как показала экспериментальная проверка полученной на основе указанных допущений зависимости, погрешность, вносимая принятыми допущениями, не вызывает значительного расхождения между результатами расчета и экспериментов. Контур посадочной поверхности корпуса или вала описывается рядом Фурье. Рассматривается деформация кольца, запрессовываемого в корпус или напрессовываемого на вал, форма отверстия (шейка) которого описывается последовательно каждым членом ряда Фурье, т.е. овальное, трехгранное, четырехгранное и т.д. При таком рассмотрении изменяется только число зон контакта, соответствующее номеру гармоники ряда Фурье: две зоны контакта, три зоны, четыре зоны и т.д. При запрессовке в каждой зоне контакта будут возникать одинаковые напряжения, а они в свою очередь будут вызывать одинаковые деформации. Поэтому в расчете рассматриваются деформации, происходящие в одной такой зоне контакта, рис. 2,2/161/. Перемещения каждой точки, лежащей в зоне контакта на посадочной поверхности кольца, представляются происходящими за счет изгибных о1(, и контактных инф перемещений точек кольца. При этом каждая точка, лежащая на дорожке качения кольца, в области, соответствующей зоне контакта, совершает только перемещение «іф за счет изгиба кольца. В дальнейшем это перемещение будет именоваться изгибным. Максимальное значение этого перемещения будет иметь точка кольца, лежащая напротив середины зоны контакта. С другой стороны напряжения, возникающие в зоне контакта, вызовут также шгибные щ , и контактные ивф перемещения посадочной поверхности корпуса. Точки же, лежащие на этой поверхности в зоне контакта совершат перемещения от центра кольца. Если принять, что контакт посадочных поверхностей кольца и корпуса осуществляется по всему периметру, то через изгибные и контактные перемещения можно записать выражение для коэффициента передачи каждой гармоники в следующем виде где К;ф - коэффициент передачи і гармоники; і - число зон контакта; Агівьік - круглость дорожки качения кольца, установленного в отверстие корпуса, описанного ім членом ряда Фурье; Дгівх - круглость отверстия корпуса, описанного їм членом ряда Фурье. Контактные деформации определяются согласно /161/, а изгибные деформации согласно /30, 37/. Форму посадочной поверхности опишем рядом Фурье без нулевого и первого членов, представляющих постоянную величину, характеризующую начало отсчета и эксцентриситет соответственно После запрессовки в такое отверстие идеально круглого кольца получим дорожку качения кольца, повторяющую форму посадочной поверхности. Представив эту форму дорожки качения кольца также в виде ряда (2.21) будем искать коэффициенты передачи каждой гармоники.
Предположив, что между зонами контакта существует круговая симметрия, а сами тела в зоне контакта являются идеально точными, можно считать, что упругие контактные и изгибные перемещения одной из зон контакта равны таким же перемещениям остальных зон.
Разработка и исследование гаммы высокогерметичных лабиринтных уплотнений, выполненных отдельными сборочными единицами
Целью экспериментального исследования являлось определение коэффициентов передачи погрешности формы посадочных поверхностей на дорожки качения колец подшипников при их монтаже, в зависимости от натяга в посадке, и проверка принятой в 2.2.1 расчетной схемы.
Эксперимент проводился на корпусах и валах, имевших разные размеры и разную круглость посадочных поверхностей, различным образом обработанных. Эти корпуса и валы имитировали посадочные поверхности под подшипники качения шпиндельных бабок и шпинделей металлорежущих станков.
Основные опыты были выполнены с кольцами роликоподшипников типа 3182110 по ГОСТ 7634-56 и радиально-упорных шарикоподшипников типа 46208 по ГОСТ 831-62. Для оценки масштабного фактора были проведены эксперименты с кольцами роликоподшипников типа 3182115 и 3182120. Протоколы исходных данных и подробных результатов испытаний приведены в нашей работе /150/.
С целью имитации различных технологических процессов обработки отверстий корпусов, они были расточены на координатно-расточном и на токарном станках. При этом были получены разные значения отклонений от круглости и шероховатости. Кроме тою, часть корпусов после расточки была обработана круглимы притирами. С различной точностью осуществлялось шлифование шеек валов, имитировавших шпиндели. Таким образом, величина отклонений от круглости посадочных поверхностей варьировалась в пределах от 0,2 мкм до 30 мкм.
Диаметры отверстий корпусов (шеек валов) также делались различными, что давало возможность изменять величину зазора-натяга посадки от зазора +5 мкм до натяга -30 мкм.
Эксперименты проводились в следующем порядке. Измерялась на приборе Talyrond мод.51 отклонение от круглости отверстий корпусов, шеек валов, посадочных поверхностей и дорожек качения колец подшипников. Все круглограммы были ориентированы относительно контрольных рисок. Корпуса оправки и кольца аттестовывались (по диаметру) на оптиметре. Измерялась шероховатость посадочных поверхностей. Затем кольца подшипников устанавливались в корпуса и на валы (с соблюдением заданной ориентации) и снова проводилась запись формы дорожек качения. На рис. 2.4 и на рис. 2.5 показаны в качестве примера записи формы поверхности колец подшипников и сопряженных деталей на различных стадиях монтажа (крестиками отмечена ориентация). Круглограммы первоначально записывались без фильтра (N), с фильтром "В" и с фильтром "С", для того, чтобы выяснить, какие частоты отклонений от круглости больше передаются на дорожки качения с посадочных поверхностей и какой диапазон частот целесообразно рассматривать в последующих экспериментах.
Было установлено, что высокие и средние частоты спектра отклонений от круглости не передаются на дорожки качения колец подшипников (рис. 2.6). Поэтому круглограммы, как правило, записывались с фильтром "В", пропускающим на запись с первой по пятнадцатую гармоники.
Как указывалось выше, контур измеряемой поверхности, записанный на круглограмме, можно представить в виде ряда Фурье без нулевого и первого членов, характеризующих среднюю арифметическую всех ординат и эксцентриситет установки корпусов, валов и колец на столе кругломера.
Разложение круглограмм в ряд Фурье проводилось известными методами численного гармонического анализа /114/. Контур поверхности на круглограмме описывался 24 значениями радиуса-вектора, определяемыми с помощью специального трафарета.
Для последующего анализа результатов измерений определялась обобщенная характеристика контура сопряженных посадочных поверхностей корпуса (вала) и кольца подшипника. Это производилось следующим образом. Из каждого из 24 значений радиуса-вектора отклонений от крутости корпуса (вала) алгебраически вычитался соответствующий радиус-вектор снятый с круглограммы посадочной поверхности кольца подшипника. При этом сохранялось начато отсчета, принятое по риске на корпусе (вале) и на кольце и отмеченное на круглограммах. В результате этой операции получается одна приведенная характеристика сопряженных посадочных поверхностей (отклонение от круглости посадочных поверхностей корпуса (вала) и кольца подшипника приводятся к одной поверхности, а другая сопрягаемая поверхность получается как бы идеально круглой). Аналогичная операция выполнялась для описания изменения формы дорожки качения кольца подшипника после запрессовки в корпус (посадки на вал) с учетом начального отклонения от круглости дорожек качения и отклонения от круглости после монтажа.
По полученным 24 ординатам приведенной характеристики отклонения от круглости посадочных поверхностей и, соответственно, 24 ординатам кривой, характеризующей изменение формы дорожек качения на ЭВМ "Минск-22" находилось (как коэффициенты ряда Фурье) значения Arisx,, Агівих., Агвх., &Гвых\ последние две величины по формуле (2.21) до /=11. По полученным значениям определялись экспериментальные значения суммарного коэффициента передачи погрешности "К" в виде: K3f=Areb,xjArgx. и коэффициентов передачи погрешности каждой гармоники (со 2-й по 11-ю)/С Дг,еы;с./Л .
Значения КЬф сопоставлялись с расчетными значениями вычисленными по формуле (2.48). На рис. 2.7, 2.8, 2.9, 2.10 в качестве примера показаны результаты расчетов и опытов для наружных колец подшипников типа 3182110, 3182115, 46208 и внутренних колец подшипников типа 3182110 и 46208. Совпадение результатов расчета и эксперимента удовлетворительное. Наблюдающиеся отклонения объясняются неизбежными погрешностями обработки круглограмм.
Из графиков рис. 2.8 - 2.10 видно, что в наибольшей степени на дорожки качения колец подшипников при монтаже передаются низкочастотные составляющие погрешности формы (овал, трехгранка, четырехгранка).
