Совершенствование операции подготовки прутков круглого сечения к обработке на станках-автоматах (стр. 2 из 11)
r = 0,02 м – радиус прутка.
Значение момента, рассчитанное по формуле (2.3),
(Н.м).В формуле (2.1) Dз = 0,04 м – диаметр прутка; f1 = f2 = 0,2 – коэффициенты трения соответственно в местах контакта прутка с опорами и зажимным механизмом; a = 140 ° – угол призмы.
Значение силы закрепления, рассчитанное по формуле (2.1),
(Н).Рассмотрим расчетную схему (рис.2.2)
Рис.2.2 Схема рычажного механизма
Значение силы на приводе можно найти из соотношения
, (2.4)где РЗ = 6017 Н – сила закрепления;
a = 60 мм и b = 120 мм – плечи рычага.
Значение силы на приводе рассчитывается по формуле
; (2.5)Значение силы на приводе, рассчитанное по формуле (2.5),
(Н).Рассмотрим принципиальную схему гидроцилиндра (рис. 2.3).
Рис. 2.3 Принципиальная схема гидроцилиндра
Площадь поршня гидроцилиндра находится по формуле
, (2.6)где D – диаметр поршня, мм.
Принимаем D = 50 мм, тогда значение площади поршня гидроцилиндра, рассчитанное по формуле (2.6),
(мм2).Активная площадь поршня в штоковой полости определяется по формуле
, (2.7)где D = 50 мм – диаметр поршня;
d – диаметр штока, мм.
Принимаем диаметр штока d = 32 мм.
Значение активной площади поршня в штоковой полости, рассчитанное по формуле (2.7),
(мм2).Необходимо определить усилие, действующее на активную площадь А2 при наличии противодавления в штоковой полости.
Усилие, действующее на активную площадь А2 определяется по формуле
, (2.8)где р2 – противодействие в штоковой полости;
А2 = 1159 мм2 – активная площадь поршня.
Принимаем противодействие в штоковой полости p2 = 0,5 МПа.
Значение усилия, рассчитанное по формуле (2.8),
(Н).Рабочее давление определяется на основе уравнения
, (2.9)где F1 – рабочее усилие, Н;
F = 3008,5 Н – сила на приводе.
Формула для определения рабочего давления имеет вид
. (2.10)Значение рабочего давления, рассчитанное по формуле (2.10),
(МПа).Рабочее усилие (усилие на штоке гидроцилиндра) рассчитывается по формуле
; (2.11) 
(Н).2.3 Разработка конструкции и расчет силовой головки
Силовая головка обеспечивает ускоренную рабочую подачу режущего инструмента в зону обработки и позволяет реализовать оптимальные скорости резания.
Силовая головка состоит из муфты 1, крышек 2, 4, корпуса 3, пиноли 5, шпинделя 6, фланцев 7, 9, втулок 8, 12, кронштейна 10, плиты 11, командоаппарата 50, упора 51, электродвигателя 52, колец, гаек, винтов, болтов, шпилек, подшипников.
Вращение шпинделя 6 осуществляется электродвигателем 52 через муфту 1, которая передает вращение через шлицевое соединение. Быстрое и медленное перемещение пиноли 5 с подшипниками обеспечивается гидросистемой. В начале цикла при подаче рабочей жидкости в правую канавку пиноль 5 вместе с подшипниками перемещается влево. Командоаппарат 50 отслеживает это перемещение. По окончании обработки подается сигнал на отвод. Жидкость подается в другую канавку, пиноль 5 возвращается в исходное положение.
Точность обработки на станке определяется в значительной мере точностью вращения шпинделя, передающего движение закрепленному в нем инструменту. В связи с этим к силовой головке предъявляются следующие основные требования:
1. Точность вращения – характеризуется биением переднего конца шпинделя. Для разрабатываемого специального станка для обработки фасок на прутках круглого сечения точность вращения назначается с учетом требуемой точности обрабатываемой на станке детали.
2. Жесткость – определяется правильностью положения шпинделя под действием рабочих сил. Слишком большие деформации шпинделя неблагоприятно отражаются на точности обработки и на работоспособности опор шпинделя и его привода.
Указанные требования обеспечиваются правильным выбором материала шпинделя.
Так как основным требованием для шпинделя является достаточная жесткость, зависящая от модуля упругости материала шпинделя. В связи с тем, что модуль упругости различных сталей практически одинаков, нет оснований применять для шпинделей легированные стали, поэтому в качестве материала для изготовления шпинделя в станке для обработке фасок используется среднеуглеродистая конструкционная сталь 45 с последующим улучшением (закалка высоким отпуском до твердости HRC 22-28).
Выбор конструкции шпиндельного узла.
В шпиндельном узле станка для обработки фасок на прутках круглого сечения одна опора делается плавающей, а другая жестко закреплена. При нагреве шпиндельного узла может произойти его удлинение, что повлечет за собой затяжку подшипника и его быстрый износ. Плавающая опора смещается вдоль оси шпиндельного вала и предотвращает заклинивание подшипника.
В зависимости от скоростного коэффициента выбирается тип подшипников и схема шпиндельного узла.
Скоростной коэффициент определяется по формуле
; (2.12)где KV – скоростной коэффициент, зависящий от схемы шпиндельного узла;
d – диаметр под передней опорой, мм;
n – максимальная частота вращения шпинделя, об/мин.
Значение скоростного коэффициента, рассчитанное по формуле (2.12),
.В соответствии с рекомендациями [6] принимаем схему шпиндельного узла (рис. 2.4).
Рис. 2.4 Схема шпиндельного узла
Выбор точности подшипников шпиндельного узла.
Для шпинделей металлорежущих станков требуются подшипники, обеспечивающие высокую точность и стабильность положения оси вращающегося шпинделя.
При изготовлении высококачественных подшипников трудно сделать абсолютно точные поверхности качения и поверхности дорожек, по которым движутся тела качения. При работе подшипника возникают биения, которые, в свою очередь, воздействуют на шпиндель и обрабатываемую поверхность. Необходимо определить класс точности подшипников и сборку их в шпиндельном узле, для этого рассмотрим две схемы установки подшипников и примем наилучший вариант.
Рис. 2.5 Схема установки подшипников
На рис. 2.5 показана схема биения подшипников, биение направлено в противоположные стороны (наихудший вариант). Из [7] (для данного аналога типа станка Dнаиб = 80 мм) выбираем величину биения конца шпинделя, принимаем
мкм. Из [6] известно, что биение подшипников формирует приблизительно 1/3 погрешности вращения шпинделя, 
мкм. 
; (2.13)где
- отношение длины вылета к длине между опорами (чертеж 04.36.616.01.000.СБ ), 
. 
- требуемое биение передней опоры, мкм.Значение биения в передней опоре, рассчитанное по формуле (2.13),
(мкм).Биение в задней опоре рассчитывается по формуле
; (2.14) 
( мкм).Так как подшипника с биением
мкм нет, то рассмотрим следующую схему. 
Рис. 2.6 Схема установки подшипников
На рис. 2.6 показана специальная сборка подшипников в шпиндельном узле, так что биение подшипников в передней и задней опоре направлены в одну сторону.
По табл. 9 [6] для диаметров подшипников da= 55 мм, предварительно принимаем 2 класс точности подшипника
мкм. Для dв = 50 мм предварительно принимаем 4 класс точности подшипника 
мкм.