Разработка кинематики привода подач

 

Современные приводы подач металлорежущих станков используют регулируемые электродвигатели постоянного или переменного тока, соединенные напрямую или через упрощенную конструкцию механического редуктора с ходовым винтом. Передача винт–гайка качения является основным видом тягового устройства приводов подач станков ЧПУ разных габаритов, поскольку позволяет передавать большие усилия, имеет высокий КПД (0,9…0,95), отсутствие люфтов в передаче, малое трение покоя и высокую жесткость. Ограничением выступает лишь длина винта, не более 3…4 м. При большей длине координатного хода целесообразно использовать передачу зубчатое колесо–рейка или червяк–рейка.

Параметры передачи винт–гайка качения в настоящее время нормализованы [7], в первую очередь это касается номинального диаметра и шага передачи. Под номинальным диаметром понимается диаметр воображаемого цилиндра, на поверхности которого располагаются центры шариков. Основная номенклатура диаметров d ₀ и шагов t следующая: 25×5; 32×5; 32×10; 40×5; 40×10; 50×5; 50×10; 63×10; 63×20; 80×10; 80×20; 100×10; 100×20; 125×10; 125×20 мм.

В настоящее время данная номенклатура ходовых винтов пополнилась однозаходными передачами 40×20 и 50×20 и также двухзаходными с параметрами d ₀× t: 32×20; 40×20; 40×40; 50×30; 63×20 и 63×30. Кроме того, фирма «Микрон» способна выпускать по специальным заказам двухзаходные винтовые высокоточные передачи с предварительным натягом и других типоразмеров [25].

Длина винта определяется конструктивно при прочерчивании общего вида станка. Ориентировочно можно принять длину винта равной сумме трех параметров: длины направляющих подвижного узла по рассматриваемой координате, величины координатного хода и длины кронштейнов, в которых устанавливаются подшипники (примерно 100 мм на два конца винта).

Величины координатных ходов в станке назначаются с учетом размеров обрабатываемых деталей, габаритов приспособления для закрепления деталей и свободных зон для осуществления процессов смены инструментов и деталей (вручную или автоматически).

Номинальный диаметр винта d ₀ рассчитывается по формуле Эйлера, в которую введен коэффициент запаса устойчивости винта:

 

,

 

где K = 1,2…5 – коэффициент запаса устойчивости. K = 1,2…2,0 – для передач винт–гайка скольжения, K = 2…5 – для передач винт–гайка качения. F _Т – наибольшее усилие, допустимое механизмом подачи (указывается в проспекте станка), или расчетная тяговая сила по координате перемещения станочного узла, Н. l – наибольшее расстояние между гайкой и опорой винта, мм; Е – модуль упругости первого рода (для винта из стали           Е = 2,1·10⁵ МПа). μ – коэффициент, учитывающий способ заделки концов винта, табл. 3.1.

Расчетное значение диаметра валов d ₀ округляется до ближайшего стандартного значения, по которому принимается шаг винта t из основной номенклатуры диаметров и шагов. При этом необходимо учитывать наибольшие значения рабочих и ускоренных подач, типы подшипников в опорах винта, диапазон регулирования частоты вращения электродвигателя и число заходов на ходовом винте. Для принятых параметров винта d ₀ и t вычисляется допускаемая частота его вращения n _Д  по формуле, мин^-1:

 

n _Д = 5·10⁷ d Kν/ L ²,

где d – внутренний диаметр резьбы винта, мм (табл. П40). K = 0,5…0,8 – коэффициент запаса. ν – коэффициент, зависящий от способа заделки концов винта, рис. 3.1.                    L – расстояние между опорами винта, мм

Таблица 3.1

Коэффициент μ

 

Способ заделки концов винта	μ
Оба конца винта защемлены, рис 3.1, а	0,5
Один конец винта защемлен, другой – в подшипнике, допускающем смещение в осевом направлении, рис. 3.1, б	0,7
Оба конца в шаровых опорах, рис. 3.1, в	1
Один конец винта защемлен, а второй – свободен, рис. 3.1, г	2

 

а)	б)
в)	г)

Рис. 3.1. Способы осевого закрепления винта

 

Далее необходимо осуществить выбор марки электродвигателя для привода подач [28]. Для этого рассчитываются частоты вращения электродвигателя и приведенный к валу ротора крутящий момент.

Частота вращения электродвигателя определяется скоростью перемещения станочного узла и передаточным отношением механического редуктора:

 

n _ДВ = S _M/(it),

 

где S _M – минутная подача станочного узла, мм/мин; i – передаточное отношение редуктора; t – шаг винта, мм.

Это математическое выражение позволяет вычислить частоты электродвигателя при выполнении максимальной и минимальной рабочих подач, а также его частоты при быстрых установочных перемещениях станочного узла. В этом случае необходимо вместо S _М поставить значение скорости холостого хода (обычно принимается не менее 10 м/мин).

Электродвигатель создает крутящий момент, который преодолевает момент от сил резания и момент от сил трения в станочном узле в установившемся и переходном процессах. Тип электродвигателя первоначально выбирают по моменту при установившемся режиме его работы в процессе резания. А затем оценивают выбранный электродвигатель по моментам в переходных процессах (при разгоне и торможении).

Момент на электродвигателе от сил резания по координате j (может быть X, Y, Z) определяется по выражению:

 

M _P = k P_jt /(2π i η₁η₂),

 

где k = 1,05…1,15 – коэффициент запаса; η₁ – КПД редуктора; η₂ – КПД передачи винт–гайка качения; P_j – составляющая силы резания по координате j (X, Y, Z).

Численное значение силы P_j принимается в долях окружной силы P _OК, рассчитываемой по режимам резания, и зависит от вида инструмента и геометрии его режущей части. Так, для проходного резца при точении вала составляющая окружной силы вдоль оси шпинделя P_Z и сила P_X, направленная перпендикулярно оси, зависят от угла в плане φ [26]:

 

φ	30º	45º	60º	90º	отрезной резец
PZ	0,2 P OК	0,25 P OК	0,3 P OК	0,4 P OК	–
PX	0,55 P OК	0,5 P OК	0,35 P OК	–	0,6 P OК

 

Для фрез рекомендуется использовать следующие соотношения сил резания [27]:

· при встречном фрезеровании цилиндрическими, дисковыми, фасонными и концевыми фрезами, работающими боковой поверхностью:

Р _Г = (1…1,2) Р _ОК; Р _В = (0,2…0,3) Р _ОК; Р _Р = (0,35…0,4) Р _ОК;

 

· при попутном фрезеровании:

Р _Г = (0,8…0,9) Р _ОК; Р _В = (0,75…0,8) Р _ОК; Р _Р = (0,5…0,55) Р _ОК;

 

· при фрезеровании торцовыми фрезами и концевыми фрезами, работающими торцом:

Р _Г = (0,4…0,5) Р _ОК; Р _В = (0,85…0,95) Р _ОК; Р _Р = (0,5…0,55) Р _ОК,

 

где P _Г – горизонтальная составляющая окружной силы резания Р _ОК, определяет усилие, которое необходимо приложить к столу станка для осуществления рабочей подачи;          Р _В – вертикальная составляющая окружной силы резания Р _ОК, определяет усилие, прижимающее деталь к столу при попутном фрезеровании или отрывающее деталь от стола при встречном фрезеровании; Р _Р – радиальная сила, определяет усилие, изгибающее оправку и инструмент.

Момент от сил трения в направляющих подвижного станочного узла, приведенный к выходному валу электродвигателя, составит:

 

,

 

где m _У – масса подвижного станочного узла, кг; m _Д – масса детали и приспособления, кг;    f – коэффициент трения, для направляющих качения с роликовыми опорами f = 0,005…0,01, для направляющих скольжения f = 0,1…0,2.

По статическому моменту от сил резания и трения М _СТ = М _Р + М _ТР (при повторно-кратковременном режиме работы с продолжительностью включения ПВ двигатель выбирают по моменту М _СТПВ = М _СТПВ/100) и частотам вращения двигателя при выполнении рабочих подач и скорости быстрого хода предварительно выбирается тип электродвигателя с последующей проверкой динамических свойств привода. Для этого необходимо рассчитать приведенные к валу электродвигателя моменты инерции механической части привода.

 

J _ПР = J _m + J _В + J _Р + J _ДВ,

 

где J _m – момент инерции поступательно перемещающегося станочного узла, кг·м²;            J _В – момент инерции ходового винта, кг·м²; J _Р – момент инерции редуктора, кг·м²;                J _ДВ – момент инерции ротора электродвигателя, кг·м² (приводится в каталоге двигателей).

Момент инерции станочного узла, приведенный к валу электродвигателя, вычисляется по формуле:

 

.

 

Момент инерции ходового винта, приведенный к валу электродвигателя, вычисляется по выражению:

 

J _В = 7,7·10² d ⁴ L / i ²,

 

где d – средний диаметр ходового винта, м; L – длина винта, м.

Момент инерции редуктора (зубчатых колес), приведенного к валу электродвигателя:

 

J _P = Σ J _K/ i ²; J _K = π d _K⁴ b _Kρ/32,

 

где d _K – средний диаметр зубчатого колеса, м; b _K – ширина зубчатого колеса, м;                 ρ – плотность материала, из которого изготовлены зубчатые колеса (для стальных колес   ρ = 7,85·10³ кг/м³).

Устанавливаем максимальный допустимый момент электродвигателя M _max, который принимается за максимальный динамический момент М _ДИН, обеспечивающий разгон двигателя до частот, соответствующих скорости холостого хода перемещаемого станочного узла. Для регулируемых электродвигателей переменного тока этот момент указан в его паспорте (М _max = 3…4). Для высокомоментных электродвигателей постоянного тока в паспорте приведены соответствующие графики для различных режимов работы электродвигателя (рис. П18).

Далее рассчитывается усилие ε, получаемое ротором электродвигателя при разгоне до частоты, соответствующей скорости быстрого хода V _Х станочного узла, с^-2:

 

ε = М _ДИН/ J _ПР,

 

и высчитывается время разгона до данной скорости V _Х:

 

t _Р = 0,2 V _Х i /(t ε).

 

Выбранный электродвигатель должен иметь М _ДВ > М _СТ и t _Р < 0,2 с (время, определенное требованием по быстродействию к приводам подач станков с ЧПУ). Если эти требования не выполняются, то необходимо выбрать другой двигатель (табл. П42) с иными характеристиками и расчет повторить.

Пример. Необходимо подобрать электродвигатель постоянного тока для подачи стола многоцелевого станка с ЧПУ по следующим исходным данным:

· X = 800 м – перемещение стола по оси X;

· i = 1 – передаточное отношение коробки подач (электродвигатель напрямую соединен с ходовым винтом);

· L _СТ = 630 мм – длина направляющих стола;

· L _В = 1200 мм – длина винта;

· В = 500 мм – ширина квадратного стола;

· S _М = 1…6000 мм/мин – рабочие подачи стола;

· V _Х = 12 м/мин – скорость быстрого хода стола;

· Р = 12,5 кН – наибольшее усилие подачи по оси X;

· η₁ = 1 – КПД коробки подач;

· η₂ = 0,92 – КПД пары винт–гайка качения;

· m _У + m _Д = 1850 кг – масса стола и детали;

· f = 0,01 – коэффициент трения в направляющих;

· ПВ = 80% - продолжительность включения привода в течении рабочей смены.

Решение задачи начнем с определения диаметра винта:

 

,

 

где K = 3,2 – коэффициент запаса; F _Т = Р = 12500 Н – наибольшее усилие по оси X;                 μ = 1 – винт установлен в шаровых опорах; l = 915 мм – наибольшее расстояние от опоры до гайки винта;

 

 мм.

 

Принимаем ходовой винт с нормализованными размерами d ₀ = 63  и t = 10 мм.

Данный винт допускает частоту вращения:

 

n _Д = 5·10⁷ d Kν/ L ² = 5·10⁷·56·0,5·2,2/1200² = 2140 мин^-1.

 

Вычисляются частоты вращения ротора электродвигателя, соответствующие скоростям перемещения стола:

 

n _{ДВ min} = S _{M min}/ t = 1/10 = 0,1 мин^-1;

 

n _{ДВ НОМ} = S _{M max}/ t = 6000/10 = 600 мин^-1;

 

n _{ДВ max} = V _Х/ t = 12000/10 = 1200 мин^-1;

 

Определяется момент на электродвигателе от наибольшего усилия подачи:

 

M _P = k P _Р t /(2π i η₁η₂) = 1,1·12500·10·10^-3/(2·3,14·1·1·0,92) = 23,8 Нм.

 

Вычисляется момент на электродвигателе от сил трения в направляющих стола:

 

 Нм.

Статический момент на электродвигателе при обработке будет равен:

 

М _СТ = М _Р + М _ТР = 23,8 + 3,14 = 26,94 Нм.

 

По каталогу выбираем высокомоментный электродвигатель серии ПВ: тип двигателя ПБВ132 М, М _ДВ = 35 Нм, n _ДВ = 600/2000 мин^-1, J _ДВ = 0,188 кг·м², М _ДИН = 150 Нм.

Рассчитываются моменты инерций механической части привода, приведенные к валу электродвигателя:

· момент инерции станочного узла:

 

 кг·м²;

 

· момент инерции ходового винта:

J _В = 7,7·10² d ⁴ L / i ² = 7,7·10²·0,059⁴·1,2 = 0,011 кг·м²;

 

· момент инерции механической части привода:

J _ПР = J _m + J _В + J _ДВ = 0,0047 + 0,011 + 0,188 = 0,204 кг·м².

 

Вычисляется ускорение ε, получаемое ротором электродвигателя при разгоне до частоты n _ДВ = 1200 мин^-1:

 

ε = М _ДИН/ J _ПР = 150/0,204 = 735 с^-2.

 

Время переходного процесса составит:

 

t _Р = 0,2 V _Х i /(t ε) = 0,2·12·1/(10·10^-3·735) = 0,326 с.

 

Это время не удовлетворяет требованию работы электродвигателя в переходном процессе, так как больше 0,2 с.

Существуют различные пути поднятия быстродействия привода. Один из них состоит в том, чтобы изменить структуру привода путем введения одной пары зубчатых колес, например, 30/25 с модулем m = 2 мм и шириной колес b _K = 20 мм, разместив ее между электродвигателем и ходовым винтом. Введение механического редуктора с передаточным отношением i _Р = 1,2 изменит силовые характеристики элементов привода. Пересчет параметров привода позволил установить следующие их числовые значения:

 

М _Р = 19,83 Нм; М _ТР = 2,62 Нм; М _СТ = 22,45 Нм;

 

М _{СТ ПВ} = 0,8·22,45 = 17,96 Нм; J_m = 0,0033 кг·м²; J _В = 0,00775 кг·м².

 

По моменту М _{СТ ПВ} = 17,96 Нм выбираем электродвигатель ПБВ112 L, имеющий       М _ДВ = 21 Нм, n _ДВ = 500/2000 мин^-1, J _ДВ = 0,049 кг·м², М _ДИН = 90 Нм.

Момент инерции зубчатого колеса z = 30, m = 2 мм, b _K = 20 мм:

 

 

J _K = π d _K⁴ b _Kρ/32 = 3,14·(30·2·10^-3)⁴·20·10^-3·7,85·10³/32 = 0,000198 кг·м².

 

 

Момент инерции зубчатого колеса z = 25, m = 2 мм, b _K = 20 мм:

 

J _K = π d _K⁴ b _Kρ/32 = 3,14·(25·2·10^-3)⁴·20·10^-3·7,85·10³/32 = 0,000095 кг·м².

 

Момент инерции редуктора (пары зубчатых колес), приведенного к валу электродвигателя:

J _P = Σ J _K/ i ² = (0,000198 + 0,000095)/1,44 = 0,0002 кг·м².

 

Момент инерции механической части привода:

 

J _ПР = J _m + J _В + J _Р + J _ДВ = 0,0033 + 0,00775 + 0,0002 + 0,049 = 0,06025 кг·м².

 

Пересчет частот вращения электродвигателя, соответствующих скорости перемещения стола:

 

n _{ДВ min} = S _{M min}/ t = 1/1,2·10 = 0,083 мин^-1;

 

n _{ДВ НОМ} = S _{M max}/ t = 6000/1,2·10 = 500 мин^-1;

 

n _{ДВ max} = V _Х/ t = 12000/1,2·10 = 1000 мин^-1;

 

Ускорение ε, получаемое ротором при разгоне до n _ДВ = 1000 мин^-1:

 

ε = М _ДИН/ J _ПР = 90/0,06025 = 1493 с^-2.

 

Время переходного процесса:

 

t _Р = 0,2 V _Х i /(t ε) = 0,2·12·1,2/(10·10^-3·1493) = 0,193 с.

 

Данный электродвигатель удовлетворяет заданным требованиям.

Другой путь поднятия быстродействия привода заключается в изменении шага ходового винта с t = 10 мм на t = 20 мм или взять двухзаходный винт такого же диаметра.     В этом случае расчетные параметры будут следующие:

 

n _{ДВ НОМ} = 300 мин^-1; n _{ДВ max} = 600 мин^-1;   

 

М _Р = 47,6 Нм;         М _ТР = 6,28 Нм;   

 

М _СТ = 53,88 Нм;      М _{СТ ПВ} = 43,1 Нм.

 

Характеристики электродвигателя постоянного тока: тип ПБВ132 L, М _ДВ = 47,7 Нм, n _ДВ = 600/2000 мин^-1, J _ДВ = 0,238 кг·м², М _ДИН = 300 Нм. Тогда

 

J _m = 0,0188 кг·м²;      J _В = 0,011 кг·м²;   

 

J _ПР = 0,268 кг·м²; ε = 1119 с^-2; t _P = 0,11 с.

 

Такие изменения в приводе удовлетворяют заданным требованиям.

Таким образом, показаны два способа решения поставленной технической задачи.

 

ПРИМЕРЫ ПРОЕКТИРОВАНИЯ ПРИВОДОВ

 ГЛАВНОГО ДВИЖЕНИЯ

МЕТАЛЛОРЕЖУЩИХ СТАНКОВ

Пример 1. Требуется проанализировать кинематическую схему привода главного движения консольно-фрезерного станка на предмет её усовершенствования (рис. 4.1).

 

 

Рис. 4.1. Кинематическая схема привода главного движения станка

 

Основой анализа является график частот вращения шпинделя.

По кинематической схеме строится график частот вращения (рис. 4.2).

Из графика видно, что в рассматриваемой кинематической схеме используется конструктивный вариант схемы с одним связанным колесом (колесо z = 38), зубчатое колесо z = 16 имеет корригированные зубья, а пара колес 82:38 дает несколько завышенную частоту вращения по сравнению с нормативными значениями, что приводит к дополнительному нагрузочному моменту на ведущем валу. Применение ускоряющих передач приводит к увеличению вращающего момента на ведущем валу во столько раз, во сколько увеличивается частота вращения ведомого вала. Таких передач в схеме две. Исправить недостатки в схеме можно путем изменения передаточных отношений в зубчатых колесах в пределах 1/4 ≤ i ≤ 2 и изменением суммы зубьев в колесах между валами. На рис. 4.3 дан новый график частот вращения, позволяющий устранить некоторые отмеченные недостатки, при этом число зубчатых колес сократилось за счет применения двух связанных колес. Кинематическая схема к данному графику приведена на рис. 4.4.

Рис. 4.2. График частот вращения привода главного движения	Рис. 4.3. График частот вращения привода с двумя связанными колесами

 

Рис. 4.4. Кинематическая схема привода с двумя связанными колесами

Кроме того, целесообразно сменить электродвигатель в данном приводе, взяв двигатель той же мощности, но с большей номинальной частотой вращения и меньшей массой. Для рассматриваемого примера это будет электродвигатель АИР132 М 2 с N = 11кВт, n = 2915 мин^-1 (см. табл. П17). График частот вращения приведен на рис. 4.5. Числа зубьев на колесах подобраны так, что получаемые на шпинделе фактические частоты вращения отличаются от нормализованных значений менее 2% при нормативе 2,5 %. Окружные скорости зубчатых колес также не превышают нормативных значений.

 

Рис. 4.5. График частот вращения привода главного движения

с электродвигателем модели АИР132 М 2

 

Сравним между собой полученные варианты кинематических схем с исходным вариантом (рис. 4.1) по габаритным и силовым характеристикам. О силовых возможностях привода будем судить по максимальному крутящему моменту на шпинделе, по которому ведется силовой расчет элементов привода. В данном случае, это момент на шпинделе при частоте его вращения 100 мин^-1, как расчетной частоте, соответствующей 1/3 общего интервала регулирования шпинделя.

Об относительных изменениях габаритных размеров коробки скоростей можно судить по изменениям расстояния между крайними колесами в кинематических схемах и изменению суммы межосевых расстояний между валами, поскольку в рассматриваемом станке все валы располагаются в одной вертикальной плоскости.

По всем трем кинематическим схемам на основе графиков частот вращения шпинделя (рис. 4.2, рис. 4.3, рис. 4.5) были произведены расчеты по выявлению числовых значений крутящих моментов М на валах, модулей m зубчатых колес, суммы зубьев колес Σ z и межосевых расстояний А между валами I…V. Результаты расчетов приведены в табл. 4.1.

Итоговые цифры таблицы позволяют констатировать следующее:

1. Крутящие моменты на шпинделе во всех трех вариантах конструктивного исполнения коробок скоростей практически одинаковые на одних и тех же частотах вращения шпинделя.

2. Крутящие моменты на первых трех валах в приводах по вариантам 2 и 3 примерно в 1,5 раза меньше, чем в исходном варианте, что потенциально допускает использование колес на этих валах с меньшим модулем.

3. По условиям сцепляемости подвижных зубчатых блоков модули у всех зубчатых колес приходится назначать одинаковыми, за исключением первой пары. Численное значение модуля определяет пара колес на выходном валу редуктора.

4. Редукторы с двумя «связанными» колесами увеличивают межцентровое расстояние между I и V валами на 12…14% по сравнению с исходным вариантом, то есть высота редуктора стала несколько больше. Ширина редуктора осталась неизменной, несмотря на сокращение общего числа зубчатых колес в редукторе на единицу (было 17 колес, стало 16). Окончательный вывод можно сделать только после подробной конструкторской проработки чертежей коробки скоростей, однако, предварительный итог – предпочтение следует отдать варианту 3.

 

Таблица 4.1

Параметры трех вариантов коробок скоростей

 

№ валов	Вариант 1 (рис. 4.2)				Вариант 2 (рис. 4.3)				Вариант 3 (рис. 4.5)
	Σ z	М, Н∙м	m, мм	А, мм	Σ z	М, Н∙м	m, мм	А, мм	Σ z	М, Н∙м	m, мм	А, мм
I-II	80	134	3	120	59	100	3	88,5	70	75	2,5	87,5
II-III	54	306	4	108	72	192	4	144	66	190	4	139
III-IV	64	403	4	128	95	362	4	190	95	359	4	190
IV-V	88	860	4	178	95	869	4	190	95	858	4	190
Σ А	534				612,5				599,5

 

Пример 2. Требуется разработать кинематическую схему привода главного движения к токарному универсальному станку по следующим данным: n _ШП = 8…2000 мин^-1 – интервал частот вращения шпинделя; N = 11 кВт – мощность электродвигателя привода главного движения; M _{ШП max}= 1270 Нм – максимальный момент на шпинделе.

Решение задачи начнем с выбора знаменателя геометрического ряда φ и установления числа скоростей z в приводе станка. По табл. П2 устанавливаем число частот вращения z, задавшись знаменателем ряда φ. Известно, что в универсальных токарных станках чаще всего используются привода c φ = 1,26 и φ = 1,41:

· для φ = 1,26 геометрический ряд частот вращения шпинделя состоит из следующих чисел: n = 8; 10; 12,5; 16; 20; 25; 31,5; 40; 50; 63; 80; 100; 125; 160; 200; 250; 315; 400; 500; 630; 800; 1000; 1250; 1600; 2000. Откуда z = 25;

· для φ = 1,41 – n = 8; 11,2; 16; 22,4; 31,5; 45; 63; 90; 125; 180; 250; 355; 500; 710; 1000; 1400; 2000, и z = 17.

Числа скоростей z = 17 и 25 нельзя представить в виде произведения двойных и тройных блоков. Воспользуемся ближайшим большим числовым значением z, примем            z = 18 = 3·3·2 и z = 27 = 3·3·3. При этом графики частот вращения необходимо будет строить с совпадением частот, чтобы получить необходимые численные значения z = 17 и 25. Причем в обоих случаях графики будут со сложенной структурой, поскольку характеристики у последних блоков с простой множительной структурой будут превышать допустимые значения. Структура приводов будет выглядеть следующим образом:

 

z = 18 = 3[1]·3[3]·(1 + 1),        z = 27 = 3[1]·3[3]·(1 + 2[9]).

Графики частот вращения и кинематические схемы приводов с такими структурами представлены на рис. 4.6 и рис. 4.7, где источником движения является асинхронный электродвигатель типа АИРМ132 М 4 мощностью N = 11 кВт с номинальной частотой вращения n = 1455 мин^-1.

а)

б)

Рис. 4.6. Привод главного движения на 17 скоростей:

а -  график частот вращения;      б -  кинематическая схема

а)

б)

Рис. 4.7. Привод главного движения на 25 скоростей:

а - график частот вращения;   б - кинематическая схема

Графические материалы на этих рисунках наглядно демонстрируют развитую механическую составляющую приводов с нерегулируемым асинхронным электродвигателем. Причем с уменьшением числового значения знаменателя ряда φ происходит усложнение механической части привода. Вместе с тем общеизвестно что, чем меньше числовые значения φ, тем проще обеспечить необходимые режимы резания на станке согласно технологическому процессу обработки детали. С этой точки зрения предпочтительнее использовать в приводах главного движения регулируемые электродвигатели.

а)	б)

Рис. 4.8. Графики частот вращения привода с регулируемым электродвигателем АИРМ132 М 4:

а - с диапазоном регулирования шпинделя с постоянной мощностью, равным D_N = 12,5;

б - с диапазоном D_N = 6,3

 

Для рассматриваемого примера проанализируем конструкции коробок скоростей в зависимости от типа применяемого регулируемого электродвигателя. О сложности механического редуктора будем судить по графикам частот вращения. На рис. 4.8 – 4.10 представлены такие графики. Зоны регулирования шпинделя с постоянной мощностью у них разные и зависят, в основном, от интервала регулирования самого электродвигателя с постоянной мощностью при одинаковых вариантах структур механического редуктора. Наименьшей зоной регулирования обладает привод, в котором используется обычный асинхронный электродвигатель с частотным регулированием. Наибольшая зона принадлежит приводу, где источником движения служит высокомоментный электродвигатель постоянного тока. Однако наиболее перспективным приводом является привод с регулируемым электродвигателем переменного тока модели 1 PH 7107 - 2 NF по следующим соображениям:

· во-первых, масса самого электродвигателя меньше массы электродвигателя постоянного тока в 2,5 раза, следовательно, и весь привод будет более легким;

· во-вторых, диапазон регулирования привода можно расширить в область более высоких частот вращения, так как верхняя допустимая граница частот вращения двигателя может быть поднята с n = 5071 мин^-1 (по графику на рис. 4.10) до                n = 6500 мин^-1 (по паспорту двигателя). Следовательно, открывается возможность применения более прогрессивного режущего инструмента;

· в-третьих, регулируемый электродвигатель переменного тока позволяет иметь разную мощность при разных частотах вращения, что удобно в технологическом плане.

а)	б)

Рис. 4.9. Графики частот вращения привода с регулируемым электродвигателем 4ПФ160 S:

а - с тремя зубчатыми колесами; б - с двумя зубчатыми колесами

 

В задании на проектирование привода оговорен максимальный момент на шпинделе, который должен быть не менее 1270 Нм. По графикам частот вращения можно выявить максимальные значения крутящих моментов. В приводах со ступенчатым регулированием частоты вращения шпинделя максимальный момент рассчитывается по условной частоте, определяемой по выражению:

 

.

 

Принимаем n _P = 40 мин^-1.

Максимальный момент в приводе главного движения на 17 скоростей (рис. 4.6) составит M _max = 1940 Нм на частоте вращения шпинделя n _ШП = 45 мин^-1, в приводе на 25 скоростей – M _max = 1980 Нм на частоте n _ШП = 40 мин^-1.

а)	б)

Рис. 4.10. Графики частот вращения привода с регулируемым электродвигателем 1 PH 7107-2 NF со структурами: а - z = 2·2;   б - z = 1 + 1·1

 

В приводах с регулируемыми электродвигателями максимальный момент на шпинделе рассчитывается по нижней кинематической цепочке при номинальной частоте вращения электродвигателя. Для приводов с графиками частот вращения на рис. 4.8 максимальные моменты имеют разные числовые значения. График частот вращения шпинделя по рис. 4.8, а обеспечивает максимальный момент M _max = 585 Нм на частоте вращения шпинделя n _ШП = 160 мин^-1, а график на рис. 4.8, б имеет M _max = 268 Нм на частоте вращения n _ШП = 315 мин^-1.

Для двух вариантов приводов с графиками по рис. 4.9 максимальный момент на шпинделе одинаков и равен M _max = 2390 Нм на частоте вращения n _ШП = 40 мин^-1.

Графики частот вращения на рис. 4.10 также обеспечивают разные максимальные крутящие моменты на шпинделе. График по рис. 4.10, а дает M _max = 1920 Нм на частоте вращения шпинделя n _ШП = 54 мин^-1, а привод с графиком по рис. 4.10, б имеет                    M _max = 572 Нм на частоте n _ШП = 175 мин^-1.

Таким образом, те привода, которые дают максимальные крутящие моменты на шпинделе ниже поставленных условиями задачи из рассмотрения должны быть исключены.

 

Пример 3. Разработка конструкции привода главного движения по технической характеристике вертикального обрабатывающего центра, приведенной в проспекте на этот станок.

Исходными данными для решения этой технической задачи являются следующие данные, взятые из проспекта на станок:

· n _ШП= 60…8000 мин^-1 - интервал частот вращения шпинделя;

· N _ДВ = 5,5/7,5 кВт - мощность двигателя привода главного движения:

номинальная / максимальная - 30 мин, кВт;

· XYOZC_V - структурная формула компоновки станка с шириной стола 320 мм;

· область применения: обработка корпусных деталей, деталей штампов и пресс-форм и других подобных деталей массой не более 150 кг в условиях мелкосерийного производства.

Задача решается в следующей последовательности: