影响外圆磨床进给手轮力的因素

        外圆磨床进给手轮力的轻便是进给系统达掉了呢? 现就以下几个方面进行探讨。手轮到稳定、淮确的根本保证。我们实测瑞士斯图德(s tud er ) 公司R H U 高精度外圆磨床进给手轮力为2 k g f , 日本大畏铁工所G CU 外圆磨床进给手轮力为3 k g f。而与之规格相类似的我国MG 1 4 3 2 高精度外圆磨床进给手轮力却有很大差距。为了介决外圆磨床进给手轮力过重的问题, , 我们对M G 1 4 3 2 高精度外圆磨床进给系统作了一些理论上的探讨和各种对比试验, 剖析影响进给手轮力的各种因素。
        已知: 砂轮架和滑座的重量G = 50 0 k g f ,快速油缸及闸缸的工作压力p = 10 k g f/ c m Z ,丝杠中径D 中= 53.5 m m , 齿形半角a = 1 5。,手轮直径D 手二2 50 m m ; 滚动导轨的摩擦系数f = 0.01。经计算手轮力* 为1.07 “ k g f。如果再把整个系统的起动惯量计算在内, 也只有Z k gf。但实测结果, 进给手轮力却达到4 ~ 5 k gf。这么大的传动损失都在那儿消耗掉了呢? 现就以下几个方面进行探讨。
        一、进给导轨形式的影响进给手轮力首先是要克服进给导轨的摩擦阻力(尸导)。
        一般认为改变进给导轨手轮的形式,如从滑动变为滚动, 能显著改变进给手轮力的大小。我们对MG1432的进给导轨形式作了各种试验, 并用液压加力器测出手轮砂轮架系统的起动轴向牵引力。从这些数据可看出,滚动导轨所需要的轴向牵引力约为塑料导轨和静压卸荷导轨的十分之一。根据测出的轴向牵弓!力即可算出机床克服导轨摩擦力所需的手轮力理论值和实际值。从表中数据表明, 滚动导轨形式对手轮力影响是极小的。虽然各种滑动导轨的摩擦系数要比滚动导轨大近十倍, 可是所需要增加的进给手轮力只有1 k g f 左右。它只占实测进给手轮力的1/ 4 ~ 1/ 5 。
        可见, 手轮力不是按摩擦系统的倍数增加的。因此, 不论是从滑动导轨改为滚动导轨或由滚动导轨改为塑料导轨, 都不可能使进给手轮力有明显的变化。由此可见,导轨形式不是决定进给手轮力的主要因素。
        二、闸缸力的影响为了消除丝杠及螺母之间的间隙, 提高进给刚度, 往往在系统中采用闸缸等予紧装置。图1 中闸缸顶杆8 在压力油作用下将滑座7 推向右方。这给进给系统增加了一个附加的轴向牵弓!力, 从而直接地增加了进给手轮力。另外,闸缸力作用点对进给移动导轨面产生一个颠复力矩, 它不但使丝杠、螺母的接触产生不良的影响, 而且还增加了一个对丝杠的轴向压力,使丝杠两端支承的摩擦阻力加大, 从而额外地增加了进给手轮力。因此设计时, 应尽可能地将闸缸力作用点的位置安排在导轨面的平面上。如采用液压双螺母的装置, 能较好地介决闸缸力的影响, 使进给手轮力有一定程度的降低。为了得出闸缸力对手轮力的影响, 我们分别测出了进给系统在有闸缸力和无闸缸力时所需要的进给手轮力。表中数据比理论计算的要小一些, 尤其油缸工作压力越小相差就越少。可见, 在合理选择闸缸力的大小和作用点位置的前提下, 由于闸缸力而增加的进给手轮力才占整个进给系统手轮力的1/5。所以, 不能认为闸缸力是影响进给手轮力的主要因素。
        三、进给系统结构的影响进给系统的传动对手轮力是一个无形的影响。尤其在快速油缸施加压力油后, 整个进给机构所处的状态给手轮力带来的影响往往在设计时未给于足够的重视。在试验前, 为了排除导轨摩擦阻力和闸缸力的影响, 先将砂轮架和滑座7拆除。然后在快速油缸5 里通进压力油, 此时, 丝杠3 快速向左。
        手轮前端球头和堵头1 的端面相接触, 其右端球头和活塞4 相接触。丝杠3 在油缸压力作用下受到挤压。这时, 进给手轮力随着工作压力的增加而增加, 而且这个手轮力超过导轨摩擦阻力和闸缸力所需要的进给手轮力的总和。
        为了分清这个阻力是在哪儿产生, 我们将液压加力器的加力点放在丝杠的齿轮节圆上(略低5 m ln )。分别测出起动丝杠所需要的力。从表3 可知, 当工作压力为1 0 k g f / c m Z时, 起动丝杠的力矩为:M丝实= ( 12 一4 . 5 ) X 5 5 = 4 1 2 . 5 k g f / m m如果进行理论上的计算, 由于工作压力,使丝杠受到3 8 1 k g f 的挤压力。在丝杠两端球头接触处的比压较大, 实际上已不是点接触而是一个4 m m 的圆面接触。这样, 可计算出起动丝杠要克服的摩擦力矩为30 4 k g f/ m m 。实测值和计算值的差值( l os . s k g f / m m )就是丝杠在压力油作用下克服两端径向支承的滑动摩擦所需的力矩。
        显然, 为克服这么大的摩擦力矩所需的进给手轮力再加上空载时(即p = 0) 要克服的摩擦力矩所需的进给手轮力, 其计算值竟高达1 .76k g f 。通过实测与计算数据相比较, 表明: ¹ 将近一半的进给手轮力完全消耗在丝杠两端摩擦面,工作压力越小, 摩擦损失就越小。所以, 要想将进给手轮力减少, 就必须减少丝杠端面的摩擦损失。也就是在保证砂轮架快速前进时适当地减少快速油缸的推力。但是液压系统工作压力是影响工作台换向系统性能及闸缸力变化的, 因此不能用降低工作压力的办法来减小快速油缸的推力; 同时, 为了保证原传动结构的形式不变, 我们将该结构的快速油缸改为差动油缸。前左油腔在机床工作时一直保持恒压力油; 只在砂轮架快速前进时, 将右油腔的回油改为压力油。由于左右油腔活塞有效面积不等, 右腔大于左腔,以实现砂轮架快速进给。这时, 工作压力P =1 0 k g f / e m Z 时, 丝杠所受的挤压力为2 2 7 k g f ,比原来降低1 5 4 k g f 。另外, 把丝杠两端球头的轴向滑动支承改为滚动支承。
        右端采用一对推力轴承, 左端在堵头上用一个推力轴承支承。这样, 在不改变原来油缸直径的前提下,能大大地减小丝杠承受的挤压力, 加大了手轮砂轮架后退的推力, 不但使砂轮架快速后退速度提高, 而且可尽量地减小闸缸的推力, 以满足克服进给导轨摩擦阻力的需要, 其结果进给手轮力便能达到轻便的要求。经如此改动, 在去除砂轮架和滑座的情况下, 测出该系统的进给手轮力(见表4 ) , 比原结构的进给手轮力要小得多, 根本上减少了整个进给系统的摩擦损失。另外, 我们将原用滚动导轨改为用塑料导轨, 其所需要的手轮力还要小一些。这更进一步证明系统中丝杠两端所承受的挤压力造成的摩擦损失是影响进给手轮力的主要因素。至于进给系统中齿轮啮合的摩擦损失, 丝杠螺母传动的摩擦损失等, 也是对进给手轮力有一定的影响, 而且在一定的传动结构下是不可避免的。所以, 这些因素的影响都应在结构设计时, 给于足够的重视。
        四、装配调整手轮的影响在装配过程中, 由于零件加工的误差以及调整的不得当, 都会给系统带来较大的摩擦损失。M G 1 4 3 2 的进给系统中, 半螺母与丝杠的接触不良; 支承齿轮的扇形板端面与丝杠支承孔不垂直; 手轮轴前后支承的不同轴度, 丝杠轴前后支承的不同轴度等因素, 都会使进给手轮力大大增加。在装配调整中, 更应注意:丝杠与半螺母之间的配合间隙应在0.08~0.12mm, 而且半螺母的固定平面和丝杠的母线应与进给导轨平行;快速油缸的活塞与缸体配合间隙不宜过大,以免影响丝杠前后支承与进给导轨的不平行;丝杠右端两个推力轴承由螺母工紧固后, 应保证活塞在丝杠上转动灵活, 而且轴向窜动应小于0.01mm;¼ 闸缸顶杆8 与v 型导轨应平行, 与缸体配合间隙应在0.01~0.015mm范围内。
        另外,定位柱9 装人滑座7 时, 其定位面应与顶杆8垂直。所有这些装配调整产生的摩擦阻力, 都不是系统中的固有因素, 它是人为的, 是完全可以避免的。只有精心装配, 才能减少装配调整对进给手轮力的影响。