Нижняя часть диапазона получается с помощью трех понижающих передач с передаточным отношением 1/f³. Они передают вращение последовательно с вала IV на валы V, VI и VII.

Во многих случаях при проектировании привода используют комбинацию двух приемов, т.е. в приводе со сложенной структурой применяют также частичное перекрытие ступеней частот вращения - либо перекрываются ступени двух слагаемых структур, либо перекрытие выполняют в одной из них.

На рис. 2.18 показан пример графика частот вращения для привода со структурой , который обеспечивает не 24, как следует из формулы, а только 22 ступени, за счет того, что две ступени (400 и 500 об/мин) получаются и при включении прямой передачи и при включении перебора.

2.14 Особенности структуры привода от многоскоростного электродвигателя

В некоторых случаях в приводе устанавливается двигатель, частоту вращения которого можно переключать ступенчато. Обычно это стандартные асинхронные короткозамкнутые двигатели с переключаемым числом пар полюсов. Чаще всего изменение числа пар полюсов в таком двигателе приводит к тому, что частота вращения его вала изменяется вдвое - например, синхронные частоты от 3000 об/мин к 1500 об/мин (или под нагрузкой - от 2850 к 1425 об/мин) и т. п. Электродвигатель такого типа может иметь две или три переключаемых частоты вращения.

Очевидно, такой двигатель с точки зрения кинематики привода можно рассматривать как некую групповую передачу. В самом деле: переключается число пар полюсов - изменяется частота вращения последнего вала привода. Поэтому число ступеней р_э электродвигателя можно включать в формулу структуры привода, как некую “электрогруппу”. Диапазон регулирования такой “электрогруппы” будет, очевидно, равен отношению наибольшей частоты вращения вала электродвигателя к наименьшей его частоте.

Если такую группу назначить основной группой, то это будет означать, что знаменатель ряда частот вращения последнего вала привода будет равен соотношению частот вращения “электрогруппы”, а это соотношение равно двум. Знаменатель ряда f=2 почти никогда не применяется. Значит “электрогруппу” нужно назначить одною из переборных групп, хотя в конструктивном порядке она стоит, конечно, первой. Нужно рассчитать величину характеристики “электрогруппы”.

Поскольку для любой групповой передачи диапазон регулирования

,

то характеристика передачи, выраженная через диапазон ее регулирования будет

.

Следовательно, для “электрогруппы” характеристика будет

(2.13)

По характеристике “электрогруппы” и можно судить о том, какой номер в кинематическом порядке ей должен быть присвоен. Электрогруппе должна предшествовать совокупность передач, обеспечивающая х_э ступеней частот вращения.

Например, имеется электродвигатель с двумя возможными частотами вращения 2850 и 1425 об/мин, и нужно разработать привод со знаменателем ряда f=1,41. Очевидно, что р_э=2, а

Тогда характеристика электрогруппы будет в соответствии с (2.13)

.

Это значит, что электрогруппе должна кинематически предшествовать совокупность передач, обеспечивающая две ступени скорости. Тогда, например, если нужно разработать привод на 8 ступеней, то придется выбирать такую структуру:

,

где электрогруппа - это р_э=2₂. В основной группе следует назначить две передачи. Структурная сетка для такого привода показана на рис. 2.19. Здесь линии, изображающие ”передачи” электрогруппы изображены пунктиром, условно, потому что этих передач физически не существует. Так же пунктиром изображены линии на поле, отведенном электрогруппе. Такое изображение, быть может более понятно, но по существу не совсем верно. Лучше изображать структурную сетку в случае привода от многоскоростного электродвигателя так, как это показано на соседнем рис.2.20. Поле для электрогруппы не изображается, а группа изображается двумя точками на первой вертикали, которые ставятся в тех местах, куда пришли бы концы лучей электрогруппы. Точно так же следует поступать при разработке графика частот вращения. На графике на вертикальной прямой, изображающей вал электродвигателя отмечаются две или три точки, соответствующие частотам его вращения, а затем к ним пристраивается остальная часть графика.

Очевидно, что число ступеней в основной группе в приводе от многоскоростного электродвигателя будет зависеть не только от особенностей электродвигателя, но и от того, какой знаменатель ряда выбран для привода. Так, если в предыдущем примере принять f=1,26, то

Это значит, что в основной группе следует назначить три передачи. В первых двух группах, следовательно, будут две и три передачи, дающие шесть ступеней. А восемь ступеней частот вращения в таком приводе при f=1,26 получить можно только, используя структуру с частичным перекрытием.

привод станок кинематика электродвигатель

3. Разработка кинематики бесступенчатого привода

В последнее время в станках все чаще используется привод с бесступенчатым регулированием. В некоторых старых конструкциях станков еще можно встретить бесступенчатый привод с использованием механических вариаторов, однако в современных станках применяют исключительно привод от бесступенчато регулируемых электродвигателей. Для изменения частоты вращения двигателя применяют различные устройства. Широкое применение находят сравнительно недавно разработанные частотные преобразователи, которые позволяют бесступенчато регулировать частоту вращения стандартных асинхронных электродвигателей с короткозамкнутым ротором.

Если диапазон частот вращения электродвигателя больше или равен требуемому диапазону регулирования привода, то можно передавать вращение от электродвигателя на шпиндель через одиночные передачи, не используя никаких переключаемых передач. В приводах подачи, где мощность относительно невелика, удается использовать регулируемый электродвигатель именно таким образом.

Вместе с тем, диапазон привода главного движения чаще всего оказывается больше, чем может обеспечить двигатель при выполнении всех требований к величинам крутящих моментов и мощности.

Если требуемый диапазон регулирования привода главного движения больше диапазона регулирования электродвигателя, то приходится последовательно с электродвигателем включать какую-либо ступенчатую коробку. Если диапазон регулирования бесступенчатой части привода (например, электродвигателя) обозначить R_б, а диапазон регулирования подключаемой последовательно с ним коробки обозначить R_к, то очевидно, что диапазон регулирования привода в целом может быть получен таким образом:



На рис. 2.20 показано, как определяется соотношение между передаточными отношениями ступенчатой части (коробки) привода.

На рис. 3.1а) на вертикальной линии в произвольном логарифмическом масштабе отмечены две точки, соответствующие максимальной и минимальной частоте вращения бесступенчато регулируемого электродвигателя с диапазоном регулирования R_б. Включив после двигателя передачу с передаточным отношением i₁₁, на ведомом валу можно получить частоты вращения, которые будут изменяться в таком же диапазоне от n₁ до n₁R_б.

Для увеличения диапазона регулирования привода можно вместо одиночной передачи i₁₁ включить групповую передачу - i₁₁ совместно с i₂₁, как показано на рис. 3.1б). Понятно, что для того, чтобы можно было продолжать регулирование частот вращения далее, начиная с частоты n₁R_б, нужно, чтобы соблюдалось соотношение:

Диапазон регулирования привода станет равным R_n= Rб².

Если этого диапазона недостаточно, то можно включить в привод еще одну групповую передачу, например, i₁₂ совместно с i₂₂, как показано на рис. 3.1в). Из рисунка видно, что соотношение передаточных отношений в этой группе должно быть таким:

Первая групповая передача в данном случае играет роль основной группы, вторая - роль первой переборной. Легко заметить, что ступенчатая часть привода (ступенчатая коробка) должна иметь общие передаточные отношения, изменяющиеся по геометрическому ряду со знаменателем ряда f_к=R_б.

Надо, однако, иметь в виду, что номинальный паспортный диапазон регулирования двигателя всегда имеет некоторый допуск и может отклоняться от номинала в меньшую сторону. Если этого не учитывать, то на шкале частот вращения привода могут появляться “пробелы”, как показано на рис. 3.2а).

Для того, чтобы ни при каких условиях, из диапазона регулирования не была исключена какая-либо часть, значение знаменателя ряда передаточных отношений ступенчатой коробки несколько уменьшают путем умножения на коэффициент запаса, принимаемый обычно равным: а=(0,95…0,98). Если диапазон регулирования бесступенчатой части привода не уменьшится, то на шкале частот вращения появятся места, где возникает перекрытие - одни и те же частоты получаются с помощью разных передач как на рис. 3.2б). Однако если диапазон регулирования двигателя окажется меньше номинала или просто уменьшится за счет увеличения скольжения под влиянием нагрузки, то перекрытие пропадет, но шкала частот вращения останется непрерывной.

Если требуемый диапазон регулирования привода R_n задан, и если известен диапазон регулирования R_б бесступенчатой части привода, например, электродвигателя, то можно определить количество ступеней в ступенчатой части привода - коробке, встраиваемой в привод после двигателя.

Очевидно, что диапазон регулирования коробки будет

,

где - знаменатель ряда передаточных отношений коробки, а Z_к - число ступеней коробки.

Учитывая, что диапазон регулирования привода равен произведению диапазонов регулирования бесступенчатой и ступенчатой части привода:

,

можно записать:

.

Прологарифмировав это выражение, нужно решить его относительно Z:

.

Полученное количество ступеней следует округлить до ближайшего большего целого значения.

Следует иметь в виду, что если диапазон регулирования бесступенчатой части привода больше, чем 2,83, то диапазон регулирования второй групповой передачи получится больше 8. Следовательно, уже после первой же групповой передачи придется использовать серии одиночных передач, т. е. применять сложенную структуру привода. Если же диапазон регулирования бесступенчатой части привода больше восьми, то в приводе вообще не удастся применить групповые передачи, и сразу после двигателя должны идти серии одиночных передач, общие передаточные отношения которых должны быть организованы таким образом, чтобы соотношение их было равно

.

В качестве простейшего примера ниже рассмотрена разработка бесступенчатого привода при следующих исходных данных:

Минимальная частота вращения последнего вала привода (шпинделя) - 10 об/мин.

Максимальная частота вращения шпинделя - 2500 об/мин.

Минимальная частота вращения вала электродвигателя - 500 об/мин.

Максимальная частота вращения вала электродвигателя - 2050 об/мин.

Следовательно, диапазон регулирования электродвигателя (бесступенчатой части привода) будет

.

А диапазон регулирования привода в целом

Если принять коэффициент запаса а=0,98, то число ступеней ступенчатой части привода (коробки) получится:

.

Очевидно, следует принять

и Z_к=4.

Если принять структурную формулу привода

,

то во второй групповой передаче диапазон регулирования будет равен

,

что значительно больше восьми.

Следовательно, приходится принять сложенную структуру привода

.

На рис 3.3 приведен вариант кинематической схемы и график частот вращения привода.

График построен следующим образом. Проведены вертикальные линии по числу валов. Поскольку привод бесступенчатый, горизонтальные линии можно было бы не проводить. Однако для построения необходима логарифмическая шкала, и нужно ориентироваться, где на этой шкале расположены точки, соответствующие определенным частотам вращения. Поэтому следует выполнить разметку шкалы частот вращения, приняв для этого любой стандартный геометрический ряд. В данном случае использована шкала с частотами из ряда с f=1,26. Это ни в коем случае не означает, что знаменатель ряда передаточных отношений привода равен 1,26. Просто использован такой масштаб. Если для шкалы взять ряд с меньшим знаменателем, например с f=1,06, то на такой подробной шкале будет легче ориентироваться, но она займет гораздо больше места.

При построении графика вначале отмечены точки, соответствующие частотам вращения вала электродвигателя, и определено общее минимальное передаточное отношение привода:

Эту величину следует разбить на 5 передаточных отношений, соблюдая требования к их предельно допустимым значениям. При этом надо проследить, чтобы в групповой передаче оба передаточных отношения также находились в допустимых пределах.

Передаточное отношение ременной передачи в данном примере принято: i_р.п.= 1/1,281, так, чтобы на первом валу при максимальной частоте вращения электродвигателя получилась частота вращения 1600 об/мин. Такое решение чисто волевое, можно было выбрать и другое передаточное отношение.

Передаточное отношение i₂₁ в групповой передаче назначено равным i₂₁=1,26 (здесь тоже можно назначить и другую величину). В соответствии с величиной знаменателя ряда передаточных отношений коробки (выше показано, что ) значение другого передаточного отношения группы будет:

.

Передаточное отношение прямой передачи с вала I на вал V получено из уравнения кинематического баланса:

. i₄=1,24

Передаточные отношения двух одиночных передач назначены:

i₂=1 и i₃=1/4.

Тогда передаточное отношение i₁ получается из общего минимального передаточного отношения:

, т.е. , откуд

а .

Теперь следует составить уравнения кинематического баланса для всех кинематических цепей, начиная уравнения с двух частот вращения двигателя 2050 и 500 об/мин, и рассчитать частоты вращения, получающиеся при этом на последнем валу. Отметив эти частоты, как показано на рис. 3.3, нужно проверить, осуществляется ли перекрытие частот вращения, и получаются ли максимальная и минимальная частота. Понятно, что частоты вращения, которые получаются в промежутке между максимальной и минимальной частотой вовсе не должны совпадать с какими-то стандартными частотами - ведь спроектирован бесступенчатый привод.

Определение чисел зубьев для групповой передачи в данном случае не удастся выполнять с помощью таблиц, приведенных в п. 2.11, поскольку передаточные отношения (или одно из них) не равны целой степени какого-либо стандартного знаменателя ряда. Придется воспользоваться методом наименьшего общего кратного, который описан в п. 2.11. Определение чисел зубьев в одиночных передачах, как обычно, выполняется методом подбора.

Когда определяется количество ступеней присоединяемой к двигателю коробки, то иногда приходится округлять это значение на значительную величину, например, Z=3,2 округлять до Z=4. В этом случае кроме небольшого перекрытия, обусловленного принятым коэффициентом запаса, на шкале частот вращения получается значительное перекрытие в области перехода от работы одной серии передач к другой. С этим приходится мириться.

4. Привод подачи. Особенности разработки кинематики

Движение подачи по определению - движение со скоростью, существенно меньшей, чем скорость главного движения. Поэтому в приводе подачи обычно требуется очень малое общее передаточное отношение. Кроме того, во многих случаях исполнительное звено в приводе подачи отстоит от источника движения на значительном расстоянии, что требует применения большого количества одиночных передач. Движение подачи в большинстве случаев - поступательное, в результате чего необходимо иметь в приводе механизм для преобразования вращательного движения в поступательное.

В качестве источника движения в приводе подачи может быть использован шпиндель станка (именно так устроен привод подачи в универсальных токарных и сверлильных станках, а также в некоторых других).

В ряде случаев источником движения в приводе подачи служит отдельный электродвигатель. Характерный пример такого конструктивного решения - фрезерные станки. Такое же решение используется во многих современных станках с числовым программным управлением, причем здесь в большинстве случаев используются бесступенчато регулируемые электродвигатели, соединенные с тяговым устройством только с помощью одиночных передач без каких-либо коробок подач.

Ниже рассмотрена разработка кинематики ступенчато регулируемого привода подачи.

При обосновании технической характеристики станка определяются величины максимальной и минимальной подачи: S_max и S_min. Выбрав величину знаменателя ступенчатого ряда f, можно рассчитать требуемое количество ступеней подач:

 и (4.1)

Определенное по зависимости 4.1 значение Z следует округлить до ближайшей большей величины. Значения величин подач берутся из стандартного ряда с выбранной величиной знаменателя f из табл. 2.1.

Далее точно так же, как и при разработке привода главного движения, следует выбрать формулу структуры и изобразить структурную сетку привода, после чего оценить величины диапазонов регулирования групповых передач. Точно так же, как было показано в разделе 2, в приводе подачи можно применять частичное перекрытие ступеней или сложенную структуру.

Затем, прежде чем изображать график частот вращения, следует разработать первый вариант кинематической схемы привода подачи и принять решение, какой механизм будет использован для преобразования вращательного движения в поступательное.

На рис. 4.1 изображена упрощенная кинематическая схема привода подачи токарного станка, в котором источником движения привода считается шпиндель станка, а механизм для преобразования вращательного движения в поступательное - зубчатое колесо-рейка.

На рис 4.2 показана также упрощенная кинематическая схема привода продольной подачи фрезерного станка, в котором источником движения является отдельный электродвигатель, а механизм для преобразования вращательного движения в поступательное - ходовой винт-гайка.

В этих схемах последний вал привода в механизме для преобразования вращательного движения в поступательное называется “тяговым валом”. Перемещение исполнительного звена (суппорта, стола) на один оборот тягового вала называется шагом тягового вала и обозначается буквой р. Например, для ходового винта шаг тягового вала равен шагу ходового винта (точнее - ходу винта): р=р_хв. Для передачи зубчатое колесо-рейка шагом тягового вала будет длина делительной окружности реечного колеса:

Общее передаточное отношение привода подачи напрямую зависит от величины шага тягового вала. Поэтому прежде, чем разрабатывать график частот вращения привода подачи, необходимо назначить величину шага тягового вала. Эта величина зависит от нагрузки на тяговый вал.

При расчете технических характеристик станка определяется наибольшее тяговое усилие подачи Q_max. Это усилие и является наибольшей возможной осевой нагрузкой на ходовом винте или наибольшим возможным окружным усилием на зубчатом колесе. Необходимо выполнить хотя бы ориентировочный расчет передачи на прочность. Проще всего выполнять проверочные расчеты, приняв размеры передачи такими, как у описанных в литературе станков аналогичного типа и размера. Эти же данные можно взять из паспортов станков или из подробных каталогов.

Если в качестве тягового устройства в приводе принята передача ходовой винт-гайка, то при расчете передачи определяют среднее давление на рабочей поверхности резьбы:

,

где Q_max - наибольшее тяговое усилие в передаче, Н;

p - шаг (ход) ходового винта, мм;

l - длина гайки, мм;

d - средний диаметр витка резьбы, мм;

t - рабочая высота профиля резьбы, мм;

z - число заходов.

Как уже было сказано, шаг ходового винта нужно предварительно принять по станку-аналогу.

Длину гайки не следует выбирать слишком большой, т.к. последние витки длинной гайки не работают. Длину гайки выбирают так, чтобы на ней умещалось не более 5…6 шагов.

Средний диаметр витка резьбы можно определить, задавшись наружным, т.е. номинальным диаметром резьбы d₁. Для ходового винта выбирают трапецеидальную резьбу. Наружный диаметр резьбы принимают по таблице размеров резьб из справочника по деталям машин. Для одного и того же шага в таблице можно найти несколько различных наружных диаметров. Если нет других соображений, можно взять для начала среднее значение из приведенных в таблице. В этой же таблице указано значение внутреннего диаметра гайки d₂.

Тогда средний диаметр витка можно рассчитать так:

.

А рабочая высота профиля будет:

.

Число заходов резьбы у ходовых винтов, как правило, выбирают z=1.

Допускаемое удельное давление на витках резьбы принимают, обычно, небольшим - из условия “невыдавливания смазки”. В первом приближении для стального ходового винта и бронзовой гайки можно принять

[q]=12 МПа - в станках с передачей невысокой точности, например, фрезерных;

[q]=5 МПа - для токарно-винторезных станков.

Для стального ходового винта и гайки, изготовленной из чугуна:

[q]=2 МПа.

Если после расчета значение действующего удельного давления получилось больше допускаемого, следует увеличить размеры передачи и согласовать эти изменения с руководителем, после чего повторить расчет.

Если значение действующего удельного давления получилось существенно меньше допускаемого, следует изменить размеры передачи в меньшую сторону, а затем проверить удельное давление новым расчетом.

Позднее в процессе дальнейшего проектирования при подробной проработке конструкции нужно будет выполнить более подробные и точные расчеты передачи винт-гайка, используя соответствующую справочную литературу, после чего, при необходимости, уточнить параметры передачи.

Если в качестве тягового устройства в приводе принята передача зубчатое колесо-рейка, то следует выполнить хотя бы ориентировочный проверочный расчет передачи по допускаемым напряжениям изгиба и контактным напряжениям. В принципе, для расчета лучше всего воспользоваться литературой по расчету деталей машин, но для очень приблизительной оценки прочности подойдут следующие формулы:

напряжения изгиба

, МПа;

контактные напряжения

, МПа;

где

b - угол наклона зуба. В передаче колесо-рейка, применяемой в приводе подачи, практически всегда используется прямозубые колесо и рейка;

М - крутящий момент на зубчатом колесе, Нм. Момент определяется с учетом максимального тягового усилия и принятых перед расчетом размерах передачи:

(полученный в Нмм результат переводится в Нм);

m - модуль передачи, мм, принятый по станку-аналогу или из других соображений;

b - ширина венца, мм. Можно принимать b=(8…12)m;

z - число зубьев реечного колеса. Принимается по станку-аналогу или из других соображений;

y - коэффициент формы зуба. Зависит от числа зубьев зубчатого колеса, но меняется в очень небольших пределах. Так для z=14 y=0,088, а для рейки () y=0,154. Поэтому можно при предварительных расчетах принять ориентировочно у=0,1;

k_v - скоростной коэффициент. Поскольку в приводах подачи практически всегда окружная скорость на зубчатом колесе м/с, то k_v=1.

Полученные значения напряжений следует сравнить с допускаемыми величинами. Ориентировочные величины допускаемых напряжений и другие прочностные характеристики для некоторых марок сталей приведены в таблице 4.1. Более подробные данные можно найти в литературе по расчету деталей машин. Необходимо, однако, иметь в виду, что если данные по характеристикам материалов берутся из какой-либо литературы, то и формулы для расчета и все коэффициенты следует брать из той же книги, поскольку во многих случаях в разных книгах используются разные методики расчета.

Таблица 4.1

Характеристики материалов для расчета передачи колесо-рейка

Марка стали	Термо-обработка	Предел прочности и выносливости	Допускаемые напряжения
		sв, МПа	s-1, МПа	Твердость	[sи], МПа	[sк], МПа
					Для m6	Для m=7-10	Для m=12-13
45	Нормали-зация	600-700	250-340	НВ 170-217	140	135	130	500
	Улучшение	750-900	320-400	НВ 220-250	180	170	165	600
	Закалка	1000	400-500	HRCэ 38-48	260	250	240	1000
40Х	Улучшение	800-1000	360-480	НВ 230-260	220	210	200	650
	Закалка	1500-1650	550-650	HRCэ 45-50	380	360	350	1350
20Х	Цементация закалка	800	480-560	HRCэ 56-62	320	300	280	1650
18ХГТ	Цементация закалка	1100-1300	500-600	Поверхность HRCэ 56-62; сердцевина HRCэ 33	400	380	350	1750
12ХН3А	Цементация закалка	900	500-600	HRCэ 56-62	350	330	300	1700

Следует сравнить расчетные напряжения и допускаемые и, при необходимости откорректировать величины параметров передачи, после чего повторить расчет.

Если расчет выполнялся не по литературе, а по приведенному здесь методу, дающему очень приблизительные результаты, то в дальнейшем при подробной проработке конструкции узла следует провести уточненные расчеты.

Итак, выполнив предварительные расчеты, можно получить величину шага тягового вала. Затем можно определить наименьшее передаточное отношение привода подачи. Оно получается путем решения общего уравнения кинематического баланса. Для привода подачи, который заимствует движение от шпинделя станка и в котором, следовательно, подача имеет размерность мм/об шпинделя (см. рис.4.1), это уравнение выглядит так:

где - наименьшее передаточное отношение от шпинделя до тягового вала;

S_min - минимальная подача.

Отсюда наименьшее общее передаточное отношение привода подачи

.

Для привода, в котором источником движения является отдельный электродвигатель (см. рис.4.2), уравнение кинематического баланса для наименьшей подачи будет:

Для этого случая наименьшее общее передаточное отношение привода от электродвигателя до тягового вала будет:

.

Пример возможного варианта графика частот вращения для привода подачи, показанного на рис. 4.1, приведен на рис. 4.3.

Для того, чтобы построить график частот вращения привода подачи нужно, как сказано выше, вначале выполнить структурную сетку. Затем надо подготовить сетку-основу для графика. Число вертикальных линий, как и полагается, берут по числу валов. Количество горизонтальных линий зависит от наименьшего общего передаточного отношения привода и величины знаменателя ряда подач f. Очевидно, что число интервалов между горизонтальными линиями на графике можно определить как:

.

То есть следует взять логарифм величины, обратной наименьшему общему передаточному отношению, и разделить на логарифм знаменателя ряда f. Полученное число надо округлить до ближайшего целого. Затем к числу интервалов следует прибавить единицу, и получится количество горизонтальных линий в графике:

l=k+1

Очевидно, что если число k получилось не целым, а округление сделано в большую сторону, то точка, изображающая 1 оборот шпинделя на левой вертикальной линии должна располагаться где-то между крайней верхней и предыдущей линией.

Далее следует назначить передаточные отношения всех одиночных передач и наименьшие передаточные отношения в групповых передачах коробки подач. Можно для первого варианта назначать их такими же , как в кинематической схеме станка-аналога. В приведенном на рисунках 4.1 и 4.3 примере лучше всего назначить сначала передаточные отношения i₂, i₃, i₁₁, i_12, i₄, i₅, i₆. Следует иметь в виду, что при назначении передаточного отношения червячной передачи (если она предусмотрена в приводе) не надо придерживаться правила о наименьших допустимых величинах передаточных отношений. Червячная передача может иметь весьма малые передаточные отношения. Одно из передаточных отношений рассчитывают. В данном примере - это передаточное отношение i₁. Его находят путем решения общего уравнения кинематического баланса:

Здесь шаг тягового вала:

.

Отсюда находят оставшееся неназначенным передаточное отношение:

.

Передаточные отношения передач реверса i₇, и i₈ можно назначить после построения графика так, чтобы величины подач в прямом и обратном направлении совпадали.

Когда все передаточные отношения самой тихоходной кинематической цепи определены, их изображают на графике. Они должны приводить к наименьшей подаче. Затем остальную часть графика пристраивают к тихоходной цепи точно так же, как при построении графика частот вращения привода главного движения.

Если передаточное отношение сильно понижающей передачи, например червячной, выбрано таким маленьким, что линия изображающая его, занимает слишком много места на графике, то при вычерчивании окончательного варианта графика это место можно сократить. Для этого указанную линию изображают не в масштабе, уменьшая искусственно расстояние между ее концами и придавая линии вид зигзага, как показано на рис.4.4. Рядом указывают правильное числовое обозначение передаточного отношения или числа зубьев передачи. Это позволяет уменьшить место, занимаемое графиком, который в противном случае мог не уместиться на целой странице.

После того как все передаточные отношения на графике определены, нужно назначить числа зубьев всех передач привода.

Подобрав числа зубьев для всех передач, необходимо так же, как при разработке привода главного движения, составить уравнения кинематического баланса для всех возможных кинематических цепей привода и рассчитать получающиеся в результате величины подач. Величины подач не должны отличаться от стандартных чисел принятого ряда подач более чем на . Если отклонения превышают допускаемые, следует проверить правильность составления уравнений, а затем, возможно, пересмотреть выбор чисел зубьев в некоторых передачах так, чтобы передаточные отношения получались более точными. Этого чаще всего удается добиться, несколько увеличивая сумму зубьев в передаче

Литература

1.Проектирование металлорежущих станков и станочных систем. Справочник-учебник в 3-х томах, т.1. /Под общей ред. А.С. Проникова - М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э.Баумана; Изд-во МГТУ «СТАНКИН», 2000.

2. Кучер И. М. Металлорежущие станки .-Л.: Машиностроение, 1969.

3. Металлорежущие станки. /Под ред. Н.С. Ачеркана, в 2-х т. Т.1 . -М.: Машиностроение, 1965.

4. Металлорежущие станки. /Под ред. Н.С. Ачеркана, в 2-х т. Т.2 .-М.: Машиностроение, 1965.

5. Пуш В.Э. Конструирование металлорежущих станков. -М.: Машиностроение, 1977.

6. Проников А.С. Расчет и конструирование металлорежущих станков. -М.: Высшая школа, 1967.

7. Рабинович А.Н. и др. Коробки скоростей металлорежущих станков. -Львов: изд-во Львовского университета, 1968.

Размещено на Allbest.ru