Студопедия Главная Случайная страница Обратная связь

Разделы: Автомобили Астрономия Биология География Дом и сад Другие языки Другое Информатика История Культура Литература Логика Математика Медицина Металлургия Механика Образование Охрана труда Педагогика Политика Право Психология Религия Риторика Социология Спорт Строительство Технология Туризм Физика Философия Финансы Химия Черчение Экология Экономика Электроника

КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ КОРОБОК СКОРОСТЕЙ




Для кинематических расчетов коробок скоростей в станкостроении приме­няются два метода: аналитический и графоаналитический. Оба метода позволяют находить величины передаточных отношений передач, входящих в коробку скоро­стей. Однако, как правило, используют только графоаналитический метод. Досто­инством его является то, что он позволяет более быстро находить возможные вари­анты решения, дает большую наглядность (что облегчает сравнение вариантов).

При графоаналитическом методе последовательно строят структурную сетку и график (картину) частоты вращения.

Структурная сетка дает ясное представление о структуре привода станка. По структурной сетке легко прослеживаются связи между передаточными отноше­ниями групповых передач (групповой передачей называется совокупность передач между двумя последовательными валами коробки скоростей); однако сетка не дает конкретных значений этих величин. Она наглядно характеризует ряд структур при­водов в общей форме. Структурная сетка содержит следующие данные о приводе: число групп передач, число передач в каждой группе, относительный порядок кон­структивного расположения групп вдоль цепи передач, порядок кинематического включения групп (т.е. их характеристики и связь между передаточными отноше­ниями), диапазон регулирования групповых передач и всего привода, число ступе­ней скорости вращения ведущего и ведомого валов групповой передачи.

График (картина) частоты вращения позволяет определить конкретные ве­личины передаточных отношений всех передач привода и частоты вращения всех его валов. Он строится в соответствии с кинематической схемой привода.

При разработке кинематической схемы коробки скоростей станка с враща­тельным главным движением должны быть известны число ступеней частоты вра­щения шпинделя z, знаменатель геометрического ряда ф, частоты вращения шпин­деля от п\ до nz и частота вращения электродвигателя пэд.

Число ступеней частоты вращения шпинделя z при настройке последова­тельно включен­ными групповыми передачами (в мно­говаловых короб­ках) равно произ­ведению числа пе­редач в каждой группе, т.е. z=papbPc---Pk-На­пример, для приво­да, показанного на рисунке 9, z= рарьрс=3-2-2=12.

При заданном (или выбранном) числе ступеней ря­да частоты враще-


ния шпинделя z число групп передач, число передач в каждой группе и порядок расположения групп можно выбирать различными. Этот выбор в основном и опре­деляет кинематику и конструкцию коробки скоростей.

Для наиболее часто применяемых значений z могут быть использованы сле­дующие конструктивные варианты:

 
 


В станках с изменением частоты вращения шпинделя по геометрическому ряду передаточные отношения передач в группах образуют геометрический ряд с знаменателем фх, где х - целое число, которое называется характеристикой груп­пы. Характеристика группы равна числу ступеней скорости совокупности группо­вых передач, кинематически предшествующих данной группе. Общее уравнение настройки групповых передач имеет следующий вид:

Для последовательного получения всех частот вращения шпинделя сначала переключают передачи одной группы, затем другой и т.д. Если в коробке скоро­стей, показанной на рисунке 9, использовать с этой целью передачи группы а, за­тем группы сив последнюю очередь группы Ь, то соответственно этому порядку переключений группа а будет основной, группа с - первой переборной, группа b -второй переборной. Коробка скоростей может иметь и большее число переборных групп. Для основной группы передач характеристика хо=1; для первой переборной группы xi=pi; для второй переборной группы x2-pip2 и т.д., где piH p2 - соответст­венно числа передач основной и первой переборной групп.

Для конструктивного варианта привода, показанного на рисунке 9, и приня­того порядка переключений скоростей можно записать структурную формулу 7=3(1)2(6)2(3). В формуле цифрами в скобках обозначены характеристики групп. Основной и различными поп номеру переборными группами может быть любая другая группа передач в приводе, поэтому наряду с конструктивными вариантами привода возможны также различные его кинематические варианты.

Во избежание чрезмерно больших диаметров зубчатых колес в коробках ско­ростей, а также в целях нормальной их работы практикой установлены следующие предельные передаточные отношения между валами при прямозубом зацеплении:

 

Отношение -^- имеет наибольшую величину для последней переборной

 

отсюда наибольший диапазон регулирования групповой передачи будет


группы привода. Следовательно, для коробок скоростей

 


где xmax - наибольший показатель для последней переборной группы; р - число пе­редач в этой группе.

Для графического изображения частот вращения шпинделя станка обычно используют логарифмическую шкалу чисел. С этой целью геометрический ряд час­тот вращения

Таким образом, если откладывать на прямой линии последовательные значе­ния логарифмов частот вращения пь п2, п3, ..., nz, то интервалы между ними будут постоянны и равны lg ф.

Рассмотрим построение структурной сетки и графика частоты вращения для коробки скоростей, кинематическая схема которой показана на рисунке 10, а.


 

Для принятого конструктивного варианта привода возможны два варианта структурной формулы: z=6=3(l)-2(3) и z=6=3(2)-2(l). В первом случае основной группой будет первая в конструктивном отношении группа передач, а первой пе­реборной - вторая группа передач; для второго случая - наоборот.

На рисунке 10, б, в показаны структурные сетки для приведенных формул структуры привода. Они построены следующим образом. На равном расстоянии друг от друга проводят вертикальные линии, число которых должно быть на еди­ницу больше, чем число групповых передач. Также проводят ряд горизонтальных параллельных прямых с интервалом, равным lg ф (число горизонтальных прямых равно числу ступеней z частоты вращения шпинделя). На середине первой слева вертикальной линии наносят точку О, из которой симметрично в соответствии с числом передач в группах по заданной структурной формуле проводят лучи, со­единяющие точки на вертикальных линиях. Расстояния между соседними лучами должны быть равны X; lg ф, где X; — характеристика соответствующей группы.

Оптимальный вариант структурной сетки выбирают следующих выражений. Выше отмечалось, что независимо от порядка переключений групповых передач диапазон регулирования последней переборной группы является наибольшим. По­этому следует определить диапазоны регулирования последних переборных групп для всех вариантов структурных сеток (при выбранном значении ф) и исключить из дальнейшего рассмотрения варианты, не удовлетворяющие условию

Для варианта, показанного на рисунке 10, б, хтах=3, а для варианта, показан­ного на рисунке 10, в, хтах=2. Вариант б подходит для всех значений ф, так как 2(2" 1)3=8; вариант в удовлетворяет всем значениям ф за исключением ф=1,78 и ф=2 по­скольку 1,78(3"1>2>8 и 2(3'1}'2>8.

На рисунке 10, г, д показаны построенные для обоих вариантов структурных сеток графики частоты вращения при 0=1,26, ni=160 об/мин, п6=500 об/мин и п=1000 об/мин.

Графики частоты вращения строят в следующей последовательности: на равном расстоянии друг от друга проводят вертикальные линии, число которых равно числу валов коробки; на равном расстоянии друг от друга с интервалами lg ф проводят горизонтальные линии, которым присваивают (снизу вверх) порядковые частоты вращения, начиная с п\. Луч, проведенный между вертикальными линия­ми, обозначает передачу между двумя валами с передаточным отношением 1=фт, где т - число интервалов lg ф, перекрытых лучом. При горизонтальном положении луча 1=1, при луче, направленном вверх, i>l, а вниз i<l.

Для разбираемого примера (ф=1,26) с учетом особенностей отдельных пере­дач и значений предельных передаточных отношений

строим (для каждого варианта) сначала цепь передач для снижения частоты вра­щения от п=1000 до ni=160 об/мин. Наиболее целесообразно при этом разбить об­щее передаточное отношение этой цепи так, чтобы сохранить более высокими час­тоты вращения промежуточных валов. В этом случае размеры коробки уменьша­ются. Дальнейшее построение ведем, используя принятые варианты структурных сеток. Построенный график частоты вращения позволяет определить передаточное отношение всех передач коробки.


По найденным передаточным отношениям определяют числа зубьев зубча­тых колес. Следует иметь в виду, что в станкостроении межосевые расстояния, суммы чисел зубьев сопряженных колес, числа зубьев червячных колес и модули нормализованы. При постоянном расстоянии между осями ведущего и ведомого валов и одинаковом модуле колес группы передач сумма чисел зубьев каждой па­ры зубчатых колес является постоянной величиной, т.е.

Передаточные отношения пар зубчатых колес, находящихся в зацеплении:

и т.д. Из уравнений следует

 

По этим формулам находятся числа зубьев колес группы по заданной ^]z. Передаточные отношения ib 12и т.д. определяют из графика частоты вращения.


Коробки подач предназначены для получения требуемых величин подач и сил подачи при обработке на станке различных деталей. Коробка подач в большин­стве случаев заимствует движение от шпинделя станка или приводится в движение


от отдельного электродвигателя. Значения подач должны обеспечивать требуемую шероховатость поверхности, а также высокую стойкость инструмента и произво­дительность станка. Подачи в общем случае должны располагаться в геометриче­ской прогрессии.

Изменение величины подачи можно производить различными способами: с помощью механизмов с зубчатыми передачами и без применения зубчатых передач (например, электрическим и гидравлическим путем, храповым и кулачково-рычажным механизмами и т.д.).

Коробки подач с зубчатыми передачами бывают: а) со сменными зубчатыми колесами, с постоянным расстоянием между осями валов; б) с передвижными бло­ками зубчатых колес; в) со встречными ступенчатыми конусами колес и вытяжны­ми шпонками; г) нортоновские; д) в форме гитар сменных зубчатых колес; е) с ме­ханизмами типа Меандра.

Для получения большого количества величин подач коробки часто конструи­руют, используя сразу несколько из перечисленных механизмов.

Коробки подач со сменными зубчатыми колесами(с постоянным расстоя­нием между осями валов) находят применение в станках для крупносерийного производства при редкой настройке. В частности, такие коробки встречаются в ав­томатах, полуавтоматах, операционных и специальных станках. Конструкции ко­робок подач, состоящих из одних лишь сменных зубчатых колес, очень просты и не отличаются от обычных коробок скоростей.

Коробки подач с передвижными блоками зубчатых колесшироко приме­няют в универсальных станках. Они позволяют передавать большие крутящие мо­менты и работать с большими скоростями. К недостатку коробок подач этого типа относится невозможность использования в них косозубых колес. По конструкции коробки подач с передвижными зубчатыми колесами аналогичны соответствую­щим коробкам скоростей.

Коробка подач со встречными ступенчатыми контурами колес и вы­тяжной шпонкойна четыре различных передаточных отношения (вообще число передач в таких коробках может достигать 8-10 в одной группе) показана на ри­сунке 11, а, передача движения в ней осуществляется через пару зубчатых колес

. Механизмы с вытяжными шпонками обычно используют в качестве основной

группы передач коробки подач. В механизме с вытяжной шпонкой (рисунок 11, б) на верхнем ведущем валу жестко закреплены на шпонке зубчатые колеса zb z3, z5 и z7, которые находятся в постоянном зацеплении соответственно с зубчатыми коле­сами z2, z4, z6 и z8. Одно из зубчатых колес, расположенных на ведомом валу, по­средством вытяжной шпонки может быть жестко связано с валом, и тогда враще­ние валу передается через это колесо. При этом остальные зубчатые колеса враща­ются вхолостую. Во избежание одновременного включения двух ведомых зубча­тых колес механизм имеет специальные разделительные кольца 1.

Недостатком этого механизма является то, что зубчатые колеса ведомого ва­ла независимо от того, передают они крутящий момент или нет, постоянно враща­ются, что ускоряет их износ и требует дополнительной затраты мощности. К не­достаткам относятся также возможность перекоса вытяжной шпонки, малая жест­кость шпоночного валика, ослабленного продольным пазом, вращение колес с чрезмерно большой скоростью, если шпоночный валик работает как ведущий и др. Коробки подач с вытяжными шпонками применяют в небольших, а иногда и в средних по размеру сверлильных и токарно-револьверных станках.


Механизм Нортонапоказан на рисунке 11, в. Этот механизм позволяет по­лучить арифметический ряд подач, необходимый при нарезании стандартных резьб; поэтому его широко применяют в коробках подач токарно-винторезных станков. Его достоинствами являются малые размеры вдоль оси и возможность свободного выбора передаточных отношений независимо от межцентрового рас­стояния. Он позволяет получить при небольших размерах большое количество пе­редаточных отношений, необходимых для нарезания разных резьб с различным шагом.

На ведущий вал I свободно надет рычаг 1, с помощью которого зубчатое ко­лесо zb находящееся постоянно в зацеплении с колесом z2, перемещается вдоль ва­ла. Накидывая колесо z2 на одно из колес ведомого зубчатого конуса, получают соответствующее передаточное отношение. В нашем примере механизм типа Нор­тона имеет 4 передаточных отношения:

Существуют нортоновские передачи, у которых число передаточных отно­шений достигает 10-12 при приемлемых осевых размерах коробки. Ведущим зве­ном может быть и зубчатый конус, т.е. передача является обратимой.

Коробки подач в форме гитар сменных зубчатых колес(рисунок 11, г). Гитарой называется устройство, обеспечивающее надлежащее сцепление сменных зубчатых колес. Гитары сменных колес дают возможность настраивать подачу с любой степенью точности. Они позволяют применять передаточные отношения до imin=1/8. Гитары бывают двухпарные и трехпарные. В основном в станках встреча­ются двухпарные гитары, лишь в редких случаях, когда необходимы особенно ма­лые передаточные отношения, используют трехпарную гитару. Каждую гитару снабжают определенным комплектом сменных зубчатых колес. Например, для то­карно-винторезных станков рекомендуется комплект сменных зубчатых колес из z=20, 24, 25, 28, 30, 32, 36, 40, 44, 45, 48, 50, 55, 60, 65, 68, 70, 71, 75, 76, 80, 85, 90, 95, 100, 110, ИЗ, 120, 127.

На рисунке 20, г показана схема двухпарной гитары. Расстояние А между ве­дущим валом 1 (колеса а) и ведомым 2 (колеса d) является неизменным. На ведо­мом валу свободно посажен приклон гитары 3. В приклоне имеются радиальный и дуговой пазы. В радиальном пазу крепят ось 4 колес b и с. Перемещая ось вдоль паза, можно менять расстояние В между колесами сие. Вследствие наличия дуго­вого паза в приклоне имеется возможность изменять расстояние С между колесами а и Ь, поворачивая приклон на валу 2. В требуемом положении приклон закрепляют болтом 5.

Механизм Меандра(рисунок 11, д) состоит из трехпарных зубчатых колес. Колеса z\ и z2 жестко закреплены на ведущем валу, a z3, z4, z5 и z6 свободно враща­ются на промежуточном валу. Зубчатое колесо z7 является накидным и всегда на­ходится в зацеплении с передвижным колесом z8. переключение производится ры­чагом 1. показанный механизм дает 4 передаточных отношения:

Подобные механизмы могут быть и с большим количеством передаточных отношений. Числа зубьев колес механизма подбирают так, чтобы







Дата добавления: 2015-09-07; просмотров: 6684. Нарушение авторских прав


Рекомендуемые страницы:


Studopedia.info - Студопедия - 2014-2020 год . (0.006 сек.) русская версия | украинская версия