Металлорежущие станки

1 об. шп. → t, мм.

Для цепи рабочих подач:

1об. шп. → S, мм/об.

3.Составить уравнение кинематического баланса. В од-

ной части уравнения записывают расчетное перемещение ведомого звена цепи. Другая часть является произведением расчетного перемещения ведущего звена, передаточных отношений постоянных передач и передаточного отношения органа настройки.

Например, для цепи главного движения станка с главным вращательным движением:

n об. шп. = n об дв. · iпост · iкс, мин–1,

где iпост – передаточное отношение постоянной передачи, например ременной; iкс – передаточное отношение коробки скоростей.

Для цепи рабочих подач токарно-винторезного станка:

S = 1 об. шп. · iрев · iгит · iкп · iф , мм/об.,

где iрев – передаточное отношение механизма реверса ходового винта; iгит – передаточное отношение гитары сменных колес; iкп – передаточное отношение коробки подач; iф – передаточное отношение фартука.

4.Вывести формулу настройки, решая уравнение кинема-

тического баланса относительно передаточного отношения органа настройки.

5.По формуле настройки определить передаточное от-

ношение органа настройки, в соответствии с которым и включить последний.

41

СТУПЕНЧАТОЕ РЕГУЛИРОВАНИЕ СКОРОСТЕЙ И ПОДАЧ

При ступенчатом регулировании скорости резания V и подачи S изменяются скачками по какому-либо закону. Частоты вращения валов и подачи исполнительных органов при этом имеют фиксированные значения.

При проектировании любого станка задаются предельными размерами (диаметрами) обработки и скоростями резания, определяя предельные частоты вращения шпинделей nmax и nmin. При этом

Отношение предельных частот вращения называют диапазоном регулирования привода R:

R = nmax = Vmax dmax = RV Rd ,

nmin Vmin dmin

где RV – диапазон регулирования скоростей; Rd – диапазон ре-

гулирования диаметров.

У современных станков диапазон регулирования приводов главного движения R = 100…250.

Возникает вопрос: по какому закону следует изменять частоты вращения валов шпинделей?

Поскольку частоты вращения изменяются ступенчато, оптимальная скорость резания не может быть достигнута, так как теория резания рекомендует работать на частотах, ближайших меньших к расчетному значению. Это связано с необходимостью обеспечивать заданную стойкость режущих инструментов.

42

Рис. 19. Лучевая диаграмма

Поэтому при ступенчатом регулировании имеет место потеря скорости, что не позволяет использовать режущую способность инструментов в полной мере. Это снижает производительность обработки. Оптимальным считается привод, у которого при переходе от одной частоты вращения к соседней имеет место постоянная потеря относительной производительности.

Экономически целесообразно использовать режущую способность инструментов если не в полной, то в равной мере, чтобы потеря скорости и относительная производительность были одинаковыми приработена любых частотах вращения шпинделя.

Зададимся постоянной потерей скорости V, м/мин, и построим лучевую диаграмму (рис. 19), являющуюся графическим изображением уравнения

V2 − V1 = V = const,

V = π d n . 1000

Для d1 получим:

43

Значит, чтобы иметь одинаковую потерю скорости на всех ступенях, частоты вращения шпинделей нужно изменять по геометрическому ряду. Это впервые показал русский академик А.В. Гадолин в 1876 г.

Основными параметрами ряда являются: Z – число ступеней скорости;

R – диапазон регулирования; φ – знаменатель ряда.

Они связаны зависимостью ϕ = z−1 R . Относительная потеря скорости

44

Механизмы для ступенчатого регулирования скоростей и подач

Для этой цели применяют коробки скоростей и подач (универсальные станки), гитары сменных шестерен (специализированные станки). Несмотря на большое количество различных конструкций коробок скоростей и подач, все они составлены из ограниченного числа типовых механизмов:

1. Механизм шестерен с зубчатыми (кулачковыми) муф-

тами.

2.Механизм шестерен с фрикционными муфтами.

3.Механизм с передвижными блоками колес.

4.Механизм шестерен с вытяжной шпонкой.

5.Механизм шестерен с откидным колесом (механизм Нортона).

6.Механизм шестерен со ступенями возврата.

7.Механизм корригированных колес.

Вкоробках подач используются все названные механизмы, в коробках скоростей – в основном первые три.

1.Механизм шестерен с зубчатыми муфтами (рис. 20).

Рис. 20. Механизм шестерен с зубчатой муфтой

45

Если ведущий верхний вал (механизм обратимый), то

Достоинства механизма – небольшие осевые габариты, возможность применения косозубых колес. Недостатки – нельзя переключать на ходу, работает ненагруженная передача.

2. Механизм шестерен с фрикционными муфтами

(рис. 21).

Рис. 21. Механизм шестерен с фрикционной муфтой

По аналогии с предыдущим:

Достоинства механизма – возможность переключать на ходу, использовать для предохранения от перегрузок. Недостатки – работа ненагруженной передачи, необходимость периодической регулировки муфты.

3. Механизмы с передвижными блоками зубчатых колес

(рис. 22).

46

Применяют двух-, трех- и четырехвенцовые блоки. Последние иногда разделяют для сокращения осевых габаритов, усложняя управление.

Рис. 22. Механизм с передвижным блоком

Механизм обратимый, тройной блок (например, ведущий) может занимать три рабочих положения, сообщая ведомому валу три скорости:

Длянормальнойработымеханизманеобходимытриусловия: 1. Условие зацепления. Поскольку модуль всех колес одинаков, а межцентровое расстояние А постоянно, необходимо

постоянство суммы чисел зубьев сопряженных колес Sz:

z1 + z2 = z3 + z4 = z5 + z6 = SZ = const.

47

2. Условие переключения. Заключается в том, что при переключениях блок должен занимать нейтральное положение: l ≥ 7b – для трехвенцового блока, l ≥ 4b – для двухвенцового блока, где b – ширина зубчатого колеса.

3. Условие проходимости блока. Для удобства переключе-

ния венец с наибольшим числом зубьев располагают в середине блока. При этом

z5 + z6 > z5 + z6 + 4, z5 − z3 ≥ 4.

Разность чисел зубьев соседних венцов должна быть не менее 4.

Достоинства механизма – простота и высокий КПД, так как нет ненагруженных колес, передача больших Мкр. Недостатки – отсутствие возможности переключать на ходу и применять косозубые колеса.

4. Механизм шестерен с вытяжной шпонкой (рис. 23).

Рис. 23. Механизм шестерен с вытяжной шпонкой

48

Вращаясь, зубчатое колесо 1 перемещает тягу 2 с вытяжной шпонкой 3, которая под действием пружины заскакивает в шпоночный паз выбранного колеса и закрепляет его на валу 5.

Механизм обратимый и может иметь от 3 до 5 ступеней. Он компактен, позволяет применять косозубые колеса, что важно для осуществления точных передаточных отношений, например в винторезных цепях. К недостаткам относится низкий КПД, так как работают ненагруженные передачи и имеет место малая жесткость шпоночного валика, ослабленного продольным пазом.

5. Механизм шестерен с откидным колесом (механизм Нортона).

Рис. 24. Механизм шестерен с откидным колесом

Механизм содержит конус зубчатых колес и передвижную каретку с откидным элементом, способную поворачиваться (рис. 24). Благодаря нежесткой связи между валами он обеспечивает свободный выбор чисел зубьев колес конуса и получение

49

точных передаточных отношений. Механизм обратимый, может иметь от 3 до 8 ступеней. Он не имеет ненагруженных передач, при большом числе ступеней имеет мало колес. Недостатки – неудобство или сложность переключения, недостаточная жесткость сопряжения откидного колеса с конусом, поэтому ограниченная величина Мкр.

6. Механизм шестерен со ступенями возврата.

Рис. 25. Механизм шестерен со ступенями возврата

Механизм (рис. 25) состоит из нескольких одинаковых двойных блоков, которые, за исключением первого, свободно сидят на валах, и передвижной шестерни или каретки.

50