7.11 Определение передаточных отношений и передаточных чисел

Для подбора числа зубьев колес используется табличный метод, поэтому для понижающих передач определяются передаточные числа, а для повышающих – передаточные отношения:

где – передаточное отношение j-й передачи.

В формуле знак «+» используется для повышающих, а «–» для понижающих передач. Из графика частот следует (рисунок 7.2), что

m₁ = –3,6; m₂ = –3; m₃ = –2; m₄ = –1 ; m₅ = 0; m₆ = 1; m₇ = 1; m₈ = –3, и соответственно передаточные отношения будут:

Передаточные числа передач привода определяются по формуле:

где – передаточное числоj-й передачи.

7.12 Подбор чисел зубьев зубчатых колес

Для первой постоянной передачи выполняется аналитический расчет чисел зубьев колес, например при сумме зубьев , по формуле:

где – передаточное отношение первой постоянной передачи:

–число зубьев зубчатых колес;

–суммарное число зубьев постоянной передачи:

.

Принимаются числа зубьев z₁ = 18 и z₂ = 83.

Для групповых передач используется табличный метод, при этом для понижающей передачи подбирается число зубьев шестерни, т. е. ведущего колеса, а число зубьев ведомого рассчитывается. Для повышающей передачи подбирается число зубьев ведомого колеса, а число зубьев ведущего рассчитывается. Суммы зубьев постоянных и групповых передач выбираются так, чтобы они постепенно увеличивались или в крайнем случае были равны, т. е. ΣZ₁ ≤ ΣZ₂≤ ΣZ₃.

Сумма чисел зубьев групповых передач выбирается предпочтительно в диапазоне ΣZ_j = 70–100. В связи с тем что каждая последующая групповая передача должна иметь большую сумму зубьев, чем предыдущая, для групповых передач могут быть выбраны, например, следующие суммы зубьев, удовлетворяющие передаточным числам:

ΣZ₂ = 99 ≤ ΣZ₃ = 99 ≤ ΣZ₄ = 99.

Для групповых передач выполняется табличный подбор чисел

зубьев колес по ΣZ_j, u_j и i_j :

ΣZ₂= 99: u₂ = 4;  z₃ = 20; z₄ = ΣZ₂ – z₃ = 99 – 20 = 79;

u₃ = 2,5;   z₅ = 28; z₆ = ΣZ₂ – z₅ = 99 – 28 = 71;

u₄ = 1,58; z₇ = 38; z₈ = ΣZ₂ – z₇ = 99 – 38 = 61;

u₅ = 1; z₉ = 50; z₁₀ = ΣZ₂ – z₉ = 99 – 50 = 49.

ΣZ₃= 99: u₆ = 4; z₁₁ = 20; z₁₂ = ΣZ₃ – z₁₁ = 99 – 20 = 79;

i₇ = 1,58; z₁₄ = 38; z₁₃ = ΣZ₃ – z₁₄ = 99 – 38 = 61.

ΣZ₄= 85: u₈ = 4; z₁₅ = 20; z₁₆ = ΣZ₄ – z₁₆ = 99 – 20 = 79.

7.13 Разработка кинематической схемы главного привода со ступенчатым регулированием

При разработке кинематической схемы главного привода применяется оптимальное расположение групповых передач с целью уменьшения размеров и исключения одновременного зацепления двух колес блока с колесами соседнего вала при переключении. Так, рабочие зоны передвижных блоков z₇–z₈ и z₁₂–z₁₄ располагаются друг наддругом, благодаря чему уменьшаются габаритные осевые размеры привода.

Главный привод (рисунок 7.3) имеет электродвигатель М, от которого через муфту с упругим элементом вращение передается на вал I коробки скоростей и через постоянную зубчатую передачу z₁–z₂ (18/83) –

на вал II, а через два жестко зафиксированных зубчатых колеса z₃–z₄ (20/79), z₅–z₆ (28/71), и подвижный двойной блок и зубчатые колеса z₇–z₈

(38/61) и z₉–z₁₀ (50/49) – на вал III. Далее через двойной подвижный двухступенчатый блок и зубчатые передачи z₁₁–z₁₂ (20/79) и z₁₃–z₁₄ (61/38), вращение передается на вал IV, и через постоянную зубчатую передачу z₁₅–z₁₆ (20/79) на вал шпинделя, который получает 8 различных частот вращения.

Рисунок 7.3 – Кинематическая схема главного привода токарно-затыловочного станка

Конечные звенья: электродвигатель М (N_э = 4 кВт, n_э = 2850 мин^-1) – шпиндель передней бабки.

Уравнение кинематического баланса:

где – передаточные отношения передач коробки скоростей.

где – частота вращения электродвигателя М,мин^-1: = 2850 мин^-1;

:

Из уравнения кинематического баланса рассчитывается частота вращения шпинделя = 9; 15; 23; 37; 57; 96; 143; 211 и округляются до ряда предпочтительных чисел 10, 16, 25, 40, 63, 100, 160, 250 мин^-1.