книги / Металлорежущие станки Краткий курс

Скорость качания конца кулисы

vк АО’

аискомая скорость движения ползуна

v— vKcosp.

Подставляя значения vKи иг из равенств (26) и (27), получим

v Ql		а
V = ^Q cos a-cos р.
В крайнем положении угол а =		90° и,	следовательно, и = 0.
В среднем положении во время рабочего хода
а = (J = 0’, АО —> А<£) = а			Л.
Следовательно,
у -	V°lD.		(28)
	а +	R
При обратном ходе ползуна
v —	V 0l	.	(29)
	"
	a —	R

График изменения скорости ползуна на протяжении хода по­ казан на рис. 38.

§ 2. р е е ч н ы й п ри во д

Кинематика реечного привода. Реечные приводы главного движения различают по способам преобразования вращательного движения ведущих звеньев привода в прямолинейное движение стола, реверсирования движения стола и регулирования скорости его перемещения.

Столы 5 (рис. 39, а, б), как правило, получают перемещение при помощи реечной пары 5—4, состоящей из прямозубой или косозубой рейки, привернутой к столу, и находящегося с нею в зацеплении реечного колеса (рис. 39, а) или червяка (рис. 39, б). Стол реверсируют одним из двух способов: реверсированием вала электродвигателя (рис. 39, б) или специальной реверсивной муфтой М (рис. 39, а). Скорость перемещения стола регулируют изме­ нением скорости вращения вала электродвигателя (рис. 39, б) или с помощью ступенчатых коробок скоростей (рис. 39, а).

На рис. 39, а представлена схема привода главного движения продольно-строгального станка. Реечное колесо 5 получает враще­ ние от четырехступенчатой коробки скоростей. Блок 1 зубчатых

колес и колесо 2 коробки скоростей свободно насажены на вал и 0 Ра~ щаются в разных направлениях. Во время рабочего хода двусто~ ронняя электромагнитная муфта связывает блок 1 с валом, всЛеД~ ствие чего вращение от него передается по цепи зубчатых к0 лес валу реечного колеса. Реверсирование осуществляется переклю­ чением муфты М , в результате чего в рабочем состоянии ок^зьь

*)	Рис. 39. Кинематические
	схемы реечного привода

вается зубчатое колесо 2 , передающее вращение валу в обратном направлении.

Допустим, что на станке необходимо осуществить z рабочих скоростей движения стола (скоростей резания) v2l , иг м/мин со знаменателем ряда ф. Скорость движения рейки (стола):

для передачи с реечным колесом

vK= z\mKzKnPK м/мин,

где тк, zK, nph — соответственно модуль, число зубьев и число оборотов в минуту реечного колеса;

для передачи с червяком

_	л тч/елЧк cos Р	м/мин.
1 ) 4 cos (а — Р)
Здесь т ,к , Пп — соответственно модуль, число			заходов и число
оборотов в минуту червяка;			и	направлением
а — угол	между осью	червяка
движения стола (см. рис. 39,				б);

Р — угол подъема витков червяка.

Из указанных уравнений можно определить требуемое число оборотов реечного колеса или червяка.

В общем виде ряд чисел оборотов реечного колеса или червяка будет представлен следующим образом:

п1= Си1; пг= Сиг\

п2 = Си2.

Число ступеней скорости в современных продольно-строгаль­

ных станках равно 4—6 .	червяка
Необходимое число оборотов реечного колеса или
при осуществлении обратного хода
n0 = Cv0.
Скорость обратного хода стола принимают исходя из соотноше­
ния ^ = 1,5-5-2 и устанавливают ее в пределах до 75	м/мин.
Vp

Динамика реечного привода. При движении во время рабочего хода стол преодолевает составляющую Рг силы резания и силу трения стола в направляющих. Величина тягового усилия (в н)

	PP=P* + (Py + Qc + Q3)f,	(30)
где	Ру — составляющая силы резания, направленная перпен­
Qc.,	дикулярно плоскости стола, в н\	в н\
	Qa — вес стола и установленной на нем заготовки
	/ — приведенный коэффициент трения в направляющих *.

При реверсировании стола имеют место два вида сопротивле­ ний: сила инерции движущихся масс при разгоне стола и сила трения в направляющих.

Сила инерции массы стола и заготовки

Ри = тса = тс^ н .

* Без учета изменения его в зависимости от скорости движения стола.

Здесь, кроме известных обозначений:

тс — масса стола с установленной на нем заготовкой к «г;

а— ускорение при разгоне стола (принимают линейном) в

м/сек 2;

v0 — скорость

обратного

хода

в м/миН;

остановку в

t — полное время

реверсирования

(кремя на

конце рабочего

хода и разгон в Начале холостого хода)

в сек.

Сила инерции вращающихся масс привода

ргг _

270е0

210

' С0р __ 210

^2jin0

4 /0v0

и

m p z p “ m v z v

t

rripZp

6Q/

60m ^ z ^ t

’

где

IQ— момент инерции вращающихся во время обратного

хода масс привода, приведенных к валу реечного

колеса,

в

кг*мг\

и

ускорение того

же вала в

со0 и е0 — угловая

скорость

рад/сек и

рад/сек 2;

тр и 2р — модуль

(в

м) и число зубьев реечного колеса.

Полная величина сил

инерции

Сила трения

во

время

обратного

хода

^ 0

=

(<?с +

<?3) /

Следовательно,

тяговое

усилие

обратного

хода

В качестве расчетного для определения несущей способности деталей привода и его мощности следует принять большее из тя­ говых усилий, определяемых по уравнениям (30) и (31).

Глава VI

ПРИВОД МЕХАНИЗМОВ ПОДАЧ

В зависимости от назначения станков и методов формообразо­ вания поверхностей механизмы подачи осуществляют прямоли­ нейные или круговые перемещения исполнительных органов. В отличие от приводов главного движения приводы подачи явля­ ются тихоходными с большой степенью редукции. Вследствие этого кинематическая структура привода содержит не только мно­ жительные механизмы (множительная часть структуры), но и оди­ ночные передачи. Резьбонарезные, обкаточные и делительные кине­ матические цепи отличаются высокой точностью их передаточных отношений.

§ 1. КИНЕМАТИКА ПРИВОДА ПОДАЧ

Начальные звенья кинематических цепей подач, как правило, имеют вращательное движение с зависимым (рис. 40, а) или неза­ висимым (рис. 41) приводом. В первом случае начальные звенья механизмов получают вращение от шпинделя станка (от вала / через передачу 1—2 и т. д.), следовательно, движение конечного звена кинематически связано с механизмом главного движения. Во втором случае привод вращения осуществляется от отдельного электродвигателя и является независимым от привода главного движения.

На рис. 40, а показана кинематическая схема механизма по­ дачи сверлильного станка. От шпинделя I через цепь зубчатых колес 1—2, 3—4 и девятиступенчатую коробку подач вращение передается реечному колесу 19. Оно находится в зацеплении с рей­ кой 20, закрепленной на пиноли (гильзе). При вращении колеса пиноль получает вертикальное перемещение вместе со шпинделем I.

Допустим, что необходимо осуществить геометрический ряд подач s2, s3, ... , sz мм!об со знаменателем ряда ф. Кинематический расчет в таких случаях проще разбить на два этапа: определить передаточные отношения зубчатых колес множительной части привода, а затем постоянных передач (1—2, 3—4, 17—18).

S )

Рис. 40. Кинематическая схема привода подачи сверлильного станка

Расчет коробок подач производится аналогично расчету коро­ бок скоростей. На рис. 40, б показав график подач множительной части привода. Точки s! — sQусловно обозначают числа оборотов вала V, соответствующие подачам s, — s9 шпинделя /.

Передаточное отношение постоянных передач определяют из уравнения кинематического баланса, составленного для любого значения подачи. Пусть s9 = smax. Это соответствует наибольшему

передаточному отношению		iKn коробки подачикп = — •*-).
Согласно уравнению (9) можем написать
1оГ’	i ^ - Jlm iez ie := S m ax ММ/об.
Отсюда искомое передаточное отношение
г\	2з	^ 1 7 _	Smax
22	z4	Zl 8	f tf f ll9 z l 9Z*K7l

На рис. 41 представлена кинематическая схема привода по­ дачи фрезерного станка. Продольная и поперечная подачи сто­ лов, вертикальное перемещение консоли осуществляются при помощи ходовых винтов и гаек. Кинематические цепи, приводящие в движение их ведущие звенья, состоят из группы зубчатых колес и коробки подач со сложенной структурой.

Подача столов измеряется в мм/мин. Пусть наибольшая вели­ чина продольной подачи snpy поперечной sno и вертикальной se мм/мин наибольшее значение передаточного отношения коробки

подачи iкп = —

.

На

основании

выражения (5) уравнение

210

21в

кинематического баланса для цепи продольной подачи

2i

ч .

£20 , ^23

. Ч ъ . Чв . ^33

. ^ЗБ /^х / х

= S

мм/мин;

эд z2’ z4 ■

2 22 224

2 26 2 31

234

230 “

1

для поперечной подачи

п

ч

Ч £

22 0 . 223 ш22Б [

226

231

&X I*XI

= $„0

мм/мин;

эд

24

кп

Z22 224 22в

231

232

2 2

для вертикального перемещения консоли

п

Ь ,ZJ

1

— . 1?»

5м &XIIfXII = se мм/мин.

г4 ’ г*

222 224

22б 228

230

Из этих уравнений можно определить передаточные отношения передач. Ускоренное перемещение столов осуществляется по корот­ кой кинематической цепи, в обход коробки подач. Для этого включается фрикционная муфта 21, вследствие чего вал VI полу­ чает вращение через колеса 1—2, 37—38.

Пример. Определить передаточные отношения зубчатых передач привода подачи фрезерного станка (см. рис. 41). Пределы регулирования продольных подач стола: smln = 25 мм/мин, sraax— 1250 мм/мин; (р = 1,26; пэд = 1440

об/мин;

== 1; *х = 6 жж.

Колесо	п	Ill	IV	IVa	Колесо		VI	VII	vm	IX
20	об/мин.				20
			713			720	i
	ъ		7п\	М у ф т а M		/ 7?2		7гз
		79	Zts \/\				\ / 7?ь
	А	\ / Z t o		—
			г* У у \					725
		^7>vSj		ГЧХХЛ----- н
								\ У 731
									733		735
		2б	л Х Х						Л *	.	А 31
			hi	Nj
				^XXfvWWY			IXXXIXXXI			1	]
				ho X
				7/рЛДУ _
				z20	VI		t
					I	? 2о /	^зХХ
						771
							72k	X,
				5)				73f	73*

Рис. 42. Структурная сетка и график чисел оборотов

1. Строим график подач для множительной части сложенной струк­ туры zs = 3j •З3 (1 + 1 -1) = 18 (рис. 42, а).

2. Из графика определяем передаточные отношения множительных передач:

h =	L-	h. = 1 -	hi = L	hi = 2-	!ii = L	fis = L
г« 2 ’ z3	1Г	z10 5 ’	z12 2 ’	zie	г1я 2	z20 2

3. Согласно уравнению (5), кинематической схеме (см. рис. 41) и гра­ фику подач (см. рис. 42, а) составим уравнение кинематического баланса цепи Для

Z 1

Z3

z0

z16

z20 Z23 z26

Z33

Z3b

uu/uuts

H *4

Z10 Z10

ZM Z44

Z31

ZS4

Z3e X

A

max

Из него находим общее передаточное отношение

постоянных

передач

(см.

рис.

41)

£

21 т z 3

z 20

. z 23

t z 26

z 33

z 36

,

z9

*16 b

0,02

z2

z4

z22

Z24

Z31

Z34

z 36

-

f

1440- p

2-1 •В

^11*

пэд —

•Г " ЛХ *X

zio

ne

5

Передаточные отношения конических пар чаще всего принимают равными

единице. Примем — = — = Г, — =				1.	Тогда
z 34	Z36		z22
	i3 . z2з .^25 _			1 _	S	1	1	1
z2	z4	z24	Zgj	11	11	2	2	2
или
Z 1 __ 8		Z 3	1 ^	Z 23	____ 1 _		Z 25	1
z2	11	z4	2	z 24	2		z3i	2

4. Проверим правильность расчета для smjn. Напишем уравнение кинема­ тического баланса и подставим в него значения всех передаточных отношений:

z2 Z4	Z6 Z12	z18 z20	Z22 z24		Z31 z34 z36 ^		^
8	M	1 M	1	1		6 ^	•24,6 MM/MUH.
= s min = 1440 *r:			1- 2-2 1 1 1
iV 2~ ' 2 ' 2 ' 2 ' 4

Значение мало отличается от заданного (на 1,6%).

Кинематический расчет можно произвести, построив график подач для всей структуры. В этом случае необходимо определить число оборотов хо­ дового винта X (см. рис. 41).

На основании уравнения (5) число оборотов ходового винта

„- ; _ SM4

«~ Пн ~ м ;

Подставляя в эту формулу значения slt s2, s3,. . , вычисляем ряд чисел оборотов винта: пъ п3, п3 . График подачи для всей структуры для данного примера показан на рис. 42, б.

§ 2. КИНЕМАТИКА ПРИВОДА РЕЗЬБОНАРЕЗНЫХ ЦЕПЕЙ

Принципиальная схема резьбонарезной цепи показана на рис. 43. Начальным звеном цепи является шпиндель /. С помощью колес 1—2, а — Ъ, с — d вращение передается ходовому винту 3 с шагом

te. Винт сообщает прямолинейное перемещение гайке 4, вместе с суппортом 5, несущим инструмент 6. В общем случае для полу­ чения резьбы заданного шага tn механизм подачи должен за один оборот заготовки переместить суппорт на величину хода резьбы: s = tHkH. Здесь кп — число заходов нарезаемой резьбы. Для однозаходных резьб кп = 1 , поэтому s = £*.

Рис. 43. Принципиальная кинематическая схема резьбо­ нарезной цепи

Согласно уравнению (8 ) можем написать

1 об.	Zi	а	К 1в = 1п-
	z2	b

Решая данное уравнение относительно ^ - и обозначая все

постоянные величины через С, получим формулу настройки смен­ ных колес на гитаре:

	Л С _ л	(32)
	b ' d - L Тв

Величину С называют постоянной кинематической цепи; обычно С = 1 или 0,5.

Величины шага ходового винта и шага нарезаемой резьбы в уравнении (32) должны быть выражены в одних и тех же едини­ цах измерения, например в миллиметрах. Если ходовой винт и нарезаемая резьба метрические, то величину шага подставляют

непосредственно в формулу			настройки (32).
Для	дюймовой резьбы £		V	nv — число ниток	на
			= —, где
для модульной		резьбы tn =	пр		питчевой
			/мря, где пгр модуль; для
резьбы	=	где р — питч.

Так как 1" = 25,4 мм и я не могут быть целым числом миллиметров, пользуются их приближенными значениями в зави­ симости от допускаемой погрешности шага резьбы (табл. 6 ).