11. Формула структуры привода. Общие рекомендации по выбору структуры привода.

Выражение вида z = p₁(х₁) p₂(х₂)…p_m(х_m),задающее порядок расположения групп вдоль кинематической цепи и порядок переключения групп для получения последовательно геометрического ряда скоростей, называется формулой структуры привода.

Общие рекомендации по выбору варианта кинематической структуры привода:Числоу возможных вариантов структуры привода составляет , из которых требуется выбрать оптимальный. Опыт проектирования станков позволяет установить общие рекомендации, направленные на уменьшение веса приводов и их габаритов, шума, потерь мощности, повышение точности. Основные из них следующие.

1.Частота вращения валов должна уменьшаться постепенно вдоль кинематической цепи, а наибольшее падение частоты вращения должно обеспечиваться последней передачей. Соблюдение данного условия позволяет уменьшить вес и габариты привода. Для доказательства рассмотрим комплексный график частот вращения, крутящих моментов и передаваемой мощности.

.

Указанные параметры связаны между собой известной зависимостью ,

где – крутящий момент на i-том валу коробки;

– мощность на I(ведущем) валу коробки;

– частота вращения i-того вала коробки;

– кпд кинематической цепи между I-м i-тым валами;

С– числовой коэффициент.

Из выраженияследует равенство

Графически связь между параметрами , , в пятиваловой

коробке показана на рис. для трех вариантов кинематической цепи между ведущим I и ведомым V валами, имеющей минимальное передаточное отношение:

1-й вариант– a – b – c – d– e содержит между валами I и III две понижающие передачи с предельнымипередаточнымиотношениями, равными [i'], а между валами III и V–две повышающие передачи спредельными передаточными отношениями, равными[i''];

2-й вариант– a – f – q – k – e, наоборот, содержит в начале цепи две повышающие, а в конце– две понижающие передачи с теми же переда-точными отношениями;

3-й вариант– a – l – m – n – e содержит передачи, передаточные отношения которых плавно уменьшаются вдоль кинематической цепи с максимальным его падением в последней передаче.

Первый вариант характеризуется максимальными значениями крутящего момента в начале кинематической цепи(на среднем валу III крутящий момент даже больше, чем на ведомом валуV). Так как размеры и масса валов, зубчатых колес и других элементов привода возрастают с увеличением крутящего момента, то при таком варианте коробка будет иметь максимальные габариты и вес.

Минимальные значения этих параметров обеспечивает второй вариант. Однако он неосуществим, так как при построении графика частот вращения некоторые передачи, расположенные выше нижней ветви графи-ка, изображающей кинематическую цепь с минимальным передаточнымотношением, выйдут за пределы линии СД, определяющей максимальнуюпередаваемую мощность. Поэтому предпочтительным является третий вариант рассматриваемой кинематической цепи, допускающий применение групповых передач в приводе, а также оптимизацию его габаритных размеров и массы за счет минимизации значений крутящих моментов на промежуточных валах привода.

2. При выборе варианта порядка расположения групповых передач с разным модулем для уменьшения веса привода рекомендуется принимать такую его структуру, когда число передач в группах уменьшается вдоль кинематической цепи, т. е.

p₁>p₂>…>p_m. При таком конструктивном варианте структуры привод с заданным общим числом передач будет иметьменьше передач с большим весом, так как расчетные крутящие моментывозрастают вдоль кинематической цепи. По этой причине понижающиеодиночные передачи следует располагать у шпинделя, что особенно эффективно для тяжелых станков.

3. При выборе варианта порядка переключения для сокращения диапазона частот вращения первых быстроходных валов желательно, чтобы характеристики групповых передач возрастали вдоль кинематической цепи, т.е. x₁<x₂<…<x_m. В этом случае при тех же минимальных частотах вращенияпромежуточных валов будут меньше их максимальные частоты, что позволяет снизить требования к точности деталей, их уравновешенности, а такжестоимость изготовления. При этом улучшаются динамические характеристикипривода, повышается долговечность подшипников и зубчатых колес, снижаются уровень вибраций и шума, потери на трение.

4. В последней переборной группе число передач должно быть

меньше, чем в других группах. Это обусловлено требованием осуществимости варианта по диапазону регулирования групповой передачи, так какчемменьшечисло р в уравнении, тем меньше диапазон ее регулирования.

5. Рекомендуется принимать вариант с минимальным общим числомпередач во всех группах. Общее число передач в группах

S_p=p₁+p₂+…+p_m, для заданного числа ступеней скорости z=p₁p₂…p_mминимально,еслиp₁=p₂=…=p_m= =p₀.Если число групп передач mзаранее не задано, то наименьшеечислопередачполучается при p=2 или p = 3 . Поэтому число передач вгруппе рекомендуется принимать равным 2 или 3. Допускается также

p = 4, поскольку4 = 2 × 2.

Такое количество передач в группах обычно и применяется в коробках с подвижными блоками зубчатых колес. Данная рекомендация не распространяется на органы настройки сосменными зубчатыми колесами.

6. Предпочтительны варианты с минимальным числом групп передач. Минимальное число групп передач в приводе для получения заданного диапазона регулирования R_n=R_p1R_p2R_pm будет в том случае, когда

Приводы главного движения современных станков, в частности сЧПУ, обычно содержат две группы, первая из которых имеет бесступенчатоерегулирование(вариатор,регулируемыйдвигатель), а вторая состоитиз двух передач. При достаточном диапазоне регулирования электродвигателя привод может иметь одну группу, например, в виде моторшпинделя.

В специальных станках, автоматах и полуавтоматах минимальное

число групп в приводе главного движения обеспечивается комбинациейгруппы из2 – 3 передач и группы со сменными зубчатыми колесами(токарныеодношпиндельныеавтоматы, токарно-револьверные и др. станки) или только гитарой сменных зубчатых колес или сменными шкивами ременной передачи.Таким образом, при выборе числа групп передач следуетучитывать не только диапазон регулирования привода, но и требования к

универсальности станка, конструкцию аналогичных станков.

7.Для уменьшения радиальных габаритов шестеренчатой коробки

следует стремиться к выполнению условия i_min*i_max=1,где i_min(i_max) - минимальное (максимальное) значение передаточного отношения в группе. На графике частот вращения данное кинематическое условие выражается симметричным расположением относительно горизонтали отрезков, изображающих передаточные отношения i_minиi_max. Конструктивным средством уменьшения радиальных габаритов является совмещение осей валов смежных групп передач.

8. Для уменьшения осевых габаритов шестеренчатой коробки рекомендуется:

– располагать одиночные передачи среди групповых, что, однако, увеличивает число валов в коробке;

– применять связанные зубчатые колеса.

Связанное колесо принадлежит одновременно двум группам: в одной оно является ведомым, а в последующей– ведущим. Поэтому при наличии связанных колес уменьшается общее количество колес в коробке, благодаря чему и уменьшается ее длина. При применении связанных колес следует иметь в виду, что одно связанное колесо не вносит никаких кинематических ограничений, два связанных колеса ограничивают общее передаточное отношение содержащих их групп передач, а при трех связанных колесах сложно обеспечить геометрический ряд частот вращения.

9. Для уменьшения потерь на трение, улучшения условий резания и торможения при передаче шпинделю высоких частот вращения в широкоуниверсальных станках рекомендуется использовать короткие кинематические цепи. Такое решение применяется в станках со сложенной структурой, в частности, в универсальных токарно-винторезных станках.