5. Разработка компоновочной схемы

Компоновочная схема (эскизный проект) привода разрабатывается в следующем порядке:

1. Проводятся оси валов, причем межосевые расстояния, полученные при расчете зубчатых передач, откладываются в произвольном масштабе.

2. В соответствии с кинематической схемой и рекомендациями, изложенными в [1, 2], определяются конс труктивные элементы деталей, расположенных на валах. При выполнении этого пункта целесообразно использовать чертежи базового привода (коробки скоростей).

3. На схеме проставляются осевые размеры всех конструктивных элементов, от которых зависит длина вала (рис. 5.8).

4. Вычерчивается свертка коробки скоростей, по которой будут определяться углы расположения зубчатых пар, направление окружных и радиальных усилий и т. д.

При вычерчивании компоновочной схемы необходимо:

- обеспечить достаточные осевые перемещения зубчатых колес, муфт, переключающих устройств;

- исключить одновременное включение зубчатых колес с двумя смежными неподвижными колесами;

- обеспечить доступную и быструю сборку и разборку, легкую регулировку опор, зубчатых зацеплений. Кроме того, обеспечить хороший доступ для осмотра деталей коробки и ремонта;

- конструкцию корпуса выполнить наиболее удобной, прос той и технологичной, обеспечивающей простоту монтажа и демонтажа деталей и узлов коробки;

- возможно большее число центров валов располагать по одним и тем же вертикалям и горизонталям, что обеспечивает наибольшую простоту настройки

станков при обработке посадочных отверстий в корпусах;

- наиболее быстроходные валы располагать возможно ближе к основанию коробки, что будет способствовать увеличению устойчивости и снижению вибраций;

- обеспечить наибольшую жесткость валов и опор, для чего следует рас-

стояние между зубчатыми колесами и другими деталями принимать наименьшими из допустимых. Если достаточная жесткость 2-опорного вала не может быть достигнута, то следует предусмотреть установку третьей промежуточной опоры;

- достичь наибольшей компактности, удобной формы и привлекательных очертаний.

Компоновочная схема коробки скоростей развертка по валам -а, свертка- б.

*Примечание.

1.Серенсен, С. В. Валы и оси. Конструирование и расчет / С. В. Серенсен, М. Б. Громан. – М. : Машиностроение, 1970. – 312 с

2.Фигатлиер, А. М. Расчет и конструирование шпиндельных узлов с подшипниками качения металлорежущих станков. / А. М. Фигатлиер. – М. : НИИмаш, 1977. – 71 с.

3.Детали и механизмы металлорежущих станков. Т.2. / под ред. Д. Н. Решетова. – М. : Машиностроение, 1972. – 405 с.

4.Свирщевский, Ю. И. Расчет и конс труирование коробок скоростей и подач / Ю. И. Свирщевский, И. Н. Макейчик. – Минск : Высшая школа,

1976. – 590 с.

5. Проников, А. С. Расчет и конструирование металлорежущих станков. Изд. 2-е / А. С. Проников. – М. : Высшая школа, 1968,. – 431 с.

Силовой расчет коробок скоростей подач и приводов

Силовой расчет сводиться к определению основных размеров деталей привода (шестерен, валов, подшипников, муфт и т.д.) в зависимости от сил действующих на них.

Наиболее типичная схема действия внешних сил (каковыми являются силы резания), например для привода главного движения токарного станка может иметь вид, представленный на рисунке.

Рис. Схема действия внешних сил

По отношению к к.с. внешними силами являются составляющие силы резания, действующей на заготовку и инструмент и силаQна шкиве или роторе.

Во время работы станка крутящий момент ' на шкиве уравновешен силами действующих на деталь, а также силами трения в парах коробки т.е.

'*

где ;';

–общее передаточное отношение коробки; – передаточное отношение от данной пары трения и до шпинделя.

Уравнение * можно записать и так:

';

где

- к.п.д. цепи; - число однотипных кинематических пар в цепи.

Момент от сил резания (на шпинделе) определяет эффективную мощность

- число оборотов шпинделя.

Тогда мощность приводного двигателя

Подсчет составляющих силы резания осуществляют по формулам теории резания материалов.

Привод подач, преодолевает составляющую силу резания и силы трения, возникающие в направляющих элементов (столов, суппортов, шпиндельных головок и т.п.). в некоторых случаях необходимо учитывать силы инерции (для ускоренных перемещений)

,

где - сила тяги в коробке подач

- реакция в направляющих

- коэффициент трения

- масса и ускорение перемещаемых элементов

Реакции в направляющих по расчетным схемам, представленным в разделе «Силовой расчет приводов подач».

Расчет валов

производят по формулам сопротивления материалов, определив предварительно крутящий момент на каждом из них.

,

где - мощность на- том валу определяется как

Так каждый вал коробки может вращаться с различными скоростями в зависимости от частоты вращения шпинделя. В связи с этим встает вопрос об определении расчетной частоты вращения

Её определяют по выражению =,полученному из следующих соображений. При обработке на станке скорость резанияи сила резания не связанны с диаметром детали. Поэтомупри любых оборотах. Это означает, что передаваемая мощностьпри любомшпинделя. Но для этих условий приполучается. При расчете по этому моменту габариты элементов коробки будут завышены для все оборотов.

Поэтому и берут .

Тогда на идопускают работу привода си здесь производят обработку деталей с заниженными значениями сил резания (режимами).

Далее производят ориентированный или уточненный расчет диаметров валов.

Ориентировочно диаметр вала можно определить по формуле: .

Уточненный расчет производят, учитывая действия изгибающих моментов от составляющих икасательной силыопределяемойна валу в двух взаимно перпендикулярных плоскостях по следующей схеме.

Если на валу несколько поочередно работающих зацепления шестерен, то для расчета выбирают те из них, в которых передаются наибольшие крутящие моменты.

Диаметр вала подсчитывают по выражению

где - допуск напряжений при симметрии цикла нагрузки

, где:

- предел выносливости при симметричном цикле нагружения;

для стали 40Х

- масштабный фактор(табл.)

- коэффициент зависящий от качества поверхности валов

(для шлифованных )

- эффективный коэффициент концентрации напряжения

- запас прочности.

Расчет подшипников

Нагрузки на подшипники – опорные реакции.

По окружным скоростям и заданной долговечности выбирают подшипников

Расчет зубчатых передач.

Ведут по ГОСТ 21354-75, который предусматривает расчет на контактное сопротивление усталости активных поверхностей и на сопротивление усталости зубьев на изгиб.

См. Свирщевский Ю.И., Расчет и конструирование к.с. и подач высшая школа. Минск 1976 г.

,

,

и в;- коэффициент формы зуба

- номинальная мощность

- минимальное число оборотов шестерни (малого числа) при котором передается полная мощность

передаточное число

, - ширина колеса

,

Расчет и конструирование шпиндельных узлов

Типовые конструкции шпинделей и основные схемы шпиндельных узлов

Показатели работоспособности шпиндельного узла

Материалы и термообработка шпинделей

Шпиндель – главный несущий вал коробки скоростей; предназначенный для передачи вращения, закрепленной на нем заготовке или инструменту.

Шпиндельный узел состоит из собственно шпинделя и его опор.

Расчет и конструктивное определение шпинделей имеет свою специфику по сравнению с обычными валами т.к. точность вращения шпинделя определяет точность готовой детали, то и требования к жесткости и точности его повышены. А это в свою очередь определяет и вид опор и их расположение.

Конструкцию шпинделя определяют следующие элементы:

– Диаметр шпинделя

– Наличие или отсутствие отверстияв нем

– детали (, шкивы) и их расположение на шпинделе

– тип подшипников и их расположение

– метод крепления патрона или инструмента, что определяет конструкцию переднего конца шпинделя

Передние концы шпинделей стандартизованы:

Токарные

ОСТ

Посадочные поверхности шпинделя подвергают закалке ТВЧ до тв.

Материал шпинделя сталь 40Х, 45; 50

Наиболее широкое распространение получили следующие восемь схем установки подшипниковых опор, а также конструктивных схем

№ п/п	Схема расположения опор	Подшипники передних опор		Подшипники задних опор		i г/часов	Примечание
		Радиальные	Упорные	Радиальные	Упорные
1.		3182100 ГОСТ 7634-56	Радиально-упорные ГОСТ 831-62 46000 2 шт.	3182100	-	1/1
2.		3182100	-	46000	-	0,95/0,7
3.		3182100	Упорный подшипник ГОСТ 6874-54 8000 2 шт.	3182100	-	1,0/3,0
4.	-	3182100	8000 2 шт.	3182100	-	0,8/3,0
5.	-	3182100	-	3182100	-	0,9/2,5
6.				2007100	-	1,0/1,0
7.				2007100	-	1,25/1,0
8.				3182100 Или 2100	-	0,7/1,0

Радиальная и осевая жесткость

Радиальное и осевое биение (точность врезания)

Тепловыделение в узле и тепловая деформация шпинделя

Динамические характеристики и быстроходность.

При больших осевых нагрузках должна быть высокая осевая часта (установки )

Если шпиндель нагружен в основном радиальными нагрузками ставят двухрядные роликовые подшипники радиально-упорные подшипники и т.д.

Для направления тепловых деформаций к защитному концу шпинделя (чтобы не влияло на точность обработки детали) конецшпинделя защемляют упорными подшипниками (схема 3) Задний же конец плавающий. Однако в передней опоре большое тепловыделение, чтоотрицательно наработе упорных подшипников. Поэтому для высокоскоростных станков выгодна схема 1.8.

Расчет шпиндельного узла на гибкость.

Различают осевую и радиальную гибкость.

Радиальная определяется как отношение радиальной силы, приложенной к рконцу к его радиальному смещению (деформацией в радиальном направлении)

Осевая гибкость – отношение к осевому смещению конца шпинделя.

При расчете на жесткость шпиндель заменяют эквивалентной балкой на опорах, тип которых зависит от типа подшипников.

При двух шариковых подшипниках качения расчетная схема принимает вид балкина опорах(рис а)

илив опоре два подшипника качения или один роликовый, то можно считать,что вэтом месте не имеет поворота (б).

В общем случае деформация переднего конца шпинделя зависит не только от сил приложенных к нему, то сила действующих на другие части шпинделя см.схему (в).

При совместном действии всех сил рассчитать деф. конца шпинделя сложно. Однако, методытеории упругости удается найти и деформацию переднего шпинделя и рассчитать ее жесткость.

Представив шпиндель в виде балки на упорном основании (схема г) с приложенными к ней всеми силами.

Под действием этих сил балка деформируется и ее деформации записывают в виде уравнений упругой балки вида:

(1)

где - распределенная реакция со стороны упорного основания

- момент инерции сечения

- модуль упругости 1-го ряда

- нагрузка на балку по ее длине

В реальном шпиндельном узле роль упругого основания выполняют подшипники качения, а тот факт, что это упорные основания не на всей длине шпинделя учитывается при решении путем выбора начальных условий.

Радиальная податливость подшипников шпиндельных узлов

Упругиешпинделя возникают не только в результате его собственного прогиба, но и в результате податливости подшипников или деталей.

Радиальная жесткость подшипников в узле (кгс/мм) :- реакция в опорах,- податливость в радиальных направляющих подшипников

складывается из упругих сближений и контактных деформацияхв местах посадки колец на поверхности вала и корпуса т.е.

Если подшипник устанавливается в корпусе так, что зазор между телами качения и дорожкой отсутствует, то можно считать, что . Значениедля радиальных подшипников подставляется в зависимости от величины чисто радиальной нагрузкивоспринимаемой нагружающимся телом качения

,

- реакция в опоре

- число рядов по краям

- число в1 ряду

- угол контакта, град.

Значение можно найти в работе вертикальной гр.III

В общем случае упругое сближение колец подшипников может быть рассчитано по выражению

мм (значение иданы гл.IIIтабл.)

Для радиальных шарикоподшипников ,

Конические роликовые ,

Двухрядные роликовые ,

Однорядные роликовые ,

- диаметр отверстия в мм

Радиальная податливость

где - соответственно, диаметры внутренние и наружный и ширина кольца

зависит от точности посадки. Чем точнее посадка, тем меньше

Примечание:

При расчете на жесткость шпинделя ряд его параметров берут из конструктивных соображений, а некоторые из предварительно ориентируемых расчетов.

Длина консоли шпинделя (переднего конца) принимается в пределах 100-150 мм.

Расстояние «а» между опорами берется из конструктивных соображений на основе предварительных определенных размеров к.с. Далее этот параметр уточняется

Средний диаметр шпинделя при отношении предварительно рассчитывают по выражению

где - коэффициент запаса прочности

и - коэффициенты учитывающие концентрацию напряженийи момента

:

и - коэффициенты напряженийпри напряженийориентир. не может взять

Коэффициенты - зависят от отношения амплитуды момента к его среднему значению и след. зависят от характера обработки на станке.

Чистовое точение:

иобдирка

Определение путей повышения жесткости шпиндельного узла.

При проектировании шпиндельного узла выявляют наличие жесткого узла и разрабатывают мероприятия по повышению его жесткости.

Перепишем уравнение 1 в следующем виде: Согласовав значения

(*)

и - моменты инерции сечения консоли и проектной части шпинделя

Любая часть правойчасть по размерности и физическомухарактеризуют податливость отдельных звеньев шпиндельного узла (подшипников и шпинделя) приведенную к переднему концу шпинделя.

Обозначим:

- ж. шпиндельного узла, привед. к концу шпинделя

- ж. переднего подшипника, привед. к концу шпинделя

- ж. заднего подшипника, привед. к концу шпинделя

- собственная жесткость консольной части шпинделя

- собственная жесткость частишпинделя

и тогда

Каждое слагаемое правой части этого уравнения характеризует дополнительные деформациивносимых конца шпинделя

Примем, например, что жесткость опор и, тогда в уравнении (*) 1-ый и 2-ой член будет равен 0 и податливость шпинделя выразиться:

(**)

Данное уравнение линейно относительно «а»

При а=0 (нет промежуточной части, подшипники расположены подряд) податливость определяется только консольной частью шпинделя

Изобразим это графически. Линии 1 соответствуют уравнению (**) Как видно из графика (1) по мере увеличения опорного роста податливость растет, а жесткость падает. Следовательноподатливость стремиться к уменьшению «а». Но с другой стороны, в действительности, опоры шпинделя абсолютно жесткие и поэтому податливость шпиндельного узла будет изменяться иначе. Из уравнения (*) при конечной жесткости опориприподатливость. По мере же увеличения а податливость падает, но только до определенного значения, а дальше начинает возрастать (жесткость падать) линия 2. Поэтому необходимо, чтобы. Если же сделать, то предпочтительно выбрать, о причинах говорилось ранее.(Нагрузка на переднюю опору меньше).

В общем случае для увеличения жесткости необходимо:

Повышать жесткость подшипников за счет изменения их размеров или создания предварительных натягов в них.

Применять подшипники большей жесткости (роликовые вместо шариковых)

Увеличить диаметр шпинделя или уменьшить осевые габариты.

Определение оптимального по критерию жесткости расстояния между опорами шпинделя.

Как было показано выше зависимость а) имеет экстремум. Взяв пропорции на «а» и преобразовав выражение получим кубическое уравнение:

Решив это уравнение графоаналитически находим корень уравнения как пересечение кубической параболы и прямой линии

Расчет точности вращения шпинделя

Точность вращения шпинделя зависитот точности точности вращения подшипников. Неточность вращения шпинделя выражается в биенииего концаΔ.

Биение Δ ограничивается требованиями к точности изготовления (обработки) деталей на данном станке. Допустимые биения [Δ] ГОСТами на нормы точности соответствующих групп станков.

Составим расчетную схему для определения Δ

Для двухопорных шпинделей, когда опорах установлено несколько подшипников уравнение (*) зависимости:

Δ(**)

где и- число подшипников в передних и задних опорах воспринимаемых радиальную нагрузку

Если Δ>[Δ], то принимают класс точности подшипников или добиваются заданного значения за счет регулирования биения при сборке (схема 2).

Рекомендуемые классы точности подшипников для шпинделя станка.

Класс точности станка	Класс точности радиальных подшипников качения			Класс точности упорных подшипников
	Передняя опора		Задняя опора
Н	5	5		5
П	4	5		5
В	2	4		4

Радиальное биение Δ (мкм)

Класс точности станка	Наиб. диаметр обработки изделия (мм)
	До 250		250-800	800-1600
Н	8	10		16
П	5	7		10
В	3	5		-

Основная жесткость подшипников

с натягом

где -осевая нагрузка на шпиндель (кгс)

- усилие предварительного натяга (кгс)

- осевая деф. в подшипниках

кгс

Виброустойчивость шпинделей

Вибрация шпинделей непосредственно влияет на устойчивостьвсей системы станка и на шероховатость обработанных поверхностей.

Оценка виброустйчивости шпинделей ведется по частоте собственных колебаний шпинделя. И ее сравнивают с частотой возмущающей силы.

Если >, то шпиндель вибростойкий.

При сближении частот ≈вероятность появления резонанса возрастает, что приводит к резкому повышению амплитуды собственных колебаний шпинделя.

В действительности шпиндель имеет бесконечное множество собственных частот колебаний, но практическую важность для общей виброустойчивости станка представляет лишь падение частоты колебаний.

Шпиндель и закрепленные на нем детали имеют сложную форму и поэтому собственную частоту можно определить лишь приблизительно поскольку след. расчетной схеме, тогдаопределяется по формуле

где - вес отдельных элементов на которые разбита масса шпинделя

- под действием веса всей системы в точке приложения включая деф. опор.

- ускорение свободного падения (силы тяжести)

Для устранения опасности резонанса должна отличаться от угловой частоты вращения шп.на 25-30% . Обычнодолжно быть не ниже 200 Гц, а наиболее ответственных случаях до 500 Гц.

Основные меры по повышению собств. частоты шпинделя сводятся к следующему

Облегчение веса шпинделя и загрязнения деталей

Разгрузка шпинделя от веса шкивов шестерен, сил натяжения клиноременной передачи и т.п.

Повышение жесткости опор и самого шпинделя

Конструкции опор качения

Конструктивное оформление подшипниковых узлов их посадки подшипников

Смазка и уплотнение.

Компоновка конфигурации шпиндельных опор

1 гайка, 2 гайка, 3,5 подшипник упорный 8000, 4 кольцо, 6 втулка,7 втулка,8-2-х рядный роликовый подшипник 31821009- дистанционное кольцо (часто стальное)10 уплотнительное,11 фланец , 12 гайка

Коническая шейка шпинделя * не достаточно хорошая база и не обеспечивает достаточного совпадения оси отв. подшипника соси шпинделя. Поэтому П 3182100 и аналогичные ему рекомендуют базировать еще и по торцу как показано на рис. 1

Прием такой конструкции шр. опоры шп. явл. простота регулирования зазоров в подшипниках осевой в упорных 3 и 5 через гайку и торец в ступице 7 и радиальной в подшипнике 8 с помощью гайки 1 и 12 и дистанционного кольца 9. Недостаток

В данной конструкции осевая нагрузка воспринимается радиально-упорным подшипникам 4 и 7 (еще быстроходность выше чем упорная)

Для разгрузки уп. подшипников 4. 7. создается с помощью втулки, имеющих различную трубу

В последние годы в шп. узлах прим. специальные шпиндельные подшипники (радиально-упорные) шариковые и роликовые. Они устанавливаются с предварительного натяга. Водило опора могут быть 1,2,3 подшипники по одному ему

Радиально-упорные подшипники бывают 2- х типов

а) особобыстроходные серии 3600 К и 36000 КУ с учетом контакта α=15°

б) и серии 46000К и 46000 КУ с учетом α=26°

Подшипники типа ГАМС (производство фирм Англии и Франции) отвечает особая конструкция сепаратора. Сепаратор снабжен отверстиями и занимает все свободное производство между дорожками качения наружного и внутреннего кольца. Ролики в этих подшипниках полнее. В результате создается система каналов по которым под действием центробежных сил циркулирует смазка.

Шпиндельные узлы с подшипниками гане применяют

Конструирование основных элементов коробки скоростей

Полученные при расчете данных диаметры валов, з.к. (, подшипники, иголки, шлицы и т.д. используются при эскизном проектировании к.с.

Эскизная компоновка к.с. проводиться в одной – двух проекциях, имеющих наибольшие представления о конструкции к.с.

На втором этапе эскизной компоновки производиться конструирование валов, т.е. точное установление их конструкции, обеспечивающих каждую сборку и параллельную работу насаживаемых на вал деталей. (Вспомогательный материал – справочник конструктора машиностроителя, станочника. С. – П.И. Орлов «Основы конструирования»

Коробки опор в 3-х вариантах:

Коробка скоростей в одном корпусе со шпинделем – шпиндельная бабка.

Коробка скоростей выполнена в отдельном корпусе (раздельный привод)

Коробка скоростей встроена в станину (обычно фрезерные станки)

Допустимые напряжения

Для приведенной передачи при изменении напряжения изгиба по полученному циклу

–эфф. коэффициент концентрации напряжений у зуба (для стальных нормализованных и улучшенных зубьев колес ; подвергнутых объемной закалке, поверхностной закалке.

–коэффициент безопасности = 1,5 – 2.

–предел выносливости материала на изгиб при суммирующем цикле пар.

Н/мм² для цилиндрических и поверхностно закаленных колес.

Н/мм²для колес

коэффициент режима нагрузки (коэффициент долговечности) при расчете на изгиб определяется по уравнению при твердой рабочей поверхности зубьев (упругие и нормальные стали)

При НВ > 350 (для закаленных сталей)

–базовое число циклов

–число циклов нагружения зуба колеся за весь срок службы. При постоянной нагрузке действительно число циклов

–число оборотов в мин.

–число зацеплений зуба за 1 оборот (часто) для связанных колес ()

–число часов работы за весь срок службы . Если что К<1 берут К=1

часов за год

Для расчетов привода

Кинематический расчет приводов подач

Основные положения и требования предъявляемые к к.п.

Расчет к.п.

Расчет резьбовых к.п.

Привод подач по сравнению с приводом главного движения обладает рядом специфических особенностей:

а) Количество ступеней подач как правило много больше чем

б) В приводах подач используют часто кроме геометрического ряда, арифметический или специальный.

в) Движение конечного звена может быть как не прерывистым, так и прерывистым (подача непрерывная или прерывная).

г) Часто необходимо точное согласование движения подачи со скоростью вращения шпинделя. В этом случае (резьбовые под.) движения зависит т шпинделя и констр. выполненной по схеме 2. В остальных случаях и у станков с ЧПУ по схеме 1.

д) Тихоходность конечных звеньев привода подачи, а значит и большая редукция в кинематической цепи привода (червячные передачи).

е) Повышенная точность передаточных отношений в цепи подачи.

В связи с этим конструктивные варианты и кинематические расчеты коробки подач имеют в ряде случаев свою специфику.

1) Коробки подач могут двигаться либо от отдельного электродвигателя либо от шпинделя когда требуется согласование вращательного движения шпинделя с поступательным движением конечного звена привода подачи.

2) По схеме 2 выполняются приводы подач предназначенные для нарезания резьб. И коробки подач в таком приводе называют резьбовыми в отличие от трубовых по схеме 1.

Расчет трубовых коробок

Не отличается от расчета коробок скоростей за исключением того, что на выходе коробки подач мы имеем вращательное движение и поэтому необходимо механизм преобразующий его в поступательное. При расчете же чисел оборотов входного вала коробки подач необходимо произвести пересчет величины подач или скорости поступательного движения в частоту вращения выходного вала коробки подач.

Конечное звено – зубчатая рейка – реечное колесо

За 1 оборот реечного колеса рейка перемещается на длину его делительной окружности на мм

При необходимости переместить рейку на величину подач реечного колеса должна сделатьоборотов

Конечное звено ходового винта – гайки

За один оборот ходового винта гайки ( а значит и суппорта с резцом) перемещается на величину хода резьбы ходового винта. Т.е

Тогда для перемещения суппорта (гайки) на величину -той подачиходовой винт должен сделатьоборотов, где– число заходов резьбы ходового винта,

Пересчитывая заданный ряд или рассчитывая ряд подач от додля которого справедлива формула:;;; в значенияхдооборотов выходного вала коробки передач приступают к расчету коробки передач по методике расчета коробки скоростей.

Пример:мм/об;;;Исходное движение шпинделя 1 об

об

Отсюда видно, что максимальная

Коробка же подач при выбранной структурной формуле может обеспечить в пределе

Если же выбрать более реальный минимум передаточное отношение в группах например

То после коробки подач необходимо обеспечить редукцию равную

Проще всего такую редукцию обеспечить через передачу

Кинематическая схема такой коробки будет выглядеть следующим образом

Расчет резьбовых коробок

Схема винторезной цепи: точнее передаточное отношение подбирают за счет подбора колес гитары

Передаточное отношение определяется следующим образом.

Если нарезается метрическая резьба, то берут в мм

Для дюймовой резьбы, где шаг резьбы задается количеством ниток на 1 дюйм (1'')

Для модульной резьбы

Такой тип коробки применяют в станках при редкой настройке их на различные типы резьб (автоматы, полуавтоматы, специальные станка и т.п.)

Обычно в универсальных токарно-винторезных станкахиспользуют более сложный структурно кинематический вариант, а именно в цепь подач включают гитару сменных колес, механизм колес шестернии множительного механизма (типаи тогда УКБ винторезной цепи включает, а кинематическая схема выглядит следующим образом

Механизм К рассчитывается таким образом (его передаточное отношение) что бы он развертывал какую то часть ряда нормальных резьб. Множительный же механизм обеспечивает передачу этого ряда либо , либо с удвоенным его значением

N ступени	Шаг резьбы, мм
	1:2	1:1	2:1
1	1	2	4
2	-	-	4,5
3	1,25	1,5	5
4	-	-	5,5
5	1,5	3	6
6	1,75	3,5	(7)

Для получения всего ряда шагов естественно

Приводы подач станков с ЧПУ

Особенности конструкций приводов подач

Основные требования, классификация, типовые схемы.

Силовой расчет привода подач

Расчет на жесткость привода пода

Отличительной особенностью приводов подач станков с ЧПУ является с кинематической точки зрения то, что функцию органа настройки выполняет сам источник движения (ДПТ или электрогидравлический шаговый привод: шаговый элетро гидравлический двигатель)

За счет этого цепь кинематики становиться двигатель + механизм преобразующий вращательное движение в поступательное + редуктор (по необходимости)

Применение числового программного управления требует:

Сведения всех зазоров в цепи подач к минимуму. Для этого применяют беззазорные редукторы и беззазорные пары винт – гайка качения.

Обеспечение высокой жесткости привода (отсутствие всяких упругих деформаций в приводе влияющих на точность перемещения его конечного звена (р.о.).

Обеспечение плавных перемещений на максимальных подачах

Обеспечение минимальной зоны нечувствительности

Скорость холостого хода не менее 10-16 мин; время разгона до этой скорости не должен превышать 0,2-0,4 сек

Скорость до установленных перемещений до 1мм/мин точность позиционирования до 1-2 мкм.

Классификация приводов подач с ЧПУ

По системе управления

а) замкнутые

б) разомкнутые

По типу привода

а) со ступенчатым регулированием (асс двигатель + к.п. с ЭММ)

б) следящим (ДПТ) (6Н13ГН)

в) шаговой (ШД + гидроусилитель)

16К20Ф3; 1713Ф3; 1Б732Ф3; РТ730Ф3; 1П752Ф3, 6Р13Ф3