Разработка кинематических схем

Несмотря на стремительное развитие станков с ЧПУ, выполненных на основе взаимосвязей движений через программу, кинематические цепи на базе механических передач не утратили своего значения. Поэтому изучение заложенных в них возможностей и использование всех (даже незначительных) путей улучшения кинематических цепей дают ощутимые результаты.

Особенности кинематических схем. В табл. 2.23 приведены основные особенности кинематических схем и показаны возможности их совершенствования.

Выбор типа передач (схемы 1). Заменяя наружное зацепление (схема а) внутренним (схема б) или распределяя большое передаточное отношение между двумя парами (схема в) вместо одного (схема а), получают положительный эффект. Глобоидная червячная передача (схема г) при одинаковых нагрузочных характеристиках имеет меньшие размеры, чем передача с цилиндрическим червяком. Применение планетарных (схема д) и волновых (схема е) механизмов дает существенный выигрыш в габаритах при больших передаточных отношениях.

Разработка кинематических схем

Параллельно присоединенные кинематические цепи и многоконтактные передачи (схемы 2) позволяют ощутимо уменьшить размеры механизмов при одинаковых передаваемых нагрузках. При «плавающих» вдоль оси шевронных колесах 1 (схемы а, б) на выходное звено 2 передается удвоенный момент (равномерно распределял нагрузку по потокам). Использование двух сателлитных колес 1 и 2 в дифференциальном механизме (схема в) также повышает несущую способность Применяя неполный профиль в много контактных механизмах - винтовом (схема г) и червяк-рейка (схема ж), можно кроме сокращения размеров облегчить сборку, размещение передач и др. Распределение передаваемой мощности по нескольким потокам (схема д), особенно при самоустановке колес, дает большой эффект уменьшения размеров в радиальном направлении. Применение гидростатических многоконтактных передач (схема е) позволяет более равномерно распределять нагрузку между профилями, что повышает несущую способность при тех же габаритах.

Откчючения кинематических звеньев (или цепей) (схемы 3). Червячные передачи наиболее часто отключают радиальным (схема а) или осевым (схема б) перемещением червяков в своих кронштейнах. В механизмах, имеющих две червячные пары (например, в столах зубофрезерных станков), необходимо попеременно вводить в зацепление тот или иной червяк.

В схеме в, I одна червячная передача, например 1, выполнена с боковым зазором Δ1, большим по сравнению с зазором Δ2 (II и III) передачи 2 (червячные колеса условно показаны несоосными). При среднем положении косозубого колеса 3 червяк I не вращает колесо: вращение передается от червяка 2. При этом зазор между червяком и колесом в схеме III полностью выбирается (Δ2 < Δ1). При перемещении колеса 3, например влево, червяк I доворачивается и левый его профиль касается профиля колеса (верхняя схема II), а червяк 2 перестает работать. Для вращения червячного колеса в другую сторону колесо 3 перемещается вправо и выбирается зазор между колесом и правым профилем червяка 1.

Цилиндрические колеса отключают при радиальном перемещении одного из колес (схема г) либо муфтой (схемы д и е). В коробках подач наиболее часто отключение передач осуществляется за счет осевого перемещения одного из колес (схема ж). В конических передачах включение (или отключение) проводят муфтами (схемы з, и).

Улучшение силовых характеристик (схемы 4). Расположение колес друг относительно друга влияет на значения действующих на элементы передач сил, благодаря чему можно улучшать силовые характеристики. Схемы а отличаются направлением наклона зубьев промежуточных колес I и 2. Суммарные осевые силы, действующие на ось 3 в схеме I, меньше, чем в схеме II, так как они вычисляются как разность F1 и F2. Влияние расположения промежуточного зубчатого колеса 1 на силы, действующее на опоры вала этого колеса, показано на схемах б. В схеме II силы в зацеплениях F\ и F2 почти параллельны, и суммарная сила F, действующая на опоры, велика. В схеме I вследствие изменения направления сил F1 и F2 они в значительной степени компенсируются, и равнодействующая сил меньше, чем в схеме II. Для реверсивной передачи предпочтительным является расположение осей колес в одной плоскости.

Синхронизация движений двух цепей может производиться: за счет вращения одним двигателем (схема 5, а); с использованием измерительных устройств 1 и 2 (схема 5, б); с помощью синхронных двигателей Ml и М2, например, в зубошлифовальных станках (схема 5, в).

Повышение точности кинематических цепей. Некоторые возможности повышения точности кинематических цепей приведены в табл. 2.24.

Разработка кинематических схем

Выбор передаточных отношений и размеров передач. Чем больше диаметр ведомого звена, тем меньше (при прочих равных условиях) погрешность передачи в связи с тем, что угловая погрешность шага при обработке колес больших размеров, как правило, снижается.

Распределение передаточного отношения (схемы 1) между промежуточными колесами кинематической цепи. Например, при распределении передаточного отношения по схеме а, где вначале установлены повышающие, а затем понижающие передачи (и = 4), погрешность выходного звена примерно на 25 % меньше, чем при передаточных числах всех передач, равных единице. Рост относительной частоты вращения в средней части кинематической цепи способствует повышению точности. Поэтому важнейшим требованием является обеспечение максимально возможных передаточных чисел на конечных звеньях. Например, в цепи обката зубофрезерного станка (схема б) максимальные передаточные числа umах1 и umах2 необходимо назначать соответственно в приводе стола и фрезы.

При выборе передаточного числа каждой отдельной пары (схемы в) следует иметь в виду, что взаимодействия отдельных составляющих кинематической погрешности происходят по закону наложения. Результирующая погрешность образуется как результат суммирования (в соответствующем масштабе) погрешностей каждого звена. Взаимодействие составляющих не вызывает появления новых гармоник погрешностей, которых нет среди отдельных составляющих кинематической цепи. При кратном передаточном отношении передач или равном единице (z1:z2=l) взаимодействие кинематических погрешностей звеньев сводится к сложению погрешностей с различными периодами и амплитудами. Результирующая амплитуда погрешности δ зависит от амплитуды погрешности каждого колеса и их начальных фаз. Происходит естественная компенсация погрешностей (вследствие несовпадения фаз, максимальных погрешностей), и в общем случае суммарная погрешность меньше, чем при других передаточных отношениях.

Характер суммирования погрешностей передач с некратным передаточным отношением (типа z1 : (z1 ± 1) или z1 : (Kz1), где К - несокращаемая дробь) зависит от сочетания частот и амплитуд. На схемах I и II приведены случаи суммирования погрешностей δ двух колес с близкими частотами при повороте на угол φ. В схеме I гармоники отличаются на единицу, а суммарная погрешность колеблется от суммы до разности амплитуд погрешностей каждого из колес. В схеме II гармоника с высшим номером имеет большую амплитуду, и суммирование даст характер погрешности, показанный на схеме.

Таким образом, в общем случае передаточные отношения с неравным и некратным числом образуют большую погрешность, так как в процессе вращения всегда происходит арифметическое суммирование максимальных амплитуд, и взаимной компенсации погрешностей не происходит.

Кинематические цепи с избыточными связями (схемы 2). Например, применение двухчервячного привода с жесткой кинематикой между червяками (схема а, I) в отличие от одночервячного дает возможность теоретически в 2 раза снизить накопленную погрешность передачи, если погрешность червячного колеса 1 имеет характер правильной синусоиды. На схеме II погрешностей δ сплошной линией показана погрешность пары при одночервячном, а штриховой - при двухчервячном приводе. На схеме б, II приведены графики проявления кинематических погрешностей δ1 и δ2 элементов дифференциала (схема I) в погрешности угла поворота φ выходного вала 1. При наличии одного сателлита 2 на выходе образуется погрешность 62. Жирной линией показан характер изменения погрешности 81 выходного вала при двух сателлитах. В данном случае каждый сателлит создает погрешность 3 и 4 одинакового значения. Образование суммарной погрешности зависит от фазы проявления погрешностей каждого колеса, и в общем случае она меньше примерно на 25 %, чем при одном сателлите (δ1 < δ2).

В многоконтактных червячных и винтовых передачах (схемы в) происходит фильтрация погрешностей за счет особенностей контакта (см. рис. 2.77, е). Увеличение высоты профиля Н (схема I) проводит к росту фильтрующих свойств. Уменьшение угла профиля α (схема II) снижает роль радиального биения (эксцентриситета е) на результирующую погрешность. Например, уменьшение угла профиля червяка делительных передач от 20 до 15° и коэффициента высоты головки и ножки в 1,2 раза снижает циклическую погрешность на 25...30 %.

Несоосностъ двух валов (схемы 3), соединенных муфтой (схема а, Г), приводит к погрешности, зависящей от частот вращения валов. Аналогичный характер погрешностей дает несоосность в шпоночном соединении вала с колесом. Применение упругих муфт (например, сильфонных по схеме II) снижает влияние не- соосности. При соединении кинематических цепей двух механизмов (схемы б), если центрирование их происходит на большом диаметре, возможно возникновение ощутимой несоосности (равна 1/2 зазора в посадке по диаметру d). Для уменьшения влияния несоосности лучше использовать схему II, так как она вызовет лишь колебания бокового зазора в зацеплении, но не приведет к появлению выходной погрешности.

Рациональная установка колес (схемы 4). Погрешность паразитных колес (схемы а) может проявиться в погрешности выходного звена, увеличенной в 2 раза. Поэтому их следует по возможности избегать. При этом важным является также место установки паразитного колеса. На схеме I штриховой линией показана лучшая (с позиции точности) схема установки паразитного колеса при заданном направлении вращения. Общее правило установки требует, чтобы передача вращения на паразитном колесе проходила на минимальном угле у между точками контакта 7 и 2; при реверсивной передаче оси желательно располагать на одной линии. Для уменьшения влияния погрешностей промежуточных передач кинематической цепи на выходную точность наименее точные передачи (например, конические на схеме б, II) необходимо располагать как можно дальше от конечных звеньев 2, чтобы их влияние было уменьшено за счет редукции в промежуточной передаче 1.

Компенсация погрешностей (схемы 5). Погрешности цилиндрических колес δ1 и δ2 (схема а) одной частоты (например, из-за несоосности е1 и е2) можно компенсировать за счет совмещения фаз погрешностей. В этом случае суммарная погрешность δ будет равна разности амплитуд составляющих звеньев. Достижение высокой точности вращения делительного колеса мастер-станка (схема б) происходит с использованием коррекционного механизма, выполненного в виде копира 1 (по окружности стола), дающего дополнительный доворот через рычаг 2 водилу дифференциала 3. Копир профилируют в соответствии с шаговой погрешностью колеса. Аналогично исправляется погрешность перемещения салазок при наличии погрешностей ходового винта 1 (схема в). В этом случае вдоль станины, например токарного станка, устанавливают коррекционную линейку 2 с профилем, зависящим от погрешности, которая через рычаг 3 поворачивает гайку, уменьшая погрешность перемещения.

Смотрите также