Механизм поперечно-строгального станка МПСС 01.06

01-06-rresss.dwg

Диаграмма движения толкателя (S' - V) К = 0
Планы скоростей Kv=0.015 мс мм
График скорости ползуна
График ускорений ползуна
План положений механизма К L=0.002 ммм
Силовой анализ рычажного механизма
Планы ускорений Ка=005мс²·мм
Расчетная схема механизма К L=0.002 ммм
План сил диады 4-5 Kp=20 Hмм
План сил диады 2-3 Kp=20 Hмм
План сил кривошипа 1 Kp=10 Hмм
Рычаг Жуковского KV=0
Синтез и киниматический анализ рычажного механизма
Синтез и киниматический анализ кулачкового механизма
Схема и план скоростей планетарного редуктора KV=0
План частот вращения звеньев редуктора Kn=10 мин мм
Параметры зубчатой передачи Z5-Z6
Равносмещенное эвольвентное зубчатое зацепление KL=0
Синтез и кинематический анализ зубчатого механизма
Планы ускорений Ка=0
Диаграмма движения колебателя
Диаграмма движения колебателя (S' - V) К = 0
Схема кулачкового механизма KS=0.001 ммм

Титульный лист.doc

Министерство образования Республики Беларусь
Министерство образования и науки Российской Федерации
Белорусско-Российский университет
Кафедра “Основы проектирования машин”
Механизм поперечно-строгального станка
Пояснительная записка

Содержание.doc

Синтез и анализ рычажного механизма 4
1 Структурный анализ механизма 4
2 Определение недостающих размеров 5
3 Определение скоростей точек механизма 6
4 Определение ускорений точек механизма 7
5 Диаграммы движения выходного звена 9
6 Определение угловых скоростей и ускорений 9
7 Определение ускорений центров масс звеньев механизма 10
Силовой анализ механизма 11
1 Определение сил инерции и сил тяжести 11
2 Расчет диады 4-5 11
3 Расчет диады 2-3 12
4 Расчет кривошипа 12
5 Метод Жуковского 13
6 Определение мощностей 13
7 Определение кинетической энергии механизма 14
Проектирование зубчатого зацепления. Синтез планетарного редуктора 15
1 Геометрический расчет равно смещенного эвольвентного зубчатого зацепления 15
2 Синтез планетарной передачи 17
3 Определение частот вращения аналитическим методом 19
Синтез и анализ кулачкового механизма 21
1 Диаграммы движения толкателя 21
2 Выбор минимального радиуса кулачка 22
3 Построение профиля кулачка 23
4 Определение максимальной линейной скорости и ускорения толкателя 24
Список использованных источников 26

КР.doc

Поперечно-строгальный станок предназначен для строгания плоских поверхностей.Привод станка состоит из простой зубчатой передачи и планетарной передачи который соединен с электромотором.
Резание металла осуществляется резцом установленным в резцовой головке закреплённой на ползунке при рабочем ходе ползунка.
Кривошип жёстко соединен с зубчатым колесом. Во время перебега в конце холостого хода осуществляется перемещение стола с заготовкой на величину подачи с помощью храпового механизма и кулачкового механизма кулачёк которого жестко соединен с зубчатым колесом.
При проектировании профиля кулачка необходимо обеспечить заданный закон движения колебателя.
Синтез и анализ рычажного механизма
Рисунок 1 -Схема механизма
Исходные данные: H=400мм ; nкр=960 мин-1 ; К=168;
1Структурный анализ механизма :
Степень подвижности механизма :
где к=5 – число подвижных звеньев
p1=7 – число одноподвижных кинематических пар
p2=0 – число двухподвижных кинематических пар.
Разложение механизма на структурные группы Асура
I(01) – механизм 1 – го класса W=1.
II2(23) – группа Ассура 2 – го класса 2 – го порядка W=0.
II2(45) – группа Ассура 2 – го класса 2 – го порядка W=0.
Формула строения механизма:
I(0;1) II2(2;3)II2(4;5)
Механизм II класса второго порядка.
2Определение недостающих размеров:
Угол размаха кулисы:
Масштабный коэффициент построения схемы :
Строим 12 планов механизма приняв за начало отсчета крайнее положение соответствующее началу рабочего хода механизма.
3Определение скоростей точек механизма.
Скорость точки А кривошипа определяем по формуле :
Планы скоростей строим в масштабе :
Скорость точки А’ находим графически решая совместно систему :
На плане Рvа’=219 мм . Абсолютная величина скорости точки А’ :
Скорость точки В находим из соотношения :
Абсолютная величина скорости точки В :
Скорость точки С определим решая совместно систему :
На плане Рvс=1615мм. Абсолютная величина скорости точки С :
Для всех остальных положений скорости определяем аналогично . Полученные результаты сводим в таблицу 1.1.
Таблица 1.1.- Значения скоростей
4 Определение ускорений точек механизма.
Пересчетный коэффициент С :
Ускорение точки А конца кривошипа определяем по формуле:
Ускорение аа направлено по кривошипу к центру вращения О1.
Выбираем масштабный коэффициент ускорений:
На плане ускорений изображаем ускорение точки А отрезком Раа=908 мм
Ускорение точки А’ определяем решая совместно систему:
Кориолисово ускорение:
По свойству подобия определяем ускорение точки В :
Система уравнений для определения ускорений точки С:
Ускорения всех точек найдены. Ускорения для остальных положений механизма находим аналогично . Значения ускорений сводим в таблицу 1.2
Таблица 1.2. – Значения ускорений
5 Диаграммы движения выходного звена.
Диаграмму перемещения строим используя полученную из S-t плана механизма траекторию движения точки С.
Диаграммы скорости V-t и ускорений A-t строим из полученных 12 планов скоростей и 7 планов ускорений.
Масштабные коэффициенты диаграмм:
6 Определение угловых скоростей и ускорений.
Угловые скорости и ускорения звеньев механизма определяются для первого положения
7 Определение ускорений центров масс звеньев механизма.
Ускорение центров масс звеньев определяем из планов ускорений:
Силовой анализ механизма
1 Силы тяжести и силы инерции
Для расчета этой диады изобразим ее со всеми приложенными к ней силами: силами тяжести полезного сопротивления и реакциями.
Эти реакции в поступательных парах известны по направлению но неизвестны по модулю. Определяем с помощью плана сил. Составим уравнение равновесия диады 4-5.
Строим план сил диады в масштабе сил
Уравнение содержит три неизвестных поэтому составляем дополнительное уравнение равновесия в форме моментов сил относительно точки С.
Строим план сил по уравнению сил в том порядке как силы стояли в уравнении.
Значения сил из плана сил
Для рассмотрения внутренних реакций в диаде 4-5 необходимо рассмотреть равновесие одного звена звена 4.
Изобразим диаду со всеми приложенными к ней силами. В точках А и О2 взамен отброшенных связей прикладываем реакции и . В точке В прикладываем ранее найденную реакцию. Составляем уравнение равновесия диады 2-3.
Плечи измеряем на плане. Теперь в уравнении сил две неизвестных поэтому строим план сил и определяем реакцию как замыкающий вектор.
Строим план диады в масштабе сил . Значения сил из плана сил.
Изобразим кривошип с приложенными к нему силами и уравновешивающей силой эквивалентной силе действия на кривошип со стороны двигателя. Действие отброшенных связей учитываем вводя реакции и . Определяем уравновешивающую силу считая что она приложена в точке А кривошипа перпендикулярно ему. Составляем уравнение равновесия кривошипа.
Строим план кривошипа в масштабе сил . Значение силы определяем из плана сил.
5 Определение уравновешивающей силы методом Жуковского.
Строим повернутый на 900 план скоростей и в соответствующих точках прикладываем все внешние силы включая и силы инерции. Составим уравнение моментов относительно точки считая неизвестной:
Подлинность графического метода:
6 Определение мощностей
Потери мощности в кинематических парах:
Потери мощности на трение во вращательных парах:
- реакция во вращательной паре
Суммарная мощность трения
Мгновенно потребляемая мощность
Мощность привода затрачиваемая на преодоление полезной нагрузки.
7 Определение кинетической энергии механизма.
Кинетическая энергия механизма равна сумме кинетических энергий входящих в него массивных звеньев.
Приведенный момент инерции
Геометрический расчёт эвольвентного зубчатого зацепления.
Синтез планетарного редуктора
1 Геометрический расчёт равносмещённого эвольвентного зубчатого зацепления
Число зубьев шестерни
Число зубьев колеса
Модуль зубчатых колес
Нарезание зубчатых колес производится инструментом реечного типа имеющего следующие параметры:
Угол профиля зуба рейки
Коэффициент высоты головки зуба
Коэффициент радиального зазора
Суммарное число зубьев колес
Поскольку то проектируем равносмещенное зацепление.
Коэффициент смещения зубчатого зацепления:
Делительное межосевое расстояние:
Начальное межосевое расстояние :
Высота головки зуба:
Делительный диаметр:
Толщина зуба по основной окружности
Толщина зубьев по окружности вершин
Коэффициент торцового перекрытия
Коэффициент торцового перекрытия полученный аналитическим способом
Погрешность определения коэффициента зацепления:
Масштабный коэффициент построения картины зацепления.
2 Синтез планетарного редуктора
Частота вращения двигателя nдв=720 мин-1;
Частота вращения кривошипа nкр=60 мин-1;
Число зубьев шестерни z5=12;
Число зубьев колеса z6=24;
Знак передаточного отношения ”-”;
Рисунок 2 – Схема планетарного редуктора.
Общее передаточное отношение редуктора:
Передаточное отношение простой передачи z5-z6:
Передаточное отношение планетарной передачи:
Формула Виллиса. Передаточное отношение обращённого механизма:
Подбор чисел зубьев планетарной передачи:
Условие соосности для данной передачи:
Принимаем числа зубьев колёс равных: z1=70; z2=14; z3=12; z4=72.
По принятым числам зубьев определяем диаметры колёс:
Принимаем масштабный коэффициент построения кинематической схемы редуктора:
Скорость точки А зубчатого колеса 1:
Строим планы скоростей. Масштабный коэффициент плана скоростей:
Строим план частот вращения звеньев редуктора. Масштабный коэффициент плана частот вращения звеньев редуктора:
3 Определение частот вращения зубчатых колёс аналитическим и графическим методом
Значения частот полученные аналитическим методом:
Значения частот полученных графическим методом:
Определяем погрешность расчётов:
Синтез и анализ кулачкового механизма
Максимальный подъём колебателя =24°;
Рабочий угол кулачка φр=150°;
Угол давления α=42°;
число зубьев шестерни:
число зубьев колеса:
Длинна колебателя L=120
Рисунок 3 – График построения кулачка
1 Диаграмма движения колебателя
Разбиваем ось t графика f(t) на равные части и графическим построением на графике f(t) определяем линейные перемещения конца колебателя соответсвующие положением 0123 ..12.Перемещение конца колебателя переносим на дугу центрального угла размаха колебателя и через эти точки деления из центра А проводим лучи и т.д.
Масштабный коэффициент углавого перемещения колебателя:
Масштабный коэффициент времени:
Масштабный коэффициент угловой скорости колебателя:
Масштабный коэффициент углового ускорения колебателя:
Определяем линейное перемещение колебателя:
2 Выбор минимального радиуса кулачка
Определяем приведенные скорости конца колебателя соответствующие перемещениям колебателя в положениях 012 .12 графическим построением для этого найдем в моштабе максимальную приведенную скорость конца колебателя.На лучах графика откладываем от дуги приведенные скорости и соединив концы их плавной кривой получим график .На концах приведенных скоростей во всех положениях колебателя строим угол давления a = 42° и определяем в моштабе минимальный радиус кулачка.
Аналоги скорости рассчитываем в стандартном масштабе:
Угловая частота вращения кулачка:
Значение минимального радиуса центрового профиля кулачка с графика :
Минимальный радиус действительного профиля кулачка:
611 – 00122 = 00489м
3 Построение профиля кулачка
Построение профиля кулачка производим методом обращённого движения.
Масштабный коэффициент построения: .
В выбранном масштабе строим окружность радиуса 00611.Откладываем фазовый рабочий угол 150° и делим его на 12 частей. Через точки деления проводим оси колебателя в обращённом движении. Вдоль осей колебателя от окружности минимального радиуса откладываем текущие перемещения колебателя в выбранном масштабе. Соединив полученные точки имеем центровой профиль кулачка. Обкатывая ролик по центровому профилю во внутрь получаем действительный профиль кулачка.
4 Определение максимальных значений скорости и ускорения колебателя
Максимальное значение скорости колебателя:
Максимальное значение ускорения колебателя:
При выполнении курсового проекта были сделаны чертежи синтеза и анализа планетарного механизма кулачкового механизма силового анализа механизма и синтез рычажного механизма. Следовательно закреплены знания в области теории механизмов и машин.
Список используемых источников
А. А. Машков Теория механизмов и машин. – Машиностроение
г. Москва 1969г. – 583.
С. Н. Кожевников Теория механизмов и машин. – Машиностроение
г. Москва 1969г. – 583с.
А. С. Кореняко Курсовое проектирование по теории механизмов и
машин. – Высшая школа Киев 1970г. – 330с.
И. П. Филонов Теория механизмов и машин и манипуляторов. –
Дизайн ПРО г. Минск 1998г. – 428с.
И. И. Артоболевский Теория механизмов и машин. – Наука г. Москва
К. В. Фролов Теория механизмов и машин. – Высшая школа г. Моск ва 1998г. – 494с.