Проектирование и исследование механизмов поперечно-строгального станка с качающейся кулисой

план.frw

Лист2.cdw

Кинематическая схема механизма в 3 положениях
План сил для звена 1
звена 1 (положение 10)
Силовой анализ механизма
Группа 4-5 (положение 3)
Группа 4-5 (положение 10)
Группа 2-3 (положение 10)
Группа звеньев 4-5 (положение 6)
Звено 1 (положение 3)
Звено 1 (положение6)
Звено 1 (положение 10)

Силы 1(6).frw

Моя пояснительная.doc

Министерство Профессионального Образования Российской Федерации
ГОУ ВПО «Уральский государственный технический университет – УПИ»
Кафедра “Прикладная механика”
Курсовой проект по предмету “Теория механизмов и машин”
по теме: «ПРОЕКТИРОВАНИЕ И ИССЛЕДОВАНИЕ МЕХАНИЗМОВ ПОПЕРЕЧНО-СТРОГАЛЬНОГО СТАНКА С КАЧАЮЩЕЙСЯ КУЛИСОЙ»
Преподаватель: Мысливец С. В.
Глава 1. Синтез плоского рычажного механизма . ..9
1Определение рычажного механизма . 9
2 Определение размеров звеньев 11
3 Построение плана скоростей и ускорений. 11
4 Построение диаграмм. .. ..13
Глава 2. Силовой анализ механизма . . . .14
1 Определение сил действующих на звенья 4-5 . 14
2 Определение сил действующих на звенья 2-3 . . 17
3 Определение сил действующих на звено 1 20
Глава 3. Синтез эвольвентного зубчатого зацепления 23
1 Расчет параметров зубчатого зацепления вручную 23
2 Расчет параметров зубчатого зацепления в программе GEAR 25
3 Построение графиков .. 27
Глава 4. Анализ и синтез кулачкового механизма .. 29
1 Определение фазовых углов кулачкового механизма а также величину перемещения толкателя .. 29
2 Вычисление графиков функций .. . .29
3 Определение минимального радиуса кулачка .
Список литературы .
Краткое описание работы механизмов станка
Поперечно-строгальный станок предназначен для строгания поверхностей. Станок имеет следующие основные узлы: станина 1 ползун 2 с резцовой головкой 3 стол 4 (рис. 4—1). Привод состоит из зубчатой передачи Z4 Z5 планетарного редуктора 6 и электродвигателя 7 (рис. 4—2 а).
Рис. 4—1. Общий вид поперечно-строгального станка с качающейся кулисой.
Рис. 4—2. a) Схема кривошипно-кулисного и кулачкового механизмов.
б) Диаграмма сил сопротивления.
Резание металла осуществляется резцом закрепленным в резцовой головке при его возвратно-поступательном движении в горизонтальном направлении. Для движения ползуна с резцовой головкой используется шестизвенный кривошипно-кулисный механизм с качающейся кулисой (рис. 4—2 а) состоящий из кривошипа 1 камня 2 кулисы 3 ползунов 4 и 5. Диаграмма сил сопротивления движению ползуна 5 показана на рис. 4—2 б. Ход ползуна Н выбирается в зависимости от длины lд обрабатываемой поверхности с учетом перебегов lп в начале и конце рабочего хода. Длина хода ползуна может изменяться при наладке станка для обработки конкретных деталей. Средняя скорость резания (скорость поступательного движения при рабочем ходе) выбирается в зависимости от условий обработки. Во время перебегов в конце холостого и в начале рабочего ходов осуществляется перемещение стола на величину подачи с помощью ходового винта. Поворот винта производится посредством храпового механизма состоящего из колёса 10 рычага 11 с собачкой тяги 9 и качающегося толкателя 8 (рис. 4—2 а).
Рис. 4—3. Законы изменения ускорений толкателя кулачкового механизма.
Поворот толкателя 8 осуществляется от дискового кулачка который выполнен в виде паза в теле зубчатого колеса Z5. Регулирование подачи стола производится путем изменения длины рычага LN что позволяет изменять количество зубьев захватываемых собачкой и следовательно обеспечивает поворот ходового винта на требуемый угол. При проектировании кулачкового механизма необходимо обеспечить заданный закон движении толкателя (рис. 4—3) и осуществить подачу стола во время заднего перебега (о конце холостого и в начале рабочего ходов) в соответствии с циклограммой приведенной на рис. 4—4.
Рис. 4—4. Циклограмма работы механизмом строгального станка.
При проектировании и исследовании механизмов привода и подачи станка считать известными параметры приведенные в табл. 4—1.
Веса и моменты инерции звеньев механизма даны ориентировочно. Массой звеньев 2 и 4 пренебречь.
Численные значения для вариантов
Максимальная длина хода ползуна
Длина перебега резца в долях от хода Н
Коэффициент изменения средней скорости ползуна
Межосевое расстояние между опорами кривошипа и кулисы
Сила трения между ползуном и направляющими
Момент инерции кулисы относительно оси проходящей через её центр тяжести
Момент инерции шатуна относительно оси проходящей через её центр тяжести
Отношение расстояния от точки С до центра тяжести кулисы к длине кулисы
Отношения расстояния от точки D до центра тяжести шатуна к длине шатуна
Коэффициент неравномерности вращения кривошипа
Маховой момент ротора электродвигателя
Маховой момент зубчатых механизмов приведенный к валу электродвигателя
Максимальный подъем толкателя
Максимально допустимый угол давления на толкателе
Соотношения между величинами ускорений толкателя
Законы изменения ускорений толкателя кулачкового механизма
Модуль зубчатых колес
Число зубьев колеса 5
Число зубьев колеса 6
Число сателлитов в планетарном редукторе
Глава 1. Синтез плоского рычажного механизма
1 Определение рычажного механизма
По кинематической схеме видно что этот механизм получен из исходного механизма I класса (звено входящие в кинематическую цепь со стойкой) и группа Асура: диады 2-го вида и диады 3-го вида.
а) Подвижных звеньев-5: кривошип кулиса камень кулисы шатун
б) КП: I стойка-кривошип II кривошип-камень кулисы III камень кулисы-кулиса IV кулиса-стойка V кулиса-шатун VI шатун-ползун VII ползун-стойка
в) Степень подвижности: W=3*n-2*p5-p4
Механизм работоспособен и возможно только одно ведущее звено так как W=1. Выходным звеном является ползун Е.
ВВП – диада второго вида Механизм 1-го класса
ВПВ – диада третьего вида
2 Определение размеров звеньев
Масштабный коэффициент для построения технологического механизма в 12 положениях:
3 Построение плана скоростей и ускорений.
Построения плана скоростей механизма.
Угловая скорость начального звена:
Вектор скорости точки А перпендикулярен кривошипу в заданном положении().
Скорость точки Е найдем из условия подобия.
Коэффициент для построения плана скоростей:
Построение плана ускорений механизма для 1 5 10 положений.
Коэффициент для построения плана ускорения:
4 Построение диаграмм.
Первой выполняется диаграмма S – φ по перемещениям ведомого звена полученного при построении схемы механизма в 12 положениях. Диаграмма V – φ и W – φ получаем путем графического интегрирования диаграммы S – φ.
Масштабный коэффициент для построения диаграмм
Kv=Ks(Kt·Pv0) = 005мс·мм
Глава 2. Силовой анализ механизма.
1 Определение сил действующих на звенья 4-5.
Определение сил действующих на звенья 4-5 в 3 положении:
По графику технологической нагрузки из подобия треугольников находим:
ΣF G4+G5+Fn34+F34+R05+FИ4 +Pтн +FИ5=0
ΣME=0; -MИ4 -G4·h1+ F34 ·ED+FИ4·h2=0
h1 = 0.129м h2 = 0.007м
Из плана сил находим:
R05=552 H Fn34=923.3H F34общ =9235Н
Определение сил действующих на звенья 4-5 в 6 положении:
ΣF G4+G5+Fn34+F34+R05+FИ4 +Pтн+ FИ5=0
ΣME=0; MИ4 -G4·h1+ F34 ·ED+FИ4·h2=0
h1 = 0.129м h2 = 0.0012м
R05=6385 H Fn34=7577H F34общ =759Н
Определение сил действующих на звенья 4-5 в 10 положении:
ΣF G4+G5+Fn34+F34+R05+FИ4 +FИ5=0
R05=780 H Fn34=3600H F34общ =3620Н
2 Определение сил действующих на звенья в 2-3.
Определение сил действующих на звенья 2-3 в 3 положении:
ΣF G3+Fn03+F03+R23 + FИ3+F43 =0
ΣMА3=0; -M -G3·h2+Fи3·h1+F43A3D- F03·A3C=0
h1 = 0.141м h2 = 0.019м F03=248H
Из плана сил находим что Fn03=655H R23=1250.3H
Определение сил действующих на звенья 2-3 в 6 положении:
ΣMА3=0; +M +G3·h2+Fи3·h1-F43A3D+F03·A3C=0
h1 = 0.141м h2 = 0.019м F03=34445Н
Из плана сил находим что Fn03=1505Н R23=11786Н
Определение сил действующих на звенья 2-3 в 10оложении:
ΣMА3=0; +M -G3·h2-Fи3·h1-F43A3D+F03·A3C=0
h1 = 0.02 h2 = 0.016 F03=43789Н
Из плана сил находим что Fn03=34625Н R23=8199Н
3 Определение сил действующих на звено 1.
Определение сил действующих на звено 1 в 3положении:
ΣF Gкр+ F21+R01+Fур=0
ΣMО=0; Fур·h2- F21· h1=0
Fур= F21· h1 h2=(1250·0088)01=1100м
Из плана сил находим что:
Определение сил действующих на звено 1 в 6 положении:
ΣMО=0; -Fур·h2+ F21· h1=0
Fур= F21· h1 h2=(11786·0088)01=1037м
Fур= F21· h1 h2=(11786·0088)01=8200м
R01=166070.02=83035H
Глава 3. Синтез эвольвентного зубчатого зацепления
1 Расчет параметров зубчатого зацепления вручную
Коэффициенты смещения:
Исходные данные для расчета: z1=13; z2=18; m=12; α=20°
Основные параметры передачи и размеры зубьев сопряженных зубчатых колес определяются по следующим формулам:
Диаметры делительных окружностей:
Диаметры основных окружностей:
Делительный окружной шаг:
Делительная окружная толщина зуба:
Коэффициент суммы смещения:
Угол зацепления прямозубой передачи:
Делительное межосевое расстояние:
Межосевое расстояние:
Передаточное отношение:
Начальный диаметр шестерни:
Начальный диаметр колеса:
Коэффициент воспринимаемого смещения:
Коэффициент уравнительного смещения:
Диаметр вершин зубьев:
Шаг по основной окружности (основной шаг):
Начальная окружная толщина зуба:
Угол профиля зуба на окружности вершин:
Окружная толщина зубьев по вершинам:
Радиус кривизны эвольвенты на вершине зуба:
Длина линии зацепления:
Длина активной линии зацепления:
Коэффициент перекрытия:
Радиус кривизны эвольвенты в нижней точке активного профиля:
Радиус кривизны профиля в граничной точке активного профиля:
2 Расчет параметров зубчатого зацепления в программе GEAR.
Расчет параметров зубчатого зацепления.
--------------- исходные данные ------------------
числа зубьев : Z1= 13; Z2= 18
ширина венца : BW= 84.000
нормальный модуль : M=12.0
угол наклона линии изгиба: BETA= .00 град. ( .00 рад.)
начальные значения смещений X1H= .388; X2H= .154
конечные значения смещений X1K= .388; X2K= .154
угол теоретического исходного контура: ALFA= 20.00 град. ( .35 рад.)
коэффициент высоты головки : HA= 1.00
коэффициент радиального зазора : C= .25
числа зубьев для измерения длины общей нормали : ZW1= 3; ZW2= 3
числа участков на которые делятся интервалы изменения X1 и X2 :
------------- результаты ------------------
торцовый модуль MT= 12.0000
торцовый шаг PT= 37.6991
торцовый угол профиля на делительной окружности : ALFAT= 20.00 град.
делительная толщина зуба в торцовом сечении при нулевом смещении :
радиусы делительных окружностей : R1= 78.0000; R2= 108.0000
радиусы основных окружностей : RB1= 73.2960; RB2= 101.4868
делительная межосевое расстояние при нулевом смещении AO= 186.0000
торцовый шаг по основной окружности PBT= 35.4256
Коэффициенты смещения : X1= .388; X2= .154
суммарное смещение XS= .542
торцовый угол зацепления ALFAWT= 24.36 град.
радиусы начальных окружностей : RW1= 80.46014; RW2=111.40630
межосевое расстояние AW=191.86650; YM= 5.86649 ;
Y= .48887; DELTA Y= .05273 ;
HF1=10.34400 ; HF2=13.15680 ; HA1=16.02328 ; HA2=13.21049
радиусы окружностей впадин : RF1= 67.65600; RF2= 94.84320
радиусы окружностей вершин : RA1= 94.02328; RA2=121.21050
ALFA A1= 38.78 град. ; ALFA A2= 33.15 град.
длины общих нормалей : WL1= 93.93369; WL2= 92.84996
коэффициент перекрытия E=1.29912
приведенный радиус кривизны ROPR= 19.27118
удельные скольжения : V1= -2.71962; V2= -2.89363
Профиль зуба шестерни :
! 73.29602 ! 23.08254!
! 75.59905 ! 23.02485!
! 77.90208 ! 22.28177!
! 80.20512 ! 21.05595!
! 82.50815 ! 19.41276!
! 84.81118 ! 17.38692!
! 87.11421 ! 15.00005!
! 89.41724 ! 12.26684!
! 91.72028 ! 9.19785!
! 94.02331 ! 5.80096!
Делительная толщина зуба 22.23885
Начальная толщина зуба 20.89375
Профиль зуба колеса :
!101.48680 ! 21.99881!
!103.67830 ! 21.85943!
!105.86980 ! 21.19099!
!108.06140 ! 20.15797!
!110.25290 ! 18.81513!
!112.44440 ! 17.19227!
!114.63590 ! 15.30838!
!116.82740 ! 13.17666!
!119.01900 ! 10.80679!
!121.21050 ! 8.20619!
Делительная толщина зуба 20.19130
Начальная толщина зуба 17.99450
Выбор коэффициентов смещения
Я выбрал эти коэффициенты поскольку считаю их наиболее подходящими.
Минимальная относительная разница удельных скольжений
Коэффициент перекрытия входит в промежуток от 1.2 до 1.96
Удельные скорости скольжения не превышают 3
V1 = -2.71962 V2 = -2.89363
Толщина зуба SA≥0.3 m m=12 12*0.3=3.6
3 Построение графиков
График зон двухпарного зацепления
Масштабный коэффициент:
Шаг по основной окружности:
График скоростей скольжения
Относительная скорость:
Диаграмма коэффициентов удельных скольжений
Коэффициент удельного скольжения:
Глава 4. Анализ и синтез кулачкового механизма
1 Определение фазовых углов кулачкового механизма а также величину перемещения толкателя
Угол рабочего профиля кулачка равен: φр =115°
φпод = 44 = 0768 рад
φд.с. = 15 = 014 рад
Максимальный угол давления в кулачковом механизме: [] = 35°
Величина перемещения толкателя равна: h = 0033 м
2 Вычисление графиков функций.
Вычисление графиков функций отражающих зависимость перемещения толкателя от угла поворота аналога скорости толкателя от угла поворота и аналога ускорения толкателя от угла поворота
Согласно закону движения коромысла при удалении и приближении формула для вычисления перемещения толкателя при его удалении имеет вид:
S=h( φ2 φу2)(3-2 φ φу)
при 0≤ φ≤ φу где φу – фазовый угол удаления толкателя выраженный в радианах; φ – угол поворота кулачка в пределах фазового угла выраженный в радианах.
Для построения графика разобьем угол удаления φу на 11 интервалов и вычислим значение перемещения в 12 точках.
Согласно закону движения коромысла при удалении и приближении формула для вычисления аналога скорости толкателя при его удалении имеет вид:
S’=6h( φ φу2)(1- φ φу)
Согласно закону движения коромысла при удалении и приближении формула для вычисления аналога ускорения толкателя при его удалении имеет вид:
S’’=6h φу2)(1-2 φ φу)
Масштабные коэффициенты
Масштабный коэффициент для построения графиков зависимости перемещения толкателя от угла поворота:
Масштабный коэффициент для построения графиков зависимости аналога скорости толкателя от угла поворота:
Масштабный коэффициент для построения графика функции отражающего зависимость аналога ускорения толкателя от угла поворота:
3 Определения минимального радиуса кулачка
Кулачковый механизм с поступательным толкателем.
Откладываем на вертикальной прямой значения перемещений взятые с графика перемещения толкателя. Смотрим на график аналога скорости и поворачиваем вектор скорости на 90°в направление движения кулачка и откладываем от соответствующих точек на прямой.
Масштабный коэффициент построения геометрического места центров вращения кулачка и профиля кулачка:
Так как нет силового замыкания то строим вторую половину графика.
Проводим касательные к данному контуру под углом передачи к вектору скорости.
Эти прямые ограничивают область допустимых значений для минимальных значении радиуса кулачка. При этом минимальный радиусом будет кратчайшее расстояние от точки пересечения до контура. Rmin= 4735 мм Кратчайшее расстояние в расчетах брать нельзя так как угол давления будет достигать максимальных значений возможно замыкание и КПД будет маленьким. Поэтому минимальный радиус кулачка увеличивают на 10 30% и выбирают точку внутри области. Ro min= 60 мм. Эксцентриситет будет равен: е=0 мм.
Радиус ролика выберем наименьшим из условий :
Окончательно примем мм.
Девойно Г.Н. Курсовое проектирование по ТММ
Методические указания по выполнению курсового проекта по ТММ III части 1978
Артоболевский И.И. Теория механизмов и машин «Наука» 1975

Лист1.cdw

Кинематическая схема механизма
Кинематические диаграммы точки D

Ускорение 3.frw

кривошип 6.frw

Лист 4.CDW

кривошип 10.frw

3 новых положения.frw

кривошип 3.frw

Планы скоростей.frw

ускорение 10.frw

Ускорение6.frw

Силы 1(10).frw

Силы 1(3).frw

Силы 2(3).frw

Силы 2(6).frw

Лист3.frw

делительная окружность
начальная окружность
Cхема зубчатой передачи
Синтез эвольвентного
Диаграммы относительных
диаграмма коэффициентов
двухпарного зацепления
скоростей скольжения

Силы 2(10).frw

1(3).frw

12 новых положений.frw