Разработка основы технического предложения на долбёжный станок с качающейся кулисой

2 лист А1.cdw

График обобщённой скорости станка
Расчётное положение механизма (
Схема инерциооной и внешней нагрузок.

Курсовой тмм.doc

Технико-экономическое обоснование выбора схемы машины.
Проведение литературных и патентных исследований.
Пояснения к выбору структуры долбёжного станка.
Оценки энергопотребления проектируемого долбёжного станка.
Определение параметров схемы долбёжного станка.
Выбор электродвигателя и вида понижающей передачи
Выбор и синтез несущего механизма.
Синтез механизма поперечной подачи стола.
Синтез кулачкового механизма.
Проектирование винтового и храпового механизмов
Синтез шарнирного двухкоромыслового четырёхзвенника привода
Динамический синтез станка.
Расчёт масс и моментов инерции звеньев и механизмов.
Расчёт обобщённой инертности масс станка.
Определение расхода материалов и энергии при запуске.
Исследование схемы долбёжного станка.
Исследование установившегося движения главного вала станка.
Определение реакций в кинематических парах станка.
Определение ускорений.
Определение реакции в кинематических парах
Определение мгновенного к.п.д. оценка интенсивности износа
кинематических пар. 13
Краткий вывод и результаты.
Список использованной литературы
Проектирование – важнейшая составная часть подготовки студента
профессии инженера-механика. Оно начинается в курсе ТММ проводится в
каждом семестре и заканчивается в дипломном проекте; на промышленных
предприятиях оно является неотъемлемой частью работ по подготовке к
совершенствованию нового производства.
В Республике Беларусь и других странах СНГ машины проектируют в
Единой Системе Конструкторской Документации (ЕСКД – ГОСТ 2303-68). Эта
система выверена методически обеспечивает взаимную увязку и высокое
качество проектно-конструкторских работ. Знакомство будущего инженера-
механика с основными положениями этой системы является совершенно
Предлагаемое пособие позволяет курсовое проектирование по ТММ
осуществлять в рамках первого этапа ЕСКД – этапа «разработки технического
предложения» а задание на проектирование включает наиболее общие
критерии работы машин (производительность скорость процесса обработки и
т.п.). В такой постановке проект по ТММ может служить началом курсового и
дипломного проектирования на машиностроительных и механических
Долбёжный станок – металлорежущий станок строгательного типа с
вертикальным возвратно-поступательным движением резца и прямолинейным
периодическим движением подачи совершаемым изделием (установленным на
столе) Некоторые долбёжные станки имеют круглые столы сообщающие изделию
вращательное периодическое движение подачи. Долбёжный станок применяют
для обработки труднодоступных наружных и внутренних поверхностей пазов и
канавок (в том числе несквозных) любых профилей. В деревообработке
долбёжный станок – станок для выборки прямоугольных и овальных пазов и
отверстий с помощью фрезерных цепочек полых долот или плоских резцов.
(. ТЕХНИНО-ЭКОНОМИЧЕСКОЕ ОБОСНОВАНИЕ ВЫБОРА СХЕМЫ ДОЛБЁЖНОГО СТАНКА С
(.(. Проведение литературных и патентных исследований. Описание
Прототип - известное техническое решение со свойствами близкими к
заданным. В процессе проектирования машины он служит своеобразным
ориентиром для получения решения с требуемыми свойствами. Цели
проектирования достигают обоснованным изменением параметров выбранного
Станок имеет следующие основные узлы: станину 1 ползун 2 с резцовой
головкой стол 3 электродвигатель 4 коробку скоростей 5 и передаточные
механизмы (рис.1.1).
Рис. 1—1. Общий вид долбежного станка с качающейся кулисой
Резание металла осуществляется резном закрепленным в резцовой
головке при его возвратно-поступательном движения в вертикальном
направлении. Для движения резца используется шестизвенный кривошипно-
кулисный механизм с качающейся кулисой состоящий из кривошипа 1 камня 2
кулисы 3 поводка 4 и ползуна 5 (рис. 1-2).
Рис. 1—2.Схема кривошипно-кулисного механизма движения резца и кулачкового
механизма подачи стола.
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 vрез (скорость поступательного движения
при рабочем ходе ползуна) выбирается в зависимости от условии обработки и
обеспечивается при помощи привода состоящего из электродвигателя 4
ременной передачи коробки скоростей 5 зубчатой передачи и кулисного
механизма (рис. 1-1). Подача охлаждающей жидкости в зону резания
обеспечивается при помощи 'шестереночного насоса Z1 Z2 (рис. 1-1) и
системы трубопроводов (на рисунке не показаны).Число двойных ходов ползуна
в минуту равное числу оборотов кривошипа n1 определяют по заданной
скорости резания vрез с учетом коэффициента Кv изменения средней скорости.
Во время перебега в конце холостого и начале рабочего ходов (см
циклограмму на рис. 1-3) осуществляется. Перемещение стола на величину
подачи с помощью ходового винта. Поворот винта производится посредством
храпового механизма состоящего из колеса 9 рычага 8 с собачкой 10 тяги 7
и толкателя 6 (рис. 1-2). Поворот толкателя 6 осуществляется от дискового
кулачка закрепленного нa одном валу с кривошипом. Регулирование подачи
стола производится путем изменения длины рычага МN что позволяет изменять
количество зубьев захватываемых собачкой и следовательно обеспечивает
поворот ходового винта на требуемый угол. При проектировании кулачкового
механизма необходимо обеспечить заданный закон изменения ускорения при
движении толкателя (рис. 1-4) и осуществить подачу во время верхнего (в
конце холостого и начале рабочего ходов) перебега резца в соответствии с
циклограммой (рис. 1-3). При проектировании и исследовании механизмов
привода и подачи станка считать известными параметры приведенные в табл.1-
Рис 1—3. Циклограмма работы механизма долбежного станка.
Рис. 1—4. Закон изменения ускорения толкателя кулачкового механизма.
2. Пояснения к выбору структуры долбёжного станка.
Структуру долбёжного станка - прототипа принимаем за основу. В
состав станка включаем источник движения - нерегулируемый электродвигатель
I (рис.1.2.) несущий механизм 2 который обеспечит преобразование
вращательного движения электродвигателя в требуемое возвратно-
поступательное движение рабочего органа 3 зубчатый механизм 4 снижающий
частоту вращения вала электродвигателя до требуемой частоты вращения
входного звена несущего механизма механизм 5 поперечной подачи стола 6
состоящий из коромыслового кулачкового шарнирного четырехзвенного
храпового и винтового механизмов.
Для динамической устойчивости машинного техпроцесса снижения
тепловых потерь электродвигателя защиты его от перегрузок в конечном
счете для повышения к.п.д в состав станка при необходимости будет введена
дополнительная маховая масса в виде махового колеса 7.
В результате получаем предварительную блок-схему станка которую
далее принимаем за основу.
Рис 1.2. Предварительная блок-схема поперечно-строгального станка.
Электродвигатель приводной
Рабочий орган (резец)
Механизм поперечной подачи
Стол с обрабатываемым объектом (деталь)
В дальнейшем (в главе 2) определим параметры этой схемы уточним
расположение её элементов.
3. Оценки энергопотребления проектируемого долбёжного станка.
Рассматриваемый долбёжный станок относится к технологическим машинам
и основной расход энергии приходится на установившееся движение.
За один полный цикл установившегося движения работа двигателя ([pic])
расходуется на преодоление сил полезного ([pic]) и вредного ([pic])
поскольку работа других сил - потенциальных (веса упругости) и сил
инерции за цикл установившегося движения равна нулю.
Работу сил трения ([pic]) учитываем с помощью к.п.д. ([pic]). Тогда
Работу полезных сил ([pic]) определяем интегрируя график полезных
Построив график полезных сил в функции перемещения рабочего звена
(резца) (см. приложение 2) находим площадь охватываемую этим графиком и
эту площадь приравниваем работе полезных сил:
Передаточный механизм от вала двигателя 1 (рис.1.2.) к рабочему
органу – резцу 3 включает зубчатый 4 и несущий рычажный 2 механизмы.
где [pic] и [pic] - цикловые к.п.д. зубчатого и рычажного механизмов.
Предполагая что зубчатый механизм будет включать планетарную и
простую компенсирующую передачу его к.п.д. ориентировочно оцениваем как
(2 стр.322-333): [pic]
Предполагая далее что рычажный механизм будет шестизвенным (как у
станка-прототипа) цикловой его к.п.д. в первом приближении оцениваем как:
Тогда искомый к.п.д. передаточного механизма:
и работа двигателя за цикл движения составит:
Для полной обработки детали требуется
При этом затраты энергии на обработку одной детали составляют
[pic][pic] = [pic]k* = 160-2209 = 0.058 кВтчас
а потребление ее из сети достигает
где [pic]- к.п.д. современных асинхронных электродвигателей [pic].
Полученное значение Q* обсуждается с руководителем проекта и
используется при составлении планов выпуска изделий в пределах лимитов
выделяемых предприятию на энергию.
ОПРЕДЕЛЕНИЁ ПАРАМЕТРОВ СХЕМЫ ДОЛБЁЖНОГО СТАНКА
Привод служит источником механических движений звеньев станка причем
эти движения должны находиться в полном соответствии с заданной
производительностью.
В рассматриваемом агрегате привод включает нерегулируемый
короткозамкнутый асинхронный электродвигатель I (рис.2.1) и зубчатую
передачу 4 согласующую обороты электродвигателя с оборотами кривошипа
Считаем что цикл обработки (один двойной ход резца) будет
соответствовать кинематическому циклу т.е. одному обороту кривошипа
несущего механизма. Тогда частоту вращения кривошипа можем определять как:
[pic]nКР = Пр = 42 мин –1
а продолжительность цикла:
[pic]секдв.ход резца т.е.цикл.
При этом цикловая мощность приводного двигателя не должна быть менее
По этой мощности и величине nкр производим синтез элементов привода
поперечно-строгального станка.
1.1. Выбор электродвигателя и вида понижающей передачи.
Из каталога электродвигателей европейской серии ИР (4стр. 50) либо
серии 4А (5 24-31 и 6 132-134) выписываем в табл. 2.(. параметры
электродвигателей с ближайшей большей мощностью по сравнению с NДВ=0.75
Марка Нном. Частота Отношение к Mасса MаховойПередато
эл. мощн.Втвращения валаноминальному двигатмомент чное
двигателк Мин –1 моменту еля ротораотношени
Основной вариант Дополн6ительный вариант
ступень ступень ступень ступень
Анализируя данные таблиц 2.1. и 2.2. приходим к выводу что по
основным параметрам (простота и вес конструкции пусковые характеристики
двигателя к.п.д. - по мере роста передаточных чисел он уменьшается) для
нашего случая оптимальным является привод двигателем марки 4А71B4Y3 с
основным вариантом редуктора с двумя ступенями зубчатых механизмов: на
первой ступени применяем рядовую планетарную передачу на второй - простую
одноступенчатую зубчатую передачу позволяющую доводить передаточное
отношение привода до требуемой величины.
Дополнительный вариант редуктора (табл.2.2) реализуемый с помощью
планетарной двухрядной передачи по смешанной схеме (1рис.2.14.В) имеет
преимущества при необходимости соосного расположения валов - двигателя и
кривошипа несущего механизма.
1.2. Синтез зубчатых механизмов.
Схема зубчатой передачи представлена на рис. 2.1. Основу передачи
составляет планетарный механизм с передаточным отношением: [pic]
Открытая зубчатая передача z4 – z5 имеет передаточное отношение:
Синтез (подбор чисел зубьев) планетарной ступени производим на основе
следующих четырёх условий (8 стр. 420-425).
(. Условия выполнения требуемого передаточного отношения:
где передаточное отношение от 1-го колеса к водилу H при закрепленном
колесе 3 [pic] а передаточное отношение обращенного механизма
На основания этого из (2.1) получаем:
Условие правильности зацепления по которому:
Принимая z1 = 20 получаем: z3 = 6.4z1 = 6.420 = 128 зубьев
Условия соосности: z1 + 2z2 = z3
По условию правильности зацепления: z3 – z2 = 128-54 = 74 >8
Условия соседства: [pic]
из которого число сателлитов: [pic]
Т.е. число сателлитов может быть К=1 К=2 либо К=3. С целью
обеспечения уравновешенности механизма и более равномерной передачи сил
Уточняем передаточное отношение:
Проверяем возможность сборки полученного механизма:
После подстановки чисел:
Это соотношение не удовлетворяется ни при каких целых П и Ц. Поэтому
не меняя величины К (К=3) изменим z1 и подберем новые значения z2 и z3.
Приняв z1 = 18 зубьев будем иметь:
из условия соосности:
z2 = 0.5(114-18) = 48 зубьев
и условие соседства: [pic]- будет удовлетворяться
Уточнённое значение [pic]:
отличается от принятого первоначально [pic]
на [pic] что допускается.
Условие сборки [pic]
удовлетворяется при любом П в т.ч. и при П = 0 что соответствует
минимальным затратам времени на сборку редуктора (7стр. 428).
Окончательно принимаем для планетарного механизма
z1 = 18 z2 = 48 z3 = 114 K = 3
Для уравнительной зубчатой передачи находим уточненное значение
передаточного отношения:
При z4 = 18 получим z5 = 8128 а при z4 = 16 найдём z5 = 7225 и
Последний вариант обеспечивает наилучшее приближение к требуемому
передаточному отношению хотя и требует незначительного исправления
(корригирования) зубьев.
Окончательно принимаем z4 = 16 z5 = 72.
Модуль зубчатых колес планетарного редуктора найдём по максимальному
моменту в зубчатом механизме который имеет место на выходном его валу (на
валу-водила) Н. Момент на этом валу
где номинальная скорость вращения вала двигателя:
Ближайший больший модуль первого ряда по СТ СЭВ 310-76 (5 стр.
Модуль зубчатых колес открытой передачи рассчитываем по моменту на
валу кривошипа: Мкр = МН U4-5 = 32945 =14805 Н·м.
Учитывая повышенный износ при работе без смазки принимаем для
открытой уравнительной передачи m1 = 5 мм.
Определяем делительные диаметры колёс:
d1 = m1z1 = 218 = 36 мм
d2 = m1z2 = 248 = 96 мм
d3 = m1z3 = 2114 = 228 мм
d4 = m1z4 = 516 = 80 мм
d5 = m1z5 = 572 = 360 мм
а диаметр водила Н с учётом монтажа в нём сателлитов:
Принимаем dH = 150 мм.
2. Выбор и синтез несущего механизма.
Несущий механизм связан с рабочим органом и должен обеспечивать ему
возвратно-поступательное движение с высоким показателем коэффициента
производительности *. Найдем величину этого коэффициента.
По определению 9 коэффициент производительности машины представляет
собой отношение * = tОБT указывающее какую часть время обработки
изделия tОБ составляет в общем времени T рабочего цикла.
Величину tОБ находим как: [pic]
где в свою очередь ход резца (связан с выходным ползуном несущего
механизма): S = lД + 2s1
Перебег резца s1 = 0.08 S (1 стр. 237) необходим для
гарантированной обработки детали по всей её длине и предотвращения поломки
резца при поперечной подаче стола (её осуществляют за время перебега в
конце холостого и начале рабочего ходов). Тогда:
Такое значение * получим за счёт надлежащего выбора несущего
рычажного механизма непосредственно связав с его ведомым звеном рабочий
орган (резец) станка.
Величину изменения средней скорости ведомого звена этого механизма
Где [pic]- время движения звена в прямом направлении во время
рабочего хода резца;
[pic]- время движения звена в обратном направлении при холстом ходе
Из простейших четырехзвенных рычажных механизмов возвратно-
поступательное движение рабочему органу могут обеспечить механизмы:
a) кривошипно-ползунный
Однако у тангенсного механизма ведущее звено не может быть
кривошипом (что необходимо для соединения с выходным валом редуктора) а
синусный механизм имеет коэффициент * = 0.5 независимо от размеров его
звеньев. Исследуем возможности кривошипно-ползунного механизма.
На рис. 2.2. изображен кривошипно-ползунный механизм в двух крайних
его положениях – ОA`CD` и ОА``CD``.
Рассмотрим [pic]AOC и [pic]A`OC:
Значит [pic]AOC и [pic]A`OC равны откуда [pic]AOC = [pic]A`OC=600.
Примем r=OA=OA`=015(м) тогда:
Значит звено CT=CT`[pic]CA+r=045 примем равным CT=CT`=05(м).
Примем CD=03 тогда [pic]DCD` равносторонний (CD=CD` и
[pic]D`DC=[pic]DCD`=[pic]CD`D). Так как S=03 и DD`=03(м) то
[pic]F`E`D`=[pic]FED=900.
Примем FE=ED=01(м) и F`E`=E`D`=01(м) соответственно.
Рассмотрим [pic]D``CD` (положение при котором звено CD максимально
приближено к линии FF`).
Значит проекция D`C будет равна:
Значит звено CD не будет пересекать линию F`F. Условие существования
CD осуществляется значит все принятые величины можно считать верными.
FE= 01(м); ED= 01(м); DC=03(м); CA= 03(м); CT=05(м);
r=OA=015(м); Q=600 ; [p звено FE перпендикулярно FF`.
Полученные абсолютные размеры звеньев и значение угла [pic] и Q
используем при построении несущего механизма. Характерными считаем
крайние положения положения экстремумов углов давления в качающейся
кулисе ACDEF положения начала и конца действия полезных нагрузок
другие характерные точки их графика положения экстремумов скоростей
звеньев (энергии масс) ускорений и сил инерции и др. Практически
приходиться строить 8÷12 характерных положений (лист 1 приложения 3).
План положений используем для:
Проверки результатов синтеза (удовлетворяемости входных данных -
Определения объема занимаемого механизмом в машине при её работе;
Построения циклограммы совместной работы механизмов (в функции угла
поворота главного вала машины) определения фазовых углов в
кулачковом механизме при определении скоростей и ускорений звеньев и
Откладывая 0.0005м длины звена в одном мм. чертежа (масштаб [pic])
размеры на чертеже 1 (приложение 3) изображаем в отрезках: FE= 20(мм);
ED=20(мм); DC=60(мм); CA= 60(мм); CT=100(мм); r=OA=30(мм); Построения
проводим с помощью метода засечек начиная от звена положение которого
известно. Обычно таким звеном является входной кривошип (ОА) либо
рабочий орган (ползун A). Положения представленные на чертеже 1
(приложение 3) соответствуют:
и 6 – началу и концу прямого хода рабочего органа (экстремальным
углам давления в механизме)
и 5 – началу и концу действия полезных нагрузок;
и 4 – характерным точкам графика нагрузок
– началу перебега резца в конце холостого хода.
Положения 124 и 7 поясняются дополнительно при описании синтеза
кулачкового механизма.
3. Синтез механизма поперечной подачи стола.
Во время перебегов резца в конце холостого и начале рабочего ходов
происходит перемещение стола с обрабатываемой деталью при помощи ходового
винта. Поворот винта производиться посредством передаточного механизма
состоящего (рис. 2.2) из храпового колеса 9 рычага с собачкой тяги 7 и
качающегося толкателя 6. Поворот толкателя осуществляется дисковым
кулачком закреплённым на кривошипном валу 0.
Рис.2.2. Схема механизма поперечной подачи стола
Рассмотренный сложный передаточный механизм (рис. 2.2) представим как
совокупность четырёх простых механизмов:
) кулачкового включающего кулачек и коромысло;
) винтового состоящего из ходового винта расположенного вдоль оси и
маточной гайки (не показана) закрепляемой на столе;
) храпового включающего храповое колесо жестко связанное с ходовым
винтом рычага собачки шарнирно закрепляемой на рычаге с возможностью
) Кулисный механизм ОCDE.
Найдём размеры этих механизмов:
3.1. Синтез кулачкового механизма.
В описании прототипа указано что фазовый угол возвращения коромысла
[pic] может быть равен фазовому углу удаления [pic] причём эти углы
разделены между собой фазовым углом дальнего стояния [p при повороте
кулачка на угол [pic] механизм подачи стола фиксируется в одном из своих
Вычертив 1-е и 7-е положения несущего механизма методом засечек
начиная от ползуна A замеряем с помощью транспортира угол давления [pic] и
строим положения 2 и 5 несущего механизма соответствующие окончаниям фаз
дальнего стояния (принято [pic]) и возвращения (принято [pic]).
Из таблиц помещённых в описании прототипа ( стр. 239) следует
что длина коромысла может быть принята в интервале [pic]м. а угол качания
Принимаем [pic]м. [pic].
Выбираем закон движения толкателя кулачкового механизма на фазах
удаления и возвращения. Поскольку кулачковый механизм со столом станка
(звено обладающее значительной массой) связан посредством храпового
механизма а тот в начале и конце зацепления храповика с собачкой имеет
«жесткие удары» по времени совпадающие с началом и концом фазы удаления в
кулачковом механизме то с целью более успешного противостояния( этим
ударам на фазе удаления выбираем безударный закон например с изменением
ускорения по синусоиде треугольнику либо трапецеидальный (см. законы 56
На фазе возвращения коромысла кулачёк не имеет кинематической связи с
массивным столом станка и силы инерции стола на него не воздействуют.
Поэтому на указанной фазе можем применить более простые законы в том
числе такие которые имеют «мягкий удар». Среди них например
модифицированный линейный закон косинусоидальный с равномерно убывающим
Для нашей конструкции станка применяем гладкие законы –
синусоидальный на фазе удаления и с равномерно - убывающим ускорением на
фазе возвращения (рис. 2.8). При прочих равных условиях ([pic]) эти законы
обеспечивают приемлемую величину максимума ускорения (например при
изменении ускорения по треугольнику значение этого максимума значительно
больше – см. табл. 2.10 1).
РИС 2.8. Закон движения коромыслового толкателя кулачкового механизма
Из указанной таблицы выписываем формулы для определения функции
положения толкателя кулачкового механизма и передаточных кинематических
функций 1-го и 2-го порядков. Для удобств пользования этими формулами их
преобразуем к следующему виду:
а) на фазе удаления:
б) на фазе возвращения:
а [pic] либо [pic] - относительное значение текущего угла
отсчитываемое от начала фазы удаления либо возвращения. Поскольку в нашем
случае и угол [pic] и угол [pic] разбиты на 6 равных частей каждый то
относительные их значения составляют:
Т.о. указанные функции в пределах каждой из фаз будут определены в 8-
ми равноотстоящих точках.
Расчёты могут быть произведены с помощью программируемого
микрокалькулятора типа МК-52. Программа 3 помещённая в «приложении 1»
позволяет осуществлять расчет лишь для принятых здесь законов движения.
Результаты расчётов выполненных по этой программе занесены в табл. 2.5.
Задачу определения основных размеров кулачкового механизма –
минимального радиуса профиля кулачка [pic] межосевое расстояния [pic] (рис
7) и угла коромысла О1О2 со стойкой ОО2 при нижнем выстое коромысла [pic]
- решаем графически. Для этого:
На чертеже (приложение 3) выбираем произвольно центр О2 и в этом центре
размещаем вершину угла [pic] который строим при помощи транспортира
относительно произвольно направленной его биссектрисы.
Проводим стягивающую этот угол дугу радиусом равным длине коромысла
[pic] в выбранном масштабе (например [pic]).
Построенный угол [pic] делим лучами на 6 частей в соответствии со
значениями [pic] в табл. 2.5 для фазы удаления (коромысло О1О2 движется в
одном направлении) и на 6 частей для фазы возвращения (коромысло О1О2
движется противоположно).
На построенных лучах от их пересечения с дугой (п.2) откладываем отрезки
[pic] в масштабе коромысла ([pic]) в направлении вектора скорости
[pic] конца коромысла повернутого на 90° по угловой скорости кулачка
При силовом замыкании (пружиной и др.) высшей кинематической пары
«кулачек - толкатель» отрезки [pic] откладываем лишь для фазы удаления.
Соединяем концы отрезков [pic] и строим кривую [pic].
Проводим хорду к дуге описанной центром ролика коромысла (к дуге
[pic]). К проведённой хорде под углом давления [pic] (при вращательном
движении толкателя [pic]) проводим касательные к кривой [pic] на фазе
удаления и на фазе возвращения (при силовом замыкании высшей
кинематической пары «ролик – кулачёк» эта кривая совпадает с дугой
радиуса [pic]). Внутри угла образуемого касательными в наиболее
удалённой области их пересечения (приложение 3) выбираем центр О
[pic] Фаза удаления Закон [pic] Фаза возвращения Закон Таблица 2.5.
синусоидальный падающего ускорения
Длина звенаМомент инерцииМомент инерции
рычага (кг) относительно относительно
диаметр оси вращения центра масс
колеса (м) (кгм2) (кгм2)
Рычаг ОOA [pic] m1 = 0.45 J 1= 3.4·10-3 (
АCT [pic] m2 = 1.5 J2 = 1.25·10-1(
CCD [pic] m3 = 0.9 J3 = 2.7·10-2 (
OO1O2 [pic] m6 = 3.60 J6 = 1.73·10-2(
OO2K [pic] m7 = 2.85 J7 = 8.57·10-3(
KKM [pic] m8 = 5.10 ( JS8 = 1.23·10-2
MMO3 [pic] m9 = 1.80 J9 = 2.16·10-3(
ЗубчатZ1 d1 = 0.036 mZ1 = 0.131 JZ1 = Как и
ое Z2 d2 = 0.096 mZ2 = 0.932 2.12·10-5 относительно
колесоZ4 d4 = 0.080 mZ4 = 1.152 JZ2 = оси вращения
рис.2.Z5 d5 = 0.36 mZ5 = 8.65 1.07·10-3 ((
ВодилоHН [pic] [pic] [pic] ((
Кулачё( [pic] [pic] ((
Храпов( [pic] [pic] ((
4.2. Расчёт обобщённой инертности масс станка.
Инертные свойства машин и механизмов характеризуют приведённой
массой либо приведённым моментом инерции подвижных звеньев в зависимости
от того линейным или угловатым является перемещение звена приведения.
Приведённый к звену момент инерции масс других связанных с ним
звеньев вычисляют как сумму произведений масс этих звеньев и их моментов
инерции на квадраты её передаточных функций в движениях этих звеньев
относительно звена приведения.
Приведённый к звену механизма момент инерции масс других его звеньев
может быть переприведён например к главному валу машины для чего его
величину следует умножить на квадрат передаточной функции от звена
приведения механизма к указанному валу [pic].
Приведённый к главному валу машины момент инерции её маховых масс
может быть вычислен как сумма произведений приведённых моментов инерции её
механизмов (и одиночных звеньев) на квадраты передаточных функций при
движении звеньев приведения относительно вала машины принятого за главный.
Т.о. приведённый к валу кривошипа ОА (рис.1.1) – принимаем его за
главный – момент инерции масс звеньев станка [pic] можем представить как
сумму приведённых моментов инерции трёх его механизмов - зубчатой передачи
механизма поперечной подачи стола и несущего механизма - и двух деталей –
ротора приводного электродвигателя и махового колеса.
Вычислим приведённые моменты инерции указанных механизмов и деталей.
Для ротора приводного электродвигателя имеем:
Для зубчатой передачи имеем:
где [pic][pic] -приведённый к валу водила момент инерции планетарного
механизма а величину [pic] вычисляем пользуясь рис. 2.10:
Здесь K – число сателлитов.
Передаточная функция: [pic][pic][pic][pic] а [pic] - получено ранее.
Остальные данные берём из табл. 2.6.
Приведённый к валу кривошипа момент инерции механизма поперечной
подачи стола [pic] влияет на движение станка лишь в периоды движения
толкателя кулачкового механизма – на фазах удаления и возвращения.
Причём на концах этих фаз [pic] т.к. передаточная функция [pic] от
толкателя к кулачку т.е. к валу кривошипа ОА при этом равна нулю.
Максимальное значение [pic] приобретает вблизи середины этих фаз
когда [pic] коромысла MN и KL параллельны вследствие чего передаточная
функция от второго коромысла к первому также приобретает своё максимальное
значение. В этом положении величина приведённого момента инерции механизма
поперечной подачи может быть вычислена из выражения:
Отсюда после несложных преобразований получаем :[pic] [pic]
где [pic] - есть передаточная функция [pic] от коромысла KL к
коромыслу BM когда KL MN и МЦС шатуна LN расположен в бесконечности.
Для приведенного к валу входного кривошипа ОА момента инерции несущего
механизма (рис. 2.11) можем составить выражения:
Рис.2.2. Кулисный механизм
Для контура COAC векторному уравнению замкнутости [pic]соответствуют
Из этих уравнений можно получить формулы для определения угловой
координаты [pic] кулисы 3 и отрезка [pic]:
Передаточное отношение [pic]
Значения координаты [pic] - угла кривошипа ОА с направлением стойки
ОС – замеряем транспортиром непосредственно из плана положений механизма
(чертёж 2 приложения 3).
Результаты расчётов заносим в таблицу 2.7.
Данные таблицы 2.7 (линейные и угловые перемещения) должны быть в
согласии с планом положений несущего механизма (приложение 1) а для
согласованности программы вычисления передаточных функций в одном из
положений механизма можно построить план скоростей (приложение 3).
№ поло-жения[pic] [pic] [pic]
Таблицу 2.7. используем для вычисления приведенного к валу кривошипа
эту же таблицу для различных положений станка заносим значения приведённых
моментов инерции масс других вычисленных ранее деталей и механизмов.
Таблицу 2.8. используем для определения недостающей массы – маховика.
ПоложЗначениеРабота сил ПриращенМомент инерции приведённый к
ение обобщённ ие главному валу станка (валу
Движущих АДВ (кДЖ) Сопротивлений АС (кДЖ) [pic] [pic] [pic]
[pic] 0 0 0 0 0 0.78 6.15 0.63 0.467 1 50 0.082 0 0.083
78 6.15 0.63 0.467 маховика имеет ту особенность что будучи
оформленной в виде махового колеса (желательно с тяжёлым ободом т.к.
при этом она минимальна) величина её постоянна. Приведённый к главному
валу О момент инерции махового колеса определяем строя для всех
движущихся масс станка диаграмму энергомасс ([pic]) – зависимость
приведённого момента инерции движущихся масс ([pic]) от запасаемой
этими массами энергии Т.
Вначале в осях приращений [pic] установим форму указанной диаграммы
затем найдём положение осей [pic] полных значений энергии станка Т и
необходимого приведённого момента инерции. По координатам начала этих осей
в системе координат [pic] вычислим инертную массу которую необходимо
добавить для получения динамической устойчивости выполняемого техпроцесса.
Динамическую устойчивость машинного техпроцесса оценивают
коэффициентом неравномерности вращения главного вала (станка) [pic] (2
табл. 5.2) который указанную устойчивость обеспечивает путём защиты
приводного электродвигателя от перегрузок и гарантирует получение изделий
надлежащего качества.
Согласно указанному вычислим приращения кинетической энергии [pic]
подвижных масс станка за цикл установившегося движения:
Вначале методом интегрирования графика нагрузок – зависимости сил
полезного сопротивления ([pic]) от хода рабочего звена Н (прямого и
обратного) получаем график работ полезных сил (чертеж 1 приложения3):
Из этого графика находим значения [pic] в различных (характерных)
положениях станка (его главного вала).
Результаты заносим в табл. 2.8. В табл. 2.8. также заносим значения
[pic] которые получаем на основании того что функция [pic] прямая
пропорциональность(.
где (в первом приближении) работу движущих сил за цикл ([pic]) можем
приравнять ранее установленной работе сил полезных сопротивлений [pic] за
Результат для [pic] для различных положений станка заносим в табл.
Величину приведённого момента инерции масс станка в различных его
положениях ([pic]) представим в виде суммы постоянной ([pic]) и изменяемой
([pic]) составляющих:
где [pic] включает неизвестную маховую массу сосредоточенную в
маховике а [pic]- обобщает изменяемые маховые массы.
Считаем в рассматриваемом примере:
где [pic] - приведенный к главному валу 9 момент инерции маховика.
Строим диаграмму [pic] и проводим к ней касательные [pic]
под углами (2 стр. 371):
где [p [pic] - масштабы приведённого момента инерции и энергии
выбранные для диаграммы энергомасс [pic] (табл. 5.12 2 стр. 369) а
средняя угловая скорость главного вала [pic].
После подстановки чисел получаем:
Проведя касательные к диаграмме под указанными углами к оси [pic]
находим отрезки О1К и О1l (в мм) которые используем для определения
начала координат О системы [pic] - зависимости полной кинетической энергии
движущихся звеньев станка от их момента инерции приведенного к главному
валу (О1К = 78.2 мм; О1l = -284.7 мм.).
Уравнения касательных:
решаем совместно: вычитанием второго уравнения из первого получим:
после чего из первого уравнения получим
Из рис.2.11: видно чтобы перейти от системы координат [pic] к
системе [pic] из начала О которой диаграмма энергомасс видна под углами
[pic] и [pic] необходимо к переменной части момента инерции станка
прибавить постоянную часть:[pic].
Часть этого момента инерции в проектируемой схеме поперечно-
строгального станка уже имеется (за счёт ротора электродвигателя и
зубчатого механизма). Остальную часть: [pic]
вводим в состав станка в виде дополнительной маховой массы – махового
колеса. Если диаметр этого колеса принять DМАХ = 1.0 м а массу
распределить по его ободу то она составит [pic].
Большие вес и габариты маховика обуславливают необходимость
закрепления его на более быстроходном валу.
При закреплении маховика на валу электродвигателя его момент инерции
будет составлять [pic]
и при радиусе например RМАХ = 100 мм он будет иметь массу
Такой маховик запасает кинетическую энергию:
4.3. Определение расхода материалов и энергии при запуске.
Из рис.2.11 максимальная энергия станка запасаемая звеньями при его
запуске составляет: [pic]
что соответствует подводимой из сети энергии
В заключение на основании табл. 2.6 производим ориентировочную
оценку масс звеньев станка.подвижных звеньев:
а с учётом массы электродвигателя соединительных валов и деталей
(принимаем mсоед = 01m) станины (принимаем mстан = 02m) ориентировочная
масса станка приблизительно составит:
III. ИССЛЕДОВАНИЕ СХЕМЫ ПОПЕРЕЧНО-СТРОГАЛЬНОГО СТАНКА.
При разработке технического предложения параллельно синтезу схемы
ведут её анализ в процессе которого уточняют значения принимаемых величин
виды и параметры используемых механизмов производят оценку
эксплуатационных характеристик машины и т.д. Результаты анализа в
окончательном варианте входят в техническое задание на выполнение
последующих – технических проектов методами таких общеинженерных
дисциплин как «Детали машин» и др.
Из многочисленных задач анализа отрабатываем методики:
Исследования закона установившегося движения машин;
Определения усилий в кинематических парах машины;
Уточнения к.п.д. машин и выявления кинематических пар
подверженных наиболее интенсивному износу.
1. Исследование установившегося движения главного вала станка.
Обобщенной координатой по-прежнему считаем угол поворота кривошипа
ОА насаженного на главный вал исследуемого станка. Обобщённую скорость –
угловую скорость кривошипа ОА при установившемся движении станка найдём из
выражения его кинетической энергии:
где кинетическая энергия
а приведённый к главному валу момент инерции
начальная кинетическая энергия и [pic] - постоянная составляющая момента
инерции маховых масс (с учётом массы маховика) – определены выше.
Результаты вычислений по формуле (3.1) заносим в табл.3.1.
Полож м-ма 0 1 2 3 4 5 6 7 0 [pic] 0 50 69 120 154 192
0 326 360 [pic] 4.39 4.44 4.41 4.34 4.28 4.26 4.30 4.37
39 С помощью табл. 3.1. проверяем достоверность определения момента
что приблизительно( соответствует принятым их значениям
По данным табл. 3.1. строим график обобщённой скорости станка в
функции его обобщённой координаты ([pic]) (лист 2 приложения 3) в
пределах одного цикла установившегося движения ([pic]). С помощью этого
графика можем определить угловое ускорение кривошипа ОА в любом его
где [pic] и [pic] - приращения координат по осям [pic] и [pic] [pic]
и [pic] - масштабы этих осей [pic] - угол касательной к построенной кривой
[pic] с положительным направлением оси [pic] при выбранном значении
обобщённой координаты [pic].
2. Определение реакций в кинематических парах станка.
Для определения реакций в кинематических парах станка воспользуемся
кинетостатическим методом по которому согласно Даламберу если ко всем
действующим на звенья силам прибавить силы инерции то движение этих
звеньев можно описать известными уравнениями статики.
Принцип Даламбера применяют к простейшим статически определимым
кинематическим цепям степень подвижности которых после присоединения к
стойке равна нулю. Простейшая плоская кинематическая цепь может содержать
например два звена и три низшие кинематические пары (структурная группа
Ассура) либо одно звено низшую и высшую кинематические пары и т.п.
Отсоединение указанных цепей от машины ведут от рабочего органа
последовательно приближаясь к валу приводного электродвигателя расчет
которого производится последним.
Исследованию подлежат все либо некоторые положения машинного
агрегата (в нашем случае от нулевого до 7-го включительно) либо положения
наименее благоприятные в смысле нагрузок потерь и т.п.
Рассмотрим методику кинетостатического анализа в 5-м положении
станка когда к его рабочему звену приложено максимальное рабочее усилие а
угол давления в кулисном механизме ОАСDFE близок к минимальному (табл.
7). Хотя анализ проводится по всей кинематической цепи станка от рабочего
органа до вала приводного электродвигателя мы в своем примере достаточно
подробно рассмотрим лишь его начало.
Отсоединим от станка кинематическую цепь состоящую из трех статически
определимых кинематических цепей – структурных групп:
а) Ползун 5 и звено 4;
б) кулиса 3 и шатун 2;
в) Кривошип 1 вместе с насажанным на его вал зубчатым колесом Z5.
Наличие кулачка сблокированного с кривошипом 1 в расчёт не
принимаем поскольку это – параллельная кинематическая цепь а силовой
расчёт механизма поперечной подачи как условились не рассматриваем.
2.1. Определение ускорений.
Чтобы воспользоваться принципом Даламбера необходимо найти ускорения
центров масс и угловые ускорения звеньев. Эту задачу решаем путём
построения плана ускорений (лист 2 приложения 3).
В расчетном 5-м положении рассматриваемой кинематической цепи при
установившемся режиме движения станка в табл. 3.1. находим
[pic]а с помощью графика [pic] по формуле (3.2) определяем:
« 0 » указывает на то что [pic] в данной точке отсутствует.
План ускорений строим начиная от входного звена ОА (рис. 2.3).
По теореме о вращательном движении кривошипа ОА ускорение точки А:
где нормальная составляющая ускорения равна ускорению точки A так
Значит [pic] отсутствует.
Для определения сил инерции звеньев строим план ускорений начиная от
входного звена ОА: [pic]
где нормальная составляющая ускорения:
в масштабе построения: [pic] на чертеже (лист 2) отложена в векторе [pic]
О а тангенциальная составляющая:
[pic] - отсутствует.
Для точки А23 по теореме о сложном движении кулисного камня 2 запишем:
где [pic] [pic]- ускорение Кориолиса.
Скорость скольжения кулисного камня 2 вдоль кулисы 3:
Угловая скорость звена 3: [pic]где [pic]-передаточное отношение из
Тогда получаем: [pic]
В масштабе плана ускорений:
Проводим [pic][pic] а через точку [pic] проводим прямую параллельно
Ускорение звена А23C: [pic]
Проводим [pic] параллельно звену АВ в направлении от А к В. Из точки
[pic] до пересечения с прямой. Проходящей через точку [pic]. На пересечении
получаем точку [pic]. Отсюда определяем:
[pic]Ускорение точки D можем найти по теореме подобии планов ускорений
Точка С лежит на прямой [pic].
Ускорение точки С: [pic]
По теореме о плоском движении точки ускорение точки E можно записать
в следующем виде: [pic]
Из табл. 2.7. выписываем передаточное отношение [pic] и получаем:
В масштабе плана ускорений имеем: [pic]
Проводим [pic] параллельно звену 4 и в направлении от точки E к точке
Через т. П проводим прямую параллельную ускорению точки E
(вертикально). А из точки [pic]к ней. На пересечении этих прямых получаем
точку e. Из плана ускорений получаем:
Построенный план ускорений используем для определения ускорений центров
масс и угловых ускорений звеньев:
2.2. Расчёт сил инерции.
Имея ускорения находим силы инерции:
2.3. Определение реакций в кинематических парах.
Прикладываем силы инерции и моменты сил инерции к соответствующим
звеньям противоположно ускорениям центров масс и угловым ускорениям этих
звеньев. Кроме того в центрах масс прикладываем силы тяжести звеньев:
К рабочему органу прикладываем силу полезного сопротивления которая
в соответствии с графиком полезных нагрузок в рассматриваемом положении
Расстояние линии действия FP от направляющей резцедержателя (1 стр.
К кривошипу ОА прикладываем «уравновешивающую силу» PZ4-Z5
действующую на колесо Z5 со стороны отсоединяемого колеса Z4 по линии
зацепления зубьев колёс составляющей угол 70о с линией их межосевого
расстояния. Положение указанной линии задаём исходя из удобств размещения
двигателя (габаритный размер двигателя – d30 – 4 табл. 2.5) и получения
минимальных габаритов станка.
Отделяем от механизма два последних звена 4 и 5 (структурная группа
Ассура) а действие отброшенных звеньев заменяем реакциями. На звено 5 со
стороны стойки 0 действует реакция [pic] а на звено 4 – реакция со стороны
кулисы [pic]. Направлены реакции перпендикулярно относительным перемещениям
звеньев образующих кинематическую пару.
Для определения модулей и направлений реакций [pic] и [pic] строим
замкнутый многоугольник (план) сил:
(лист 2 приложения 3).
Выбрав масштаб построения
неизвестные [pic] и [pic] определяем из плана умножая
соответствующие им отрезки на величину [pic]. Получаем:
Из условия равновесия кулисного камня 4 также находим
Точку Е приложения реакции [pic] к ползуну 5 со стороны стойки
находим из уравнения равновесия ползуна в форме моментов относительно
центра шарнира [pic]:
Далее рассматриваем структурную группу 2-3. нагружаем ее дополнительной
силой Р43=-Р34 реакциями Р03 и Р12. Составляем сумму моментов относительно
точки C и находим реакцию Р12:
Строим план сил: [pic]
Из плана сил находим: [pic]
Далее определяем структурную группу 0-1 и рассматриваем кривошип ОА
вместе с зубчатым колесом Z5 и соединяющим их валом ( n=1 р1=1 р2=1 и по
формуле Чебышева получаем W=0). Прикладываем к этому звену силу инерции
ФU1 момент сил инерции [pic] реакцию [pic] вес [pic] и неизвестные -
уравнивающую силу [pic] (силу в зацеплении колёс [pic]) и реакцию на
кривошип со стороны стойки ([pic]).
Уравнение равновесия в форме моментов относительно центра О вращения
а реакцию [pic]находим из плана сил:
Построив план сил находим: [pic]
Рассмотренная часть силового расчёта в исследуемом положении рычажного
механизма является началом этого расчёта.
Далее расчёт выполняется так:
a) Отделяем механизм поперечной подачи стола включающий стол
храповой рычажный и кулачковый механизмы. Отделяя от этого
механизма структурные группы нагружая силами и рассматривая
равновесие находим реакции в кинематических парах включая
реакцию между роликом кулачкового механизма и кулачком;
b) Уточняем расчёт кривошипа ОА с учётом реакций;
c) Отделяем структурную группу состоящую из водила Н планетарной
передачи (вместе с зубчатым колесом Z5) и сателлита Z2 (два
звена две высшие и две низшие кинематические пары). Из
условия равновесия этой группы определим реакции в зубчатых
зацеплениях сателлита с центральными колёсами Z1 и Z3 (по
линиям зацепления) действия водила Н на стойку О и на
Расчёт заканчиваем начальным механизмом станка включающим ротор
асинхронного электродвигателя и насаженное на его вал центральное колесо Z1
планетарного механизма.
Полученные значения реакций используем при разработке конструкций
кинематических пар (рассматривается в курсе «Детали машин») и для уточнения
к.п.д. в расчётном положении несущего механизма (рассматриваем ниже).
Определение мгновенного к.п.д. оценка
интенсивности износа кинематических пар.
Мгновенный к.п.д. рассмотренного шестизвенного механизма находим по
где [pic] - мгновенная (в рассматриваемом положении механизма)
мощность сил трения в кинематических парах 0-1 1-2 2-3 3-0 3-4 4-5 5-
а 0 1 2 3 – номера звеньев образующих эти кинематические пары.
Предположим (уточняется в курсе «Детали машин») что вращательные
кинематические пары ОАВ и С выполнены как «цилиндр в цилиндре» с радиусом
сопрягаемой поверхности
а материалы трущихся поверхностей выбраны таким образом что
коэффициент трения между ними составляет [pic] (сталь по стали при
отсутствии смазочных материалов – 8 стр. 56).
Такое же значение коэффициента трения предполагаем в поступательных
кинематических парах.
Тогда мгновенные мощности сил трения во вращательных кинематических
парах можно определить как:
[pic] - относительная линейная их скорость.
С учётом этих замечаний
где VАС=0153 мс; VE=0276 мс.
Мгновенная мощность сил трения:
Мгновенная мощность полезных сил:
Аналогично можно определить к.п.д. для всех других механизмов станка
и для всего станка в целом.
Можно оценить интенсивность износа кинематических пар по мощности сил
трения. В примере в выбранном положении для рассмотренной части
передаточного механизма наибольшему износу подвергается поступательная
кинематическая пара 5-0 между резцедержателем 5 и стойкой 0.
Для снижения среднецикловой величины износа кинематические пары
рекомендуется смазывать а во вращательных парах вместо подшипников
скольжения применить подшипники качения. О других способах снижения износа
см. например в работе 7 243-252.
Краткие выводы и результаты.
Выполнено первое приближение проекта строгального станка получены
ориентировочные технико-экономические показатели которые подлежат защите и
утверждению. Эти показатели сводятся к следующим:
Производительность (двойных ходов резца в минуту) 42
Средняя скорость резания (ммин) 38.4
Поперечная подача стола (мм) 0.00085
Потребляемая энергия при усилии резания
FР = 2.4 кН (квт(часдеталь)
Максимальная циркулирующая энергия (квт(час) 6.25(10-4
Размеры проекции минимального объёма на вертикальную
плоскость (м) 0.425(0.450
Предполагаемая масса станка кг 450
Список использованных источников.
Курсовое проектирование по теории механизмов и машин Под ред.
Г.Н.Девойно - Мн.: Вышэйшая школа 1986.
Артоболевский И.И. Теория механизмов и машин. М.: Наука 1975.
Касаткин А.С. Немцов М.В. Электротехника. - М.: Энергоиздат
Двигатели переменного тока мощностью от 006 до 100 кВт:
Номенклатурный каталог НК 01.4.01-90. - М.: Информэлектро
Курсовое проектирование деталей машин: Справ.пособие Часть I
А.В.Кузьмин Н.Н.Макейчик и др. - Мн.:Выш. школа 1982
Попов С.А. Курсовое проектирование по теории механизмов и
механике машин. – М.: Высшая школа 1966.
Теория механизмов и машин: Проектирование Под ред.
О.И.Кульбачного - М.: Высш.шк. 1970.
Теория механизмов и машин Под ред. К.В.Фролова - М.: Высшая
Волчкевич П.И. Кузнецов М.М. Усов В. А. Автоматы и
автоматические линии: Часть I. - М.: Высшая школа 1976.
Тарг С.М. Краткий курс теоретической механики. - М.: Наука
Коренский В.Ф. К определению энергоёмкости сложных машин.
Тезисы докладов РНТК: Часть I. – Могилёв 1996.
Кинематика рычажных механизмов (( класса. Методическая
разработка каф. ТМ: Новополоцк ПГУ. 1995.
( осуществляется за счёт более плавных участков переходных профилей
( При малых значениях [pic] уклонения угловой скорости главного вала от
среднего значения незначительны. Поэтому и момент движущих сил (МДВ ) в
первом приближении незначительно уклоняется от постоянной величины МДВ
( Энергия Т по сути является потенциальной. При большой величине Т её можно
рекуперировать для дальнейшего использования. О способах рекуперации – см.
например в работе 11.
( Фактически экстремумы [pic] наступают вблизи 1-го и 6-го положений

Титульник тмм.doc

Полоцкий государственный университет
По дисциплине «Теория механизмов и машин»
на тему «Разработка основы технического предложения на долбёжный станок с
качающейся кулисой».

1 лист А1.cdw

Электродвигатель 4А71B4Y3
Редуктор планетарный
Передача зубчатая одноступенчатая
Механизм несущий рычажный
Орган рабочий (резец)
Механизм управляющий
Механизм поперечной подачи
Окончательная блок - схема
График полезной нагрузки
Эскиз обрабатываемой
Механизмы рабочей машины (план
Механизм зубчатый (схема) М 1:2