Синтез и анализ механизмов вырубного станка

Записка 24.3 переделанная.docx

Основная цель дисциплины ТММ состоит в том чтобы дать студенту знание о структуре современных машин и их механизмов о физических процессах происходящих в машинах по динамическому взаимодействию их отдельных частей о свойствах машин как объекте.
В процессе выполнения курсового проекта студент получает практические навыки применения основных положений материала лекционных занятий к решению конкретных технических задач. Задание на курсовой проект предусматривает синтез и исследование основных видов механизмов объединённых в систему машин. В проекте предусматривается разработка следующих вопросов:
Синтез кинематических схем механизмов (рычажных зубчатых кулачковых) по заданным кинематическим условиям;
Согласование по времени движений основного и вспомогательного механизма;
Динамический синтез машины и определение закона движения звена приведения;
Ограничение периодических колебаний скорости при установившемся режиме движения;
Силовой анализ механизма;
Курс ТММ базируется на знаниях полученных при изучении физики высшей и прикладной математики теоретической механики инженерной графики и вычислительной техники. Знание ТММ служит базой для курсов: основы конструирования деталей машин и оборудования газо- и нефтепроводов.
nэ.д = 2850 обминa = 400 мм
m5-6 = 5 ммm1 = 4 кг
Sд.max = 60 ммm5 = 10 кг
(удал.) = 80 0I2 = 15 кг м2
(д.ст.) = 30 0Pп.с = 3 кН
(возвр.) = 80 0с = 0 мм
КИНЕМАТИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ РЫЧАЖНОГО МЕХАНИЗМА
1 Построение планов положения механизма
Строим положение механизма в масштабе l=0.0025ммм и вычисляем длины звеньев и отрезков на схеме получим:
ОА=lОАl=40 мм а=lа l= 160 мм
ВО1=lВО1l = 120 мм в=lвl = 60 мм
План механизма строим методом засечек.
2. Выбор электродвигателя.
По двум крайним точкам на чертеже планов положения механизма находим рабочий ход звена:
H=117874581=5400011н;
Работу определяем как площадь фигуры построенной в осях Рпс SD:
Aпс=123929000253103+3103392900025+12131000253103=4911 Дж.
Тогда работа двигателя:
Aдв=Апспм=4911 07=70157 Дж;
Tц=60n n-число оборотов кривошипа в минуту.
n=nэдU1HU5-6=285061812=31667 обмин;
Nдв=АдвТц=701570189=3712 Вт.
По полученной мощности выбираем электродвигатель. Это двигатель марки 4А100L2У3.
3.Построение плана скоростей.
Кривошип ОА (звено 1) совершает вращательное движение с угловой скоростью 1:
=n130=nэдz530z6U1H=31428501230186=3314 c-1.
VA=1lOA=331401=3314 мс.
Из произвольной точки p (полюса) проводим вектор paОА мм и равный pa=13256 мм. Вычисляем масштаб плана скоростей:
V=VApa=331413256 =0025 мсмм;
Шатун СВ (звено 3) совершает плоско параллельное движение точка А принадлежит звену СВ. Скорость точки В относительно точки А:
Коромысло О1В (звено 2) совершает колебательное движение с угловой скоростью BO1
VB=VО1+VBО1 так как VО1=0 то VB=VBО1 и VBО1BO1.
Из точки a на плане скоростей проводим прямую звену АВ до пересечения с прямой проведённой из полюса p звену O1В. Точка пересечения - точка b.
Шатун CD (звено 4) совершает плоскопараллельное движение. Скорость точки С направлено по направлению скорости звена AB. Поэтому определим скорость точки С по методу подобия.
cb=abCBAB=122093045503=18517мм.
Ползун (звено 5) совершает поступательное движение. Скорость точки D определим проведя через точку с прямую звену CD до пересечения с вертикалью. На пересечении получим точку d.
Из плана скоростей определяем скорости некоторых точек и звеньев:
VBC=185170025=469 мс;
VBO1=6710025=168 мс;
VCD=164810025=412 мс.
Так же определим угловые скорости звеньев:
BC=4690455=103 радс;
4. Построение плана ускорений.
Находим ускорение точки А.
aA=aAn=12lOA=3314201=10983 мс2.
Это ускорение изображаем отрезком Пa= 10983 мм параллельно звену ОА (от А к О) тогда масштаб плана ускорений будет равен:
=aApa=10983 10983=1 мс2мм;
Точка B принадлежит одновременно звеньям CB и O1B точка A принадлежит звену CB поэтому можно рассмотреть движение точки B по отношению к центрам A и O1 запишем:
aBO1n=BO12lBO1=56 203=9408 мс2.
Из точки a откладываем отрезок an1 параллельно AB.
an1= aBAn 4 =31827 мм.
Через точку n1 проводим прямую параллельно aBA. Так как точка О1 неподвижна то она совпадает с точкой П на плане ускорений. Из точки П проводим прямую Пn2 параллельную B :
Точку с можно получить методом подобия отрезок
направление совпадает с отрезком ba .
Ускорение точки D определяется как:
Через точку с проведём прямую сn3= aCDn 4=3395 мм по направлению ускорения aCDn.Через точку n3 проводим прямую перпендикулярную СD до пересечения с вертикалью проходящую через полюс. На пересечении прямых получаем ускорение точки D.
Из плана ускорений построив вектора Пs1 Пs2 Пs3 Пs5=Пd находим
as1=Пs14=54911=5491 мс2;
as2=Пs24=3181=318 мс2;
as3=Пs34=96631=9663 мс2;
aD=Пd4=152571=15257 мс2;
=aBO1lBO1=628986103=209662 с-2.
Направления угловых ускорений определяем перенося векторов тангенциальных ускорений в соответствующие точки на план положения механизма и рассматривая вращение звена относительно принимаемого центра.
Силовой анализ рычажного механизма
1 Расчет сил тяжести сил инерции моментов от сил инерции.
Ф1u=m1aS1=45491 =21964Н;
Ф2u=m2aS2=18318=5724 Н;
Ф3u=m3aS3=69663=57978 Н;
Ф5u=m5aD=1015257=1837 Н.
M2u=I22=15209662 =314493 Hм.
2 Силовой расчет по группам Ассура.
Силовой расчет начинаем с наиболее удаленной от ведущего звена группы (4-5).
Рассчитываемую группу (4-5) строим в масштабе L = 00025 ммм. Действие отброшенных звеньев заменяем реакциями Р43 и Р50 .
Составляем уравнение равновесия группы (4-5):
+ + п.с.+ 5 + и5 + 50 = 0. В уравнении неизвестные силы Р50
Р и Р. Рнайдем из уравнения моментов составленных относительно точки D а Р50 и Р найдем построив план сил.
P34lCD=0 P34=0 следовательно P34=P34n.
для построения плана сил группы Р = 50 Нмм тогда
Рп.с.= 60 мм ; G5 = 196 мм ;Фи5 = 3674 мм.
Из плана сил получили что векторы Р= 63887 мм а Р50 = 219464 мм. Значения
этих сил ровны Р= 319435 Н Р50 = 109732 Н.
Рассмотрим группу Ассура (2-3).
На 3 звену приложены силы: P43P13nP13G3Ф3u. На звено 2: P02nP02G2Ф2uM2u.
P1-3 определим из уравнения моментов для звена 3 относительно точки В MB=0;
P43h1-P13AB-G3h2-Ф3uh3=0;
P13=3194351766-5887537-57978 3893120=447599 Н.
P0-2 определим из уравнения моментов для звена 2 относительно точки В MB=0;
-P02BO1+G2h4+Ф2uh5-M2u=0;
P02=17643899+57245934-314493120=33774;
P13n и P02n определяются из плана сил.
P43= 63887 мм ; P13= 8952мм ; P02= 6748 мм ; G3= 1176 мм ; Ф3u= 1159 мм ; G2 = 3528 мм; Ф2u = 11448
Из плана сил получаем что вектор P13 = 897463 мм P02= 360739 мм
P32=33739 мм а значение этих сил P13 = 4487315 Н P02= 1803695 Н
Производим расчет кривошипа ОА вместе с зубчатым колесом Z6.
Данную группу строим в масштабе L = 00025 ммм.
На звено 1 действуют: реакция P12 вес G1 и неизвестные – силы зацепления Z5-Z6 и реакция на кривошип со стороны стойки Р10.
Усилие в зацеплении колес Z5-Z6 действует по линии зацеплении под углом 700 к линии межосевого расстояния.
Уравнение равновесия в форме моментов относительно центра О вращения вала кривошипа ОА.
PZ5-Z6=P31*h1*105*dz6*sin70=448732*3713*0002505*18*5*10-3*sin70=985039 Н
а реакцию Р10 находим из плана сил 1 – Z6.
PZ5-Z6+P21+G1+P10=0.
Построив план сил в масштабе =100 Нмм находим
P10=117718*100=117718Н
Mур=PZ5-Z6*0.5*dz6*sin70=985039*0.5*009*sin70=41653 Нм
3 Определение уравновешивающей силы методом Н.Е. Жуковского.
Переносим силы инерции веса полезных сопротивлений на повернутый план скоростей. Моменты сил инерции заменяем парами сил:
В точке а1 прикладываем уравновешивающую силу РУР ра1.
Сумма действующих моментов активных сил и сил инерции относительно полюса равна 0 (плечи с чертежа).
– G*h1 – G*h2 + Ф*h3 + G*h4 + Ф*h5– G*h6 + P*h6 - Ф*h6 - –Р*pa = 0 ;
Подставляем значения и рассчитываем Р.
Р=(–392*2876–588*3308+57978*2388+1764*218+5724*3318– 98*16637+3000*16637-1837*16637+95301*671) 13256 = 4149 Н.
Уравновешивающий момент Mур=Pур*LOA=4149*0.1=4149
Расхождения: Δ = (41653 – 4149) 41653 *100% = 039%.
Синтез и анализ зубчатых механизмов.
1 Синтез планетарного редуктора
Схема зубчатой передач представлена на рисунке задания (стр. ). Её основу составляет планетарный механизм с передаточным отношением U1H=6. Для проектирования планетарной передачи примем метод сомножителей.
При остановленном водиле:
U14(H)=1-H4-H=1-1H=1-
U14(H)=U12(H)U34(H)=-
При одинаковом модуле колес получаем:z1+z2=z4-
Где γ- коэффициент пропорциональности;
Представляем в виде сомножителей:
Z2Z1Z4Z3=С2С1С4С3=51=10020=52054=52045;
По формулам находим число зубьев для каждого варианта расположения:
) Z1=520-4γ=80γ; Z2=520-4γ=80γ;
Z3=45+5γ=40γ; Z4=205+5γ=200γ;
)Z1=520+5γ=125γ; Z2=420+5γ=100γ;
Z3=205+4γ=180γ; Z4=55+4γ=45γ;
Из рассмотренных вариантов наиболее подходит для упрощения 1-ой вариант. При γ=02 получаем:
Проверяем передаточное отношение:
Расхождения с требуемым U=0 %.
Проверяем выполнение условия соседства:
Т.е. число саттелитов может быть к=1 к=2 к=26. С целью обеспечения уравновешенности механизма и более равномерной передачи сил принимаем к=3.
Проверяем возможность сборки полученного механизма:
Определяем делительные диаметры колёс:
d1 =m1-4·Z1=3·16= 48 мм;
d2 = m1-4·Z2 =3·16= 48 мм;
d3 = m1-4·Z3 = 3·8= 24 мм;
d4 = m1-4·Z4 = 3·40 = 120 мм;
d5 =m5-6·Z5 = 5·12 = 60 мм;
d6 =m5-6·Z6 = 5·18 = 90 мм.
2.Построение плана скоростей зубчатого механизма и построение прямой распределения скоростей.
Строим план скоростей зубчатого механизма. Для этого проводим вертикальную прямую на которую сносим характерные точки: центры вращения колес и водила точки – Оi мгновенные центр скоростей саттелита – точка С ось вращения саттелита на водиле – точка А и полюс зацепления колес 1 и 2 – точка В и колес 5-6 - точка D.
Для построения плана скоростей необходимо знать скорость 2 точек. В данном случаи:
VO1=0 так как ось О неподвижна;
VD=r6=331400045=0149 мс.
Из точки D проводим отрезок Dd=0298 мм.
Из точки B проводим горизонтальную прямую до пресечения с прямой проведённой из точки d через центр вращения водилы. Из точки А проводим прямую до пересечения с прямой проведённой из точки С через точку b получаем точку а. Соединяем точки d и О6 .
Строим план угловых скоростей. Для этого проводим горизонтальную прямую на которой откладываем отрезок ОН=21 мм изображающий в масштабе частоту вращения водилы Н
Из точки Н проводим прямую параллельную оb до пересечения с вертикалью проведённой из точки 0. Получаем точку р – полюс плана скоростей. Из полюса проводим прямые параллельные законом распределения скоростей в звеньях механизма и получаем точки 125 и 6. Расстояние этих точек от 0 определяет в масштабе частоту вращения звеньев механизма.
Теперь передаточное отношение будет определятся:
-по плану линейных скоростей:
U1H=tg α1tg αH=tg 2545tg 453=6;
-по плану угловых скоростей:
3 Размеры эвольвентного зацепления
Расчет эвольвентного зубчатого зацепления прямозубых колес нарезаемых стандартным инструментом реечного типа:
Межосевое расстояние не задано. Число зубьев колес передачи:
а)Выбираем коэффициенты смещения исходного производящего контура из условия отсутствия подрезания:
Для второго колеса коэффициент смещения выбираем исходя из рекомендации ISO:
x6 = 003 (30-z6) = 003 (30-18) = 036
б)Определяем угол зацепления:
что соответствует углу aw=2516.
в) Определяем коэффициент уравнительного смещения:
где у – коэффициент воспринимаемого смещения;
г) Определяем межосевое расстояние:
е) Определяем размеры колес.
делительные радиусы:
радиусы начальных окружностей:
Радиусы окружностей вершин:
ra = m(Z 2 + X + ha* – Δу)
ra5 = 5(12 2 + 0.29 + 1 – 0077) = 36065 мм ;
ra6 = 5(18 2+036 + 1 – 0085) = 51375 мм .
Радиусы окружностей впадин: rf = m(Z 2 + X – ha* – C*)
rf5 = 5(12 2 + 029 – 1 – 025) = 252 мм ;
rf6 = 5(18 2+036 – 1 – 025) = 4055 мм .
Определяем размеры зуба:
h = m(2ha* + C* – Δy) = 5(2*1 + 025 – 0 077) = 10865 мм .
Можно проверить правильность расчетов: h = ra – rf
h5 = 36065 – 252= 10825 мм ;
h6 = 51375 – 4055 = 10825 мм .
Толщина зуба по дуге делительной окружности: S = m( 2 + 2X*tg α)
S5 = 5(314 2 + 2*029*tg(20)) = 8905 мм ;
S6 = 5(314 2 + 2*036*tg(20)) = 916 мм .
Толщина зуба по дуге окружности вершин:
Sa = 2ra( (2*Z) + 2X*tg α Z + inv α – inv αa) .
Определяем значения углов αа = arccos(rв rа)
αа5 = arccos(2819 36065) = 3858; αа6 = arccos(4228 51375) = 3461 .
Sa5 = 2*36065(314 (2*12) + 2*029*tg(20) 12 + 0014904 –012441) =
Sa6 = 2*51375(314 (2*18) +2*036*tg(20) 18+ 0014904 – 0085832) = 317 мм .
Допускается Sa ≥ 025m т.е. Sa ≥ 125 .
Определяем коэффициент перекрытия:
α = (Z5 (2*))(tg α5 – tg αW) + (Z6 (2*))(tg α6 – tg αW) =
= (12 (2*314)) (tg(36065) – tg(2516)) + (18 (2*314)) (tg(3461) – tg(2516)) = 113 .
Допускается α ≥ 105 .
4 Построение эвольвентного зацепления.
Проводим линию равную межосевому расстоянию. Проводим окружности вычисленных радиусов. Эвольвенты зубьев в полюсе зацепления находим перекатыванием прямой без скольжения по основным окружностям. Эвольвенты ограничены радиусами вершин зубьев и радиусами основных окружностей.
Затем откладываем по делительным окружностям и по окружностям вершин зубьев толщины зубьев и определяем оси симметрии зуба после чего строим вторые эвольвенты зубьев. Далее по угловому шагу откладываем оси симметрии других зубьев и строим еще две пары.
Профиль ножки зуба оформляем сопряжением радиальной прямой с окружностью впадин.
На картине зацепления показываем теоретическую линию зацепления практическую линию зацепления АВ.
По данным картины зацепления
8 мм - длина практической линии зацепления с учетом масштаба;
Расхождение результатов
Кроме этого по данным картины зацепления
5 Построение графика коэффициентов удельного скольжения
На картине зацепления двух колес через точки и перпендикулярно линии зацепления проводим прямые и в произвольном месте перпендикуляр к ним. Получаем систему координат с осями: параллельно линии зацепления ось радиусов кривизны эвольвенты перпендикулярно ей - ось коэффициента удельного скольжения . Ось разбиваем на части и получаем значения радиуса кривизны эвольвенты колеса 5 и колеса 6. По формулам:
где -длина теоретической линии зацепления.
Расчет коэффициентов удельного скольжения сводим в таблицу:
Значения коэффициентов удельного скольжения откладываем в масштабе . Полученные точки соединяем плавной кривой.
Синтез кулачкового механизма.
Кулачковый механизм с центральным поступательно движущимся толкателем. Закон изменения ускорения толкателя - параболический.
1 Расчет передаточных функций
Для определения основных размеров и построения профиля кулачка производим аналитический расчёт перемещения выходного звена S=fφ первой и второй производной от перемещения выходного звена по углу поворота кулачка dSdφ=fφ по зависимостям.
Задано: ход толкателя h=60 мм; φ1=φy=800; φ3=φв=300. Максимальный угол давления принимаем 400.
На фазе опускания эти функции симметричны т.к. законы аналогичны а фазовые углы равны.
Значение текущего угла φ φφy=0;18;28;38;48;58;68;78;1.
фаза подъема закон параболический
2 Определение основных размеров
Задачу об определении минимального радиуса кулачка решаем графическим методом. Построения выполняем в следующем порядке:
на вертикальной прямой берем произвольно точку (конец толкателя) и от нее откладываем вверх перемещение толкателя в масштабе 0001 ммм в соответствии с таблицей:
в каждой полученной точке проводим горизонтальные прямые на которых откладываем отрезки равные (положительные значения в направлении вращения кулачка); конечные точки соединяем плавной кривой; получаем диаграмму .
проводим касательные к диаграмме на фазе подъема и фазе опускания под углом к вертикальной прямой до пересечения с ней. Не пересекаемая лучами область и является областью выбора центра вращения кулачка. Выбираем положение точки O центра вращения кулачка на линии движения толкателя; определяем радиус основной шайбы:
3 Профилирование кулачка
Строим центровой профиль кулачка методом обращения движения. Определяем минимальный радиус кривизны профиля
Выбираем радиус ролика как минимум из соотношений:
Принимаем мм. чтобы избежать заострения профиля кулачка.
Строим рабочий профиль кулачка как эквидистанту к теоретическому профилю отстоящую на мм от полученного центрового профиля кулачка.
4 Углы давления и скорости относительного скольжения
Значения угла давления и скорости относительного скольжения для каждого значения из фазы удаления определяем по формулам:
Значения откладываем в масштабе градмм значения углов давления градмм значения скорости относительного скольжения . Полученные точки соединяем плавной кривой.
В курсовом проекте выполнено: структурный анализ рычажного механизма по Ассуру; построены план положений механизма и план скоростей в заданном положении; силовой анализ рычажного механизма в заданном положении с определением реакций во всех кинематических парах и уравновешивающей силы для чего построен план ускорений вычислены силы инерции; произведена оценка точности расчетов построением рычага Жуковского; подобраны числа зубьев планетарного редуктора:
построены планы линейных и угловых скоростей зубчатого механизма;
подобраны коэффициенты смещения режущего инструмента при изготовлении зубчатых колес: рассчитано эволъвентное зацепление пары цилиндрических зубчатых колес внешнего зацепления; построена картина эвольвентного зацепления: определены качественные показатели зацепления аналитическим и графическим способами; построена диаграмма коэффициентов удельного скольжения зубьев:
спроектирован кулачковый механизм для осуществления подачи материала для чего определены основные размеры механизма по заданным условиям работы; построены теоретический и рабочий профили кулачка; построены графики изменения угла давления и относительной скорости скольжения.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ.
Курсовое проектирование по теории механизмов и машин Под ред. Г.Н.Девойно - Мн.: Вышэйшая школа. 1986.
Теория механизмов и машин. Под ред. К.В.Фролова - М.; Высшая школа. 1987.
Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине "Теория механизмов машин и манипуляторов". Составитель Коренский В.Ф.. Новополоцк 1995

Титульники.doc

Министерство образования Республики Беларусь
УО «Полоцкий государственный университет»
Кафедра теоретической механики
«Исследование и синтез кинематических и динамических элементов пресс-
автомата для холодного выдавливания ».
РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

Лист 2-вар. 17-3.cdw

КП.ТММ и М. 17.3.002
Синтез зубчатого и кулачкового
Картина эвольвентного
Синтез кулачкового механизма
Картина эвольвентного зацепления М 5 : 1
Диаграмма изменения коэффициентов удельного скольжения

2 лист А1.cdw

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

Лист1 (2).cdw

Электродвигатель приводной (N
Рабочий орган (поршнь)
(синтез несущего механизма)
Насос для перекачивания жидкостей
Геометрический синтез механизмов
линия атмосферного давления
Движение поршня вверх
Движение поршня вниз
Блок-схема механизма:
Механизм кулачковый.
Диаграмма энергомасс.
Циклограмма работы насоса.
Индикаторная диаграмма.

Первый лист 1 1 5022.sv$.dwg

План положения механизмаn m=0005 ммм
КНГиГ.01.07.12.00.00
Сталь 20 ГОСТ1050-88
Блок-схема пресс-автомата для холодного вдавливания
Двигатель приводной асинхронный 4Аn2. Маховик Jmax=976кгм mmax=80кг.n3. Передача планетарная Uпл=78.n4. Передача зубчатая одноступенчатая U=34.n5 Механизм рычажный несущий.n6. Орган работчий (пуансон).n7 Стол (деталь).n8. Выталкивающий механизмn9. Механизм подачи заготовок.
Цыклограмма работы станка
Механизм зубчатый (схема)n М 1:2
-й механизмn(выдавливания)
-й механизмn(выталкивания)
-й механизмn(подачи загатовки)
Холостой ходn(ход назад)
Механизм рычажный несущийn(план положений и синтез)nl=0.002ммм
Механизм рычажный несущийn(план положений и синтез)n=(dSdφ)=0.001ммм
Диаграмма энергомассn=10Δn=110²кг м²мм
Разработка схемы пресс-автомата для холодного вдавливания
А=25Джммnφ=00262радммnS=0.001ммм

ТММ ПРЕСС-АВТОМАТ (часть 2) (2).doc

[pic] – средняя угловая скорость главного вала пресса т. е. кривошипа AO.
Таким образом получаем:
Рис. 2.8. Диаграмма энергомасс и её параметры.
Проводим касательные к диаграмме под полученными углами [pic] и [pic].
Находим отрезки пересечения касательных с осью [pic]:[pic] и [pic]. Отрезки
используем для определения координаты O начала системы [pic].
Записываем уравнения касательных как прямых проходящих в известных
направлениях и известно пересекающих ось [pic]:
Эти уравнения решаем совместно вычитая второе уравнение из первого.
Подстановкой значения x в первое уравнение получаем:
Находим параметры дополнительно вводимой массы – маховика.
Из рисунка 2.8 видно: чтобы перейти от системы координат [pic] к системе
[pic] из начала которой (точка O) диаграмма энергомасс видна под углами
[pic] и [pic] необходимо к переменной части момента инерции пресса
прибавить постоянную часть:
Часть этого момента инерции в виде приведённого момента ротора
электродвигателя и планетарной передачи в проектируемой схеме вытяжного
Вводим её в виде дополнительной маховой массы – махового колеса. Принимая
диаметр этого колеса [pic] получаем массу обода:
Большой вес и габариты маховика обуславливают необходимость переноса его
на более быстроходный вал.
При оборудовании маховика на валу электродвигателя момент инерции
При радиусе обода например [pic] его масса окажется равной:
Такой маховик сможет запасать кинетическую энергию не менее чем:
4.3. Определение расхода материалов и энергии при запуске.
Из рисунка 2.8 видно что максимальная энергия пресса запасаемая
звеньями при его запуске составляет:
Это соответствует подводимой энергии из сети:
В заключение найдём ориентировочную массу пресса.
На основании таблицы 2.6 ориентировочная масса подвижных звеньев:
С учётом масс двигателя соединительных валов и деталей (принимаем
[pic]) станины (принимаем [pic]) ориентировочная масса пресса окажется
приблизительно равной:
Ориентировочно массу пресса оцениваем как [pic].
Исследование схемы вытяжного пресса.
1. Определение закона установившегося движения
главного вала пресса.
Обобщённая координата – угол поворота кривошипа OA а обобщённая скорость
– угловая скорость этого кривошипа. При установившемся движении пресса его
обобщённую скорость определяем из выражения кинетической энергии:
где кинетическая энергия звеньев пресса:
приведённый момент инерции звеньев пресса:
Ранее определены постоянные:
Переменные величины [pic] и [pic] в каждом положении пресса берём из
таблицы 2.8. Результаты вычислений заносим в таблицу 3.1.
Номер [pic] [pic] [pic] [pic] [pic] [pic]
С помощью таблицы 3.1 проверяем достоверность определения параметров
Эти значения приблизительно соответствуют принятым значениям:
По данным таблицы 3.1 строим график обобщённой скорости в функции его
обобщённой координаты [pic] в пределах одного цикла установившегося
движения т. е. когда [pic].
С помощью этого графика можем определить угловое ускорение кривошипа в
том или ином его положении как:
где [pic] и [pic] – приращения координат по осям [pic] и [pic]
соответственно в мм;
[pic] – угол наклона касательной к графику [pic] в рассматриваемой
В рассматриваемом 9-м положении пресса по полученной формуле находим
2. Определение реакций в кинематических парах.
Для определения реакций в кинематических парах пресса воспользуемся
методом кинетостатики (принцип Даламбера) согласно которому 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 равна нулю т. е. [pic]. Отсоединение указанных цепей
от машины ведут от рабочего звена последовательно приближаясь к валу
приводного электродвигателя расчёт которого ведут последним.
2.1. Определение ускорений.
Чтобы воспользоваться принципом Даламбера необходимо найти ускорения
центров масс и угловые ускорения звеньев. В расчётном 9-м положении
рассматриваемой кинематической цепи при установившемся режиме движения
пресса из таблицы 3.1 находим:
Далее для шестизвенного рычажного механизма OABCDE (рис. 2.7) на листе 2
строим план ускорений.
По теореме о вращательном движении кривошипа OA ускорение точки A:
Нормальная составляющая ускорения:
В масштабе построения плана ускорений [pic] изображаем [pic] в виде
Направлен вектор [pic] от точки A кривошипа OA к центру его вращения O.
Тангенциальная составляющая ускорения:
Изображаем тангенциальную составляющую ускорения [pic] в виде вектора
Направление вектора [pic] выбрано в соответствии с ускорением [pic]
перпендикулярно звену OA.
В соответствии с теоремой о плоском движении точки B в системе звена AB и
движении этой точки в системе кривошипа BC имеем систему векторных
На чертеже откладываем в векторах [pic] и [pic]:
Направлены они соответственно от точки B к точке A и от точки B к
точке C. В точке пересечения этих векторов находим точку b а вектор [pic]
– вектор ускорения точки B.
Ускорение точки D находим по теореме о подобии строя [pic] подобный
[pic]с одинаковым направлением обхода вершин при обходе их по часовой
Ускорение точки E найдём по уравнению:
Вектор изображающий ускорение [pic] имеет длину:
Направлен вектор [pic] от точки E к точке D.
Построенный план ускорений используем для определения ускорений центров
масс и угловых ускорений звеньев:
2.2. Расчёт сил инерции.
Имея ускорения находим силы инерции:
Моменты сил инерции:
где [pic] – момент инерции относительно оси вращения O масс связанных
между собой – кривошипа AO зубчатого колеса [pic] и кулачка значения
моментов инерции которых взяты из таблицы 2.8.
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
механизма составляет:
К кривошипу OA прикладываем уравновешивающую силу действующую на колесо
[pic] со стороны отбрасываемого колеса [pic] по линии зацепления зубьев
колёс составляющей угол [pic] с линией их межосевого расстояния.
Для определения реакций в кинематических парах разбиваем несущий
механизм пресса на структурные группы: два последних звена 4 и 5 группу
звеньев 2 и 3 кривошип OA с зубчатым колесом и кулачком.
Для определения модулей неизвестных реакций строим план сил:
Выбираем масштаб построения плана сил [pic].
Составляем уравнение равновесия:
Замеряем плечи на чертеже выполненном в масштабе [pic]. Получаем:
Неизвестные силы определяем из плана сил умножая соответствующие отрезки
Рассматриваем группу состоящую из звеньев 2 и 3. Для того чтобы
определить неизвестные силы [pic] и [pic] разложим эти силы на
составляющие и составим уравнение равновесия в форме моментов для каждого
На чертеже плечи сил равны:
Для звена 2 уравнение моментов будет:
Из плана сил определяем:
Далее рассматриваем кривошип OA вместе с зубчатым колесом [pic] и
кулачком. Усилие в зацеплении колёс [pic] действует под углом [pic] к
касательной делительных окружностей этих колёс – в полюсе зацепления.
Условие равновесия в форме моментов относительно центра O вращения вала
3. Определение мгновенного КПД. Оценка интенсивности износа
Мгновенный КПД рассмотренного шестизвенника находим по формуле:
где [pic] – мгновенная (в рассматриваемом положении механизма) мощность
сил трения в кинематических парах O A B C D E45 (вращательная
кинематическая пара) E50 (поступательная кинематическая пара).
Предполагаем что вращательные кинематические пары выполнены как цилиндр
в цилиндре с радиусом сопрягаемой поверхности [pic] а материалы трущихся
поверхностей выбраны так что коэффициент трения составляет [pic]
(например сталь по стали при отсутствии смазки).
Тогда мгновенные мощности во вращательных кинематических парах можно
В поступательных кинематических парах:
[pic] – относительная скорость.
Судя по мощности наибольшему износу в данном положении механизма
подвергается поступательная кинематическая пара E50.
В рассматриваемом положении механизма полезная сила [pic] и её мощность
также равна нулю. Поэтому в рассматриваемом 9-м положении КПД равен нулю
Краткие выводы и результаты.
Выполнено первое приближение проекта пресса получены ориентировочные
технико-экономические показатели которые подлежат защите и утверждению.
Эти показатели сводятся к следующим:
Производительность пресса (издчас) 950
Средняя скорость прямого хода (ммин) 8
Ход пуансона (м) 028
Максимальное технологическое усилие (кН) 38
Потребляемая энергия ([pic]) [pic]
Запасаемая энергия ([pic]) [pic]
Ориентировочная масса (кг) 510
Список использованных литературных источников.
Политический словарь под редакцией Ишкинского.
Методические указания по ТММ. Левитский Н. И. Солдаткин Е. П. М.:
С. А. Попов Г. А. Тимофеев. Курсовое проектирование по теории
механизмов и механике машин М.: Высшая школа 1998.
И. И. Артоболевский. Теория механизмов и машин М.: Наука 1975.
А. С. Касаткин М. В. Немцов. Электротехника М.: Энергоиздат 1982.
Двигатели переменного тока мощностью от 006 до 100 кВт. Номенклатурный
каталог НК 01401 – 90 М.: Информэлектро 1990.
Курсовое проектирование деталей машин. Справочное пособие. Часть 1. А.
В. Кузьмин и др. М.: Высшая школа 1986.
Курсовое проектирование по теории механизмов и машин. Под редакцией Г.
Н. Девойно М.: Высшая школа 1986.
Д. Л. Василенко Е. В. Волынец. Материалы XXXI СНТК. Новополоцк 2001.
А. А. Улитин. К синтезу коромыслово-ползунного присоединённого
механизма с основным и вспомогательным ходом ползуна XXXI. Новополоцк
В. Ф. Коренский А. А. Улитин. К выбору обобщённых координат.
Технико-экономическое обоснование выбора схемы вытяжного
пресса-автомата с выровненным ходом
2. Пояснения к выбору структуры пресса
3. Оценка энергопотребления проектируемого пресса-автомата
Определение параметров схемы вытяжного пресса-автомата
1.1. Выбор электродвигателя и вида понижающей передачи
1.2. Синтез зубчатых колёс
2. Выбор и синтез несущего механизма
3. Синтез кулачкового механизма
4. Динамический синтез вытяжного пресса-автомата
4.1. Расчёт масс и моментов инерции звеньев механизма
4.2. Расчёт приведённых моментов инерции
4.3. Определение расхода материалов и энергии при запуске
Исследование схемы вытяжного пресса
1. Определение закона установившегося движения главного вала пресса
2. Определение реакций в кинематических парах
2.1. Определение ускорений
2.2. Расчёт сил инерции
2.3. Определение реакций в кинематических парах
Краткие выводы и результаты
Список использованных литературных источников
Министерство образования Республики Беларусь
Полоцкий государственный университет
Кафедра теоретической механики
по теории механизмов машин и манипуляторов на тему:
«Разработка основы технического предложения
на вытяжной пресс-автомат с выровненным ходом»
РАСЧЁТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
к курсовому проекту по теории механизмов
машин и манипуляторов на тему:
Курсовой проект по ТММиМ

Паеников С.С. Теор. мех..doc

центры масс всех звеньев лежат посредине длинны.
Определение линейных скоростей всех точек механизма и угловых
Линейные скорости точек и угловые скорости звеньев необходимы для
вычисления кинетической энергии механизма определения его инертных
свойств. Скорости могут быть определены различными способами из которых
наиболее распространены два способа: при помощи МЦС и метод планов
Определим угловую скорость вращения кривошипа:
Определим линейную скорость точки А:
Вектор направлен перпендикулярно звену АB по направлению [pic].
Звено СD совершает вращательное движение значит скорость точки C
направлена перпендикулярно звену СD. Для звена ВC совершающего
плоскопараллельное движение находим МЦС. Для этого восстанавливаем
перпендикуляры к направлениям скоростей [pic] и [pic] . Их пересечение
является МЦС звена ВC (Р2). На звене отмечаем середину – точку S2 – и
соединяем с полюсом Р2. Угловая скорость звена 2 будет описываться
Где BР2=800 мм (замеряем на чертеже);
CР2= 648 мм S2P2=694 мм.
Учитывая масштаб построения имеем:
Определяем скорости:
Определяем скорость [pic]:
Угловая скорость звена CF:
Далее определяем МЦС для звена 4. Учитывая что ползун 5 движется
только горизонтально восстанавливаем перпендикуляры к направлениям
скоростей [pic] и [pic] и получаем точку Р4 удалённую на значительное
Для определения направления скорости [pic] соединяем точку S2 с МЦС
Восстанавливаем перпендикуляр в точке S2 к прямым.
Метод планов скоростей.
Определяем скорость точки B:
Вычисляем масштаб плана скоростей:
Выбираем на чертеже полюс p плана скоростей и изображаем скорость
[pic]отрезком Рb=6.96 мм. Скорость перпендикулярна звену АB и направлена по
Точка C принадлежит одновременно звеньям ВC и СD. Определение
скорости точки C проводим по следующим векторным формулам:
[pic] (перпендикулярна CB)
[pic] (перпендикулярна CD)
На плане скоростей через точку b проводим прямую перпендикулярную
звену ВC а из полюса р (так как точка D неподвижна) – прямую
перпендикулярно СD. На пересечении этих прямых получаем точку c. На
середине отрезка вc отмечаем точку S2 и соединяем ее с полюсом р.Скорость
[pic] противоположна по направлению скорости [pic] а [pic] Скорость
точки E находим по векторному уравнению:
[pic] (перпендикулярна FE)
[pic] параллельна Y-Y
Решаем графически уравнение.
Через точку F проводим прямую перпендикулярную FE а через полюс р
- прямую параллельную Y-Y. Точка пересечения этих прямых и будет e.
На середине ed имеем точку S4 соединив которую с полюсом р получим
Из плана скоростей имеем линейные скорости:
Угловые скорости звеньев:
Направление 2 определим перенося вектор [pic] в точку C и
рассматривая вращение точки C относительно точки B. аналогично определяем
направления угловых скоростей 4 и 3.
По МЦС скорость VF=0.397мс.
По планам скоростей скорость VF=0.396 мс.
Расхождение результатов:
Определение линейных ускорений точек и угловых
Ускорения точек и их звеньев определяют при вычислении сил инерции:
а) графоаналитический способ:
Ускорение точки B складывается из касательного и нормального
Согласно теореме об ускорения точек плоской фигуры:
Ускорение точки D=0. Приравниваем правые части равенств:
Определяем нормальные ускорения:
Для определения касательных ускорений спроектируем векторное
равенство (*) на оси ВХ и ВУ взяв соответствующие значения углов с
чертежа. Обозначим [pic] [pic]
Определяем ускорение точки C:
Определение ускорения центра масс [pic]:
Нормальное ускорение определим через угловую скорость звена 2:
Касательное ускорение определим:
проектируем векторное равенство на оси СХ и СУ.
Ускорение точки [pic] определится:
б) метод плана ускорений:
Определяем полное ускорение [pic]
Вектор нормального ускорения [pic]направлен к центру вращения т.е.
Точка C принадлежит одновременно звеньям ВC и СD. Рассматривая
движение точки C по отношению к центрам B и D запишем:
[pic](перпендикулярно BC)
[pic](перпендикулярно CD)
Вычислим нормальные составляющие:
Ускорение [pic] изобразим отрезком [pic]=[pic]мм. Тогда масштаб
Вектор [pic] направлен параллельно ВC от C к B. Вектор [pic]
направлен параллельно СD от C к D. Направления тангенциальных ускорений
Теперь векторное уравнение можно решить графически. В соответствии с
первым уравнением из n1 в направлении от C к B откладываем отрезок
Через точку n2 проводим прямую перпендикулярную ВC (направление
[pic]). В соответствии со вторым векторным уравнением из точки [pic] (так
как [pic]) параллельно СD в направлении от C к D откладываем отрезок
Через точку n3 проводим прямую перпендикулярную СD (направление
[pic]). Отрезок [pic] изображает ускорение точки C. Точка S2 находится на
середине отрезка вc.
Ускорение точки F определиться: [pic]
Ускорение точки E определиться:
Графически решаем записанные выше уравнения. Из точки F откладываем
отрезок [pic] параллельно FE от E к F. Через точку n4 проводим прямую
перпендикулярную FE до пересечения с фронталью. Точку S4 находим по методу
подобия. Она лежит на середине отрезка fe.
Из плана ускорений имеем:
Угловые ускорения звеньев определим
Перенося вектор [pic] в точку C звена 2 определим направление
[pic]. Аналогично для остальных звеньев.
- по графическому способу [pic]
- по плану ускорений [pic]
Вычисление кинетической энергии механизма
Кинетическая энергия – важнейшая кинетическая характеристика
определяющая состояние механической системы.
Кинетическая энергия механизма состоит:
Звено 1 совершает вращательное движение
Звено 2 – плоскопараллельное движение
Звено 3 – вращательное движение
Звено 4 – плоскопараллельное движение
Звено 5 – поступательное движение
Определим моменты инерции:
Определим кинетическую энергию звеньев:
Кинетическая энергия механизма:
Вычисление инерционных нагрузок
Силы инерции определяются в зависимости от вида движения звеньев.
Если звено совершает поступательное движение то сила инерции выражается
вектором [p для звена вращающегося вокруг неподвижной оси – моментом
[p для звена совершающего плоскопараллельное движение – вектором
[pic] моментом [pic].
Определим силы инерции:
[pic] (звено уравновешено)
Направлены силы инерции в сторону обратную соответствующему
ускорению. Определим моменты
Моменты инерции направлены в сторону обратную соответствующему
Система состоящая из 3 тел приходит в движение из состояния покоя под
действием груза 1 массой mУчитывая сопротивление качению тела 3
катящегося без скольжения и пренебрегая другими силами сопротивления и
массами нитей предполагаемых нерастяжимыми определить ускорение тела 1.
Применение теоремы об изменении кинетической энергии механической
[p [p[p[p[p [p [p [p
Поскольку требуется найти ускорение для решения задачи применим
теорему об изменении кинетической энергии в дифференциальной форме.
Изобразим систему вместе с действующими на неё внешними силами:
активными ([p[p[p[p[p[pic]).
Внутренние силы не показываем так как система состоит из твёрдых тел
соединённых идеальной связью (гибкой нерастяжимой нитью) и поэтому[pic].
Определим кинетическую энергию системы.
Тело 1 совершает поступательное движение тело 2 – вращательное тело 3
– плоскопараллельное движение.
Запишем выражение кинетической энергии для каждого тела системы:
Выразим все кинематические характеристики входящие в эти формулы через
Учтём что МЦС третьего тела находится в точке P:
Запишем выражения кинетической энергии для каждого тела системы через
линейную скорость тела 1 и массу m:
Учитывая что[pic] a [pic] имеем:
Таким образом кинетическая энергия всей системы равна:
Определим мощность внешних сил приложенных к системе
Мощность остальных сил равны нулю так как силы либо приложены к
неподвижным точкам либо перпендикулярны к перемещениям тел либо приложены
к точкам совпадающим с МЦС.
Подставим полученные значения кинетической энергии и мощности в формулу
теоремы и определим искомое угловое ускорение:
Вынесем постоянные за знак дифференциала и продифференцируем левую
Применение общего уравнения динамики (принцип Даламбера-Лагранжа)
Система имеет одну степень свободы. Для определения линейного ускорения
тела 1 воспользуемся общим уравнением динамики:
[pic] – сумма элементарных работ сил инерции.
Изображаем на чертеже активные силы (силы тяжести всех трёх тел) и пару
сил образующую момент сопротивления качению. Задавшись направлением
ускорения [pic] находим направления угловых ускорений [pic] и [pic].
Изображаем на чертеже силы инерции [pic] и [pic] и моменты инерции [pic] и
[pic] величины которых равны:
Сообщим системе возможное перемещение [pic] тогда тело 2 повернётся на
угол [pic] а тело 3 – на угол [pic].
И зависимости между возможными перемещениями и ускорениями:
Распишем общее уравнение динамики:
Применение уравнения Лагранжа II-го рода.
Система имеет одну степень свободы следовательно её положение
определяется одной обобщённой координатой и для неё должно быть составлено
одно уравнение. За обобщённую координату следует принять перемещение тела
для которого необходимо найти линейное ускорение т.е. S1.
Составим уравнение Лагранжа:
где T – кинетическая энергия системы.
Кинетическая энергия выражается:
[pic] (см. первый способ решения задачи).
Определяем обобщённую силу. Для этого нужно сообщить системе возможное
(бесконечно-малое) перемещение при котором координата S1 получает
положительное приращение[pic] и вычислить сумму элементарных работ всех
действующих сил на этом перемещении. В полученном равенстве выразить
перемещения всех точек где приложены силы через[pic] и вынести[pic] за
скобки.Коэффициент при[pic] и будет обобщённой силой [pic].
Найдём производные от кинетической энергии.
Итак уравнение Лагранжа II-го рода принимает вид:
Сокращая на m получаем:

Лист 1 (4).cdw

Планы положений механизма
Структурная группа 4 - 5
Структурная группа 2 - 3
Группа звеньев 1 - Z
КП.ТММ и М. 23.1.001
Кинематический и силовой анализ

МОЙ КУРСАЧ.Лист 1.dwg

F=200 НммnH=0.008 ммм
Рабочий орган (поршень)
Механизм несущий рычажный
Зубчатая передача U=1.4
Зубчатый планетарный механизм
Электродвигатель приводной 4A90L4УЗ
Движение поршня влево
Движение поршня вправо
Мехаризм зубчатыйnm=0.002ммм
План положенийnmL=0.001ммм
Механизм кулачковый n L=0.002 мммnnnn
F=200 НммnH=0.002 ммм
А=20 ДжммnH=0.002 ммм
T=10 ДжммnI=0.0033 м²*кгмм
Диаграмма энергомасс

Лист2 (2).cdw

График обобщённой скорости пресса-автомата
Расчётное положение механизма

www.Курсач.2лист.cdw

(для звеньев группы 2-3)
График обобщённой скорости
Рассчётное положение механизма

мой курсовой.doc

-----------------------
Динамический синтез механизма
Расчет приведенных моментов инерции.
Инертные свойства машин и механизмов характеризуют приведенной массой
либо приведенным моментом инерции в зависимости от того линейным или
угловым является перемещение звена приведения.
Приведенный к звену момент инерции масс звеньев механизма вычисляют как
сумму произведений масс этих звеньев и их моментов инерции на квадраты
передаточных функций в движениях этих звеньев относительно звена
Приведенный момент инерции механизма может быть приведен к главному
валу машины для чего его величину умножают на квадрат передаточной
функции от звена приведения к указанному валу.
Приведенный к главному валу момент инерции ее маховых масс вычисляют
как сумму произведений масс и моментов инерции ее звеньев а также
приведенных масс; либо приведенных моментов инерции ее механизмов на
квадраты передаточных функций в движении приводимых звеньев и звеньев
приведения относительно вала машины принятого за главный.
Приведенный к валу кривошипа ОА момент инерции механизма может быть
представлен в виде суммы приведенных моментов инерции следующих механизмов
Ротора приводного электродвигателя:
где Iпл – приведенный к валу водила момент инерции планетарного
механизма вычисляется по следующей формуле:
[pic] k- число сателлитов.
Передаточные функции высчитываются по формулам:
Подставив в формулы значения из таблицы 4 получаем:
Динамический синтез механизма.
Целью динамического синтеза является повышение общего К.П.Д. путем
снижения неравномерности вращения ротора электродвигателя.
Задачу решают подбором и перераспределением масс звеньев введением
дополнительной маховой массы с постоянным моментом инерции в виде
Расчет масс и моментов инерции звеньев.
Принимаем что массы по длинам рычагов распространены равномерно что
интенсивность распределения [pic]. Принимаем зубчатые колеса как сплошные
диски с шириной [pic] зависящей от межосевого расстояния [pic]: [pic]
где [pic]- коэффициент ширины зуба.
Располагая центры масс по серединам рычагов определим их массы и
[pic]-вычисление масс
[pic]-момент инерции звена относительно центра масс
[pic]- момент инерции звена относительно оси вращения.
Массы зубчатых колес и их моменты инерции определим по следующим
[pic]-масса i-го колеса
где [pic]=7800 кгм3 а d- делительный диаметр колеса.
[pic] - момент инерции i-го колеса относительно оси вращения
Массу водила планетарной ступени редуктора находим с помощью формулы:
Момент инерции (как сплошного диска) [p
Массу и момент инерции кулачка оцениваем по среднему его радиусу
[pic] и ширине [pic]
момент инерции ищем по формуле [p
Результаты расчетов заносятся в таблицу 4.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ.
Курсовое проектирование по теории механизмов и машинПод ред.
Г.Н.Девойно - Мн.: Вышэйшая школа 1986.- 385 с.
Артоболевский И.И. Теория механизмов и машин.М.: Наука 1975.-640 с.
Теория механизмов и машинПод ред. К.В.Фролова - М.: Высшая школа
Методические указания к выполнению курсового проекта по
дисциплине “ Теория механизмов машин и
манипуляторов”Cост. Коренский В.Ф. – Новополоцк: ПГУ1995.
Синтез кулачкового механизма
1. Закон перемещения толкателя.
Выбираем закон перемещения толкателя с мягкими ударами
(синусоидальный) как на фазе удаления так и на фазе возвращения.
Определим функции положения толкателя кулачкового механизма и передаточные
функции I-го и II-го порядков по следующим формулам:
Результаты расчета оформим в таблицу 3:
[pic] Фаза удаления [pic] Фаза возвращения
Закон синусоидальный Закон синусоидальный
S [pic] [pic] S [pic] [pic]
[pic] 0.002 0.0158 0.112 [pic] 0.048 0.0172 -0.12
[pic] 0.01 0.0476 0.114 [pic] 0.04 0.0489 -0.11
[pic] 0.03 0.0639 0.004 [pic] 0.03 0.0639 0.004
[pic] 0.04 0.0489 -0.11 [pic] 0.01 0.0476 0.114
[pic] 0.048 0.0172 -0.12 [pic] 0.002 0.0158 0.112
[pic] 0.05 0 0 [pic] 0 0 0
Определим основные размеры [pic] и е кулачкового механизма по условию
ограничения угла давления только на фазе удаления так как высшая пара
имеет силовое замыкание и кулачок вращается по часовой стрелке по
[pic]Подставив числовые значения получаем следующие значения: [pic]
Рассчитаем характеристики замыкающей пружины: принимаем минимальную
реакцию [pic] H а предварительное натяжение [pic][pic] мм. Максимальная
сила пружины [pic] H. Жесткость пружины: [pic][pic]Hмм
Синтез несущего механизма
3.Синтез несущего механизма.
Определим угол перекрытия :
где [pic]-коэффициент производительности
По углу выбираем из таблиц вариант четырехзвенника с оптимальным
интервалом угла давления. Выписываем значения угла размаха коромысла
[pic] номер расчетной точки [pic] и значение [pic]: [pic] [pic]
Находим относительные размеры звеньев по следующим формулам:
Синтез зубчатых механизмов
Открытая зубчатая передача
Для открытой зубчатой передачи принимая Z4=17 получаем:
Z5=Z4(U4-5=17(3.75=59 зубьев.
Окончательно принимаем для открытой зубчатой передачи: Z4=17 Z5=59
Модуль зубчатых колес планетарного редуктора определим по
максимальному моменту в зубчатом механизме который имеет место на
Момент на этом валу:
[pic] где[pic]=(2900(3.14)30=3041c
-номинальная угловая скорость двигателя.
Модуль зубьев находится по формуле [pic]2.12мм
берем ближайший больший модуль первого ряда m=20 мм.
Модуль зубчатых колес открытой передачи рассчитаем по моменту на валу
Учитывая повышенный износ открытой передачи принимаем : [pic]мм.
Определение размеров зубчатых колес.
Определим делительные диаметры зубчатых колес:
Определим диаметр водила: [pic]
Синтез зубчатых механизмов.
Схема зубчатой передачи представлена на
рисунке 2.1. Основу передачи составляет
планетарный механизм с передаточным отношением
Открытая зубчатая передача Z4-Z5 имеет
передаточное отношение [pic].
Синтез планетарного механизма проводим на
основе следующих условий:
Условие выполнения требуемого передаточного
отношения: [pic] где передаточное
отношение от 1-го колеса к водилу при
закрепленном колесе 3 [pic] а передаточное
отношение обращенного механизма: [pic].
В результате получаем [pic].
Условие правильного зацепления по которому Zmin≥17:
Принимая Z1=18 получаем
Z3=7.5(Z1=135 зубьев.
Условие соосности: Z1+2(Z2=Z3
Z2=0.5((Z3 – Z1)= 0.5((135– 18) = 58 зубьев.
По условию правильности
зацепления: Z3 – Z2=135 – 58 =77>8.
Число саттелитов может быть k=123 самый рациональный
Проверим возможность сборки полученного механизма:
где П и Ц целые числа.
Выражение [pic] удовлетворяется при любых целых П.
Окончательно принимаем: Z1=18 Z2= 58 Z3=135 k=3.
Выбор электродвигателя и вида понижающей
Из каталога электродвигателей выписываем в таблицу параметры
электродвигателей с ближайшей большей мощностью по сравнению с [pic].
Марка эл. Ном. Частота Отношение к Момент Передаточн
двигателя Мощностьвращения вала номинальному двиг ротора ое
кВт моменту кг. кгм2 отношение
А112М2У3 31.88 8.5 3.75
А132S4У3 15.9 8.5 1.88
А132M6У3 10.6 8.5 1.25
А160S8У3 8.02 8.5 0.94
Для дальнейших расчетов выбираем двигатель марки 4А112M2У3.
Синтез механизмов водяного насоса.
Расчет энергопотребления.
Определим работу полезных сил по формуле [pic]:
Тогда из уравнения [pic] приняв К.П.Д. насоса равным 0.7 а
К.П.Д. двигателя 0.98 получаем [pic].
Определим расход энергии на выпуск единицы продукции (1м3 воды): для
объём засасываемой жидкости в цилиндр по формуле [pic] где [pic]
коэффициент наполнения:
Цикловая производительность насоса вследствие пренебрежимо малой
сжимаемости жидкостей равна объёму жидкости засасываемой в цилиндр.
Следовательно число циклов необходимое для выпуска 1 м3 воды равно:
Работа произведённая двигателем за этот период рассчитывается по
Следовательно энергия потребляемая насосом из питающей сети равна:
Определим время за которое насосом перекачивается 1 м3 воды:
Кулачкового механизма: Iпоп.пр. = Iк=0.048 кг(м2
где передаточная функция в движении ползуна (поршня) относительно
кривошипа ОА может быть вычислена как:
Составим алгоритм вычисления передаточных функций.
Рис. 6. Схема несущего механизма.
Определим передаточные функции:
для шарнирного четырехзвенника;
для присоединенного тангенсного механизма:
Занесем данные расчетов в таблицы 5 и 5.1
№ [pic] [pic] [pic]
0 0 3.75*10-36.42 0.038
79 -267.5 3.75*10-36.42 0.953
113 -382.5 3.75*10-36.42 1.486
149 -504.5 3.75*10-36.42 1.26
192567-548.5 3.75*10-36.42 0.038
198 -392.5 3.75*10-36.42 2.371
244 -352 3.75*10-36.42 2.75
256 -314.5 3.75*10-36.42 2.835
293 -227 3.75*10-36.42 1.607
Момент инерции маховика найдем как:
[pic] где [pic]определяется с помощью диаграммы энергомасс учитывая
что частота вращения приводного электродвигателя за цикл установившегося
движения должна изменяться в пределах допустимого коэффициента [pic]
Построим диаграмму энергомасс- зависимость (Тi от (Iпр i .
(Iпр i =[pic] (Тi = Адв - Апс
Определим углы наклона касательных решив уравнения:
(принимается [pic] а средняя угловая скорость кривошипа равна [pic])
[pic]где [pic] получаем max=2.7 min=2.49.
Проведя касательные к диаграмме под указанными углами к оси (I
находим отрезки O1K и
O1L записываем уравнения касательных
Решив уравнения совместно определяем координаты начала системы T-
Определим момент инерции маховика:
Принимаем массу маховика равной [pic].
Пользуясь формулой [pic] найдем радиус маховика [pic].
Определим ориентировочную массу насоса пользуясь таблицей 4:
[pic]-масса станины насоса
[pic]-масса соединительных деталей и валов.
Т.е. масса всего насоса: М=450 кг
Исследование схемы водяного насоса.
1. Исследование установившегося движения главного вала.
Обобщенной координатой считаем угол поворота кривошипа ОА. Обобщенную
скорость – угловую скорость кривошипа ОА при установившемся движении
определяем из выражения кинетической энергии насоса:
[pic] где его кинетическая энергия [pic] а приведенный момент инерции
[pic] [pic] (все входные данные были определены ранее).
Результаты расчета заносим в таблицу 6.
Длина кг.Момент Момент
рычага инерции инерции
диаметр относительотносительн
колеса но оси о центра
м. вращения масс кг*м2
Рычаг ОА 0.0935 28(m1) 0.0872(IO1-
АВ 0.278 8.34(m2) ) 0.19op(IS2)
Зубчатое Z1 0.036(d 0.178 0.000028(I0.000028(IZ
колесо Z2 1) (mZ1) Z1) 1)
Z3 0.116(d1.85 0.0031(IZ20.0031(IZ2)
Z5 0.270d310.02 - 0.00089(IZ4
) (mZ3) 0.00089(IZ)
085(d0.99 4) 0.1302(IZ5)
Водилo H 0.150(d13.766 0.049(IH) 0.039(IH)
Кулачок - 0.507(D9.797(mКУЛ48.9(10-3 -
Ротор - - - 5.0(10-3(I-
Уточняем углы давления:
Определяем истинные размеры звеньев:
Следовательно число циклов насоса в минуту необходимое для
обеспечения требуемой производительности равно: [p
Определяем продолжительность цикла: [p
Значит теоретическая мощность приводного электродвигателя равна:
Принимаем коэффициент запаса мощности К=1.1 и окончательно
Краткие выводы и результаты
Краткие выводы и результаты.
Выполнено первое приближение проекта водяного насоса получены
ориентировочные технико-экономические показатели которые подлежат защите.
Эти показатели сводятся к следующим:
Производительность 28 м3ч
Ориентировочная масса станка 450 кг
Геометрический синтез механизмов поршневого насоса для перекачивания
жидкостей (водяной насос) исследование его динамической устойчивости
Устройства для напорного перемещения жидкостей разделяют на виды и
разновидности по различным признакам например по принципу действия и
конструкции. Насосы можно также условно разделить на 2 группы: насосы-
машины приводимые в действие от двигателей и насосы-аппараты которые
действуют за счёт иных источников энергии и не имеют движущихся рабочих
органов. Насосы-машины бывают лопастные (центробежные осевые вихревые)
поршневые роторные (шестерённые коловратные пластинчатые винтовые и
др.). К насосам-аппаратам относятся струйные (жидкостно-жидкостные и
газожидкостные) газлифты вытеснители гидравлические тараны
магнитогидродинамические насосы и др.
Поршневые насосы отличаются большим разнообразием конструкций и широтой
применения. Действие поршневых насосов состоит из чередующихся процессов
всасывания и нагнетания которые осуществляются в его цилиндре при
соответствующем направлении движения рабочего органа - поршня или
плунжера. Эти процессы происходят в одном и том же объёме но в различные
моменты времени. По способу сообщения рабочему органу поступательно-
возвратного движения насосы разделяют на приводные (обычно с коленчатым
валом и шатунным механизмом) и прямодействующие. Чтобы периодически
соединять рабочий объём то со стороной всасывания то со стороной
нагнетания в насосах предусмотрены всасывающий и нагнетательные клапаны.
Во время работы насоса жидкость получает главным образом потенциальную
энергию пропорциональную давлению её нагнетания. Поршневые насосы
классифицируют на горизонтальные и вертикальные одинарного и
многократного действия одно- и многоцилиндровые а также по
быстроходности роду подаваемой жидкости и др. признакам. По сравнению с
центробежными насосами поршневые имеют более сложную конструкцию
отличаются тихоходностью а следовательно и большими габаритами а также
массой на единицу совершаемой работы. Но они обладают сравнительно высоким
К.П.Д. и независимостью подачи от напора.
В данной работа рассматривается поршневой насос для перекачивания
жидкости (воды) схема насоса представлена в задании по курсовому

курсовой .doc

Требуется произвести анализ и синтез механизмов вырубного станка.
Механизмы вырубного станка:а - рычажный механизм перемещения пуансона и
кулачковый механизм; б- планетарная и простая ступени редуктора; в-
диаграмма сил сопротивления; г - закон изменения ускорения толкателя
кулачкового механизма.
Вырубной станок предназначен для получения заготовок из листового
материала. Основными узлами станка являются: станина ползун с вырубной
головкой (пуансон) механизм привода и механизм подачи.
Получение заготовки осуществляется пуансоном закрепленным в резцовой
головке при его возвратно-поступательном движении в вертикальном
направлении. Для движения пуансона используется шестизвенный кривошипно-
кулисный механизм состоящий из кривошипа 7 кулисы 2 камня 3 шатуна 4 и
Зубчатый механизм состоит из планетарной и простой ступеней обеспечивающих
заданную частоту вращения кривошипа рычажного механизма.
Кулачковый механизм осуществляет подачу листового материала в период
холостого хода ползуна.
Исходные данные по варианту 4:
Размеры звеньев рычажного механизма:
Массы звеньев рычажного механизма и моменты инерции звеньев:
Сила сопротивления [pic] кН
Частота вращения электродвигателя [pic] обмин
Коэффициент неравномерности вращения кривошипа [pic]
Передаточное отношение планетарной ступени [pic]
Модуль зубчатых колес
планетарной ступени редуктора
Число зубьев колес простой
передачи [pic] [pic]
Модуль зубчатых колес 5 и 6 [pic] мм
Ход толкателя [pic]мм
Фазовые углы поворота кулачка [pic] [pic] [pic]
КИНЕМАТИЧЕСКИЙ анализ рычажного механизма 2.1Структурный
анализ рычажного механизма
Исследуемый рычажный механизм плоский - все звенья совершают движение
в одной или параллельных плоскостях. Все кинематические пары одноподвижные
Подвижных звеньев - 5 : звено 1 (ОА) - кривошип;
звено 2 (АС) - кумлиса;
звено 3 (В) - кулисный камень; звено 4 (CD) -
звено 5 (D) - ползун.
Неподвижное звено 0 - стойка.
Кинематических пар -1:0- между звеньями 0 и 1 - вращательная 5-го
А -между звеньями 1 и 2 -вращательная 5-го
В1 - между звеньями 2 и 3 -поступательная 5-го
В2-между звеньями 0 и 3 -вращательная 5-го
С -между звеньями 3 и 4 -вращательная 5-го
D1 - между звеньями 4 и 5 - вращательная 5-го
D2 -между звеньями 0 и 5 -поступательная 5-го
Степень подвижности механизма по формуле Чебышева W = 3n-2p5- р4 =3*5
где п = 5 - количество подвижных звеньев;
p5= 7 - количество кинематических пар 5-го класса;
Р4 = 0- количество кинематических пар 4-го класса.
Механизм получен путем присоединения к начальному звену (кривошипу ОА)
и стойке - механизму 1 -го класса - 1(01) - структурной группы Ассура 2-го
класса 3-го вида- I I3 (23) - состоящей из звеньев 2 и 3 и двух
вращательных кинематических пар и одной поступательной (средней). К
полученному механизму (ОАВС) присоединяется структурная группа Ассура 2-го
класса 2-го вида - I I2 (45) - состоящая из звеньев 4 и 5 и двух
вращательных кинематических пар и одной поступательной (крайней).
Структура рычажного механизма.
Структурная формула механизма
I (01) I I3 (23) I I2(45)
2Подбор приводного электродвигателя
Асинхронные электродвигатели подбирают по каталогам используя при этом
среднецикловую мощность:
[pic] – кпд передаточного механизма.
Для того чтобы найти мощность необходимо построить план механизма (крайние
положения) и график полезной нагрузки.
Работа полезных сил может быть вычислена исходя из геометрического смысла
интеграла как площади между кривой нагрузок и осью перемещений:
Определим время одного технологического цикла [pic]:
Передаточный механизм от вала двигателя к рабочему органу включает
зубчатый и несущий механизмы.
где [pic] и [pic]- цикловые КПД зубчатого и рычажного механизмов.
Предполагая что зубчатый механизм будет состоять из планетарной и
простой цилиндрической зубчатой передач его КПД оцениваем как:
Предполагая далее что рычажный механизм будет шестизвенным (как
у станка-прототипа) его КПД в первом приближении принимаем
Тогда искомый КПД передаточного механизма:
Работа электродвигателя:
Мощность электродвигателя:
Из таблицы (Приложение 1 [1]) асинхронных трехфазных электродвигателей
единой серии 4А выписываем параметры электродвигателя с ближайшей большей
мощностью по сравнению с NДВ=51948 кВт. Выбираем двигатель 4A100L2У3 с
номинальной мощностью Nном=55кВт и числом оборотов двигателя [pic]
3Построение планов положений механизма
Заданы: размеры звеньев lа =
массы звеньев m1 = 15 кг; m2 = 45 кг; m4 = 50 кг; m5 =
момент инерции [pic] кг[pic]м[pic]
сила сопротивления Pп.с.= 20 кН
Выбранное положение механизма вычерчиваем в масштабе L = 0002 ммм.
Тогда: ОА = 0.080002 = 40 мм
AC = 0.30002 = 150 мм
DС = 0.40002 = 200 мм
а = 0.20002 = 100 мм Положения кривошипа ОА
равноотстоящие (через 60°).
Строим крайние положения механизма. Нулевое положение
соответствует началу движения (рабочему ходу) ползуна 5 вниз (верхняя
мертвая точка). Положение кривошипа 4* соответствует окончанию рабочего
хода ползуна (нижняя мертвая точка). В крайних положениях кривошип
располагается перпендикулярно кулисе т.е. угол ОАВ равен 90° Проводим
окружность радиусом 50 мм с центром в точке О и из точки В проводим к
этой окружности касательные. Получаем положения 0 и 4* точки А. Далее
построения ведем методом засечек разбив окружность на шесть равных
Для выбранного положения механизма строим план скоростей и план
4Построение плана скоростей
Строим план скоростей механизма в третьем положении по следующим
уравнениям: кривошип ОА (звено 1) совершает вращательное движение с угловой
скорость точки [pic]: [pic]
кулиса ABC (звено 2) совершает сложное движение
скорость точки В звена 2 в движении относительно точки А:
[pic] ([pic]перпендикулярно [pic])
скорость точки В звена 2 в движении относительно точки В звена 3:
[pic] ([pic]параллельно [pic])
кулисный камень (звено 3) совершает вращательное движение с угловой
равной угловой скорости кулисы [pic]. При этом VB= 0.
шатун CD (звено 4) совершает плоскопараллельное движение скорость точки D:
положение точки с на плане скоростей находим по теореме подобия [pic]
ползун (звено 5) совершает поступательное движение
скорость точки D: VD - вертикальный вектор
План скоростей строим с масштабным коэффициентом
Из произвольной точки р (полюса) проводим вектор [pic] и равный
Из точки а проводим прямую параллельную звену ABC до пересечения с
прямой проведенной из точки [pic] совпадающей с полюсом р перпендикулярно
звену АВ. Точка пересечения - точка [pic]
Находим положение точки с на плане скоростей по теореме подобия
Из точки с проводим прямую параллельную звену CD до пересечения с прямой
проведенной из полюса р перпендикулярно линии движения ползуна (звена 5).
Отмечаем положение точек соответствующих центрам масс звеньев считая звено
уравновешенным а для звенев 2 и 4 центры масс посредине звеньев.
Угловые скорости звеньев
Линейные скорости точек центров масс звеньев VS1=0; VS3=0;
Строим план ускорений в третьем положении механизма по следующим
кривошип ОА (звено 1) совершает вращательное движение:
Где нормальная составляющая ускорения:
При масштабном коэффициенте a=0.1мс2мм на чертеже отложена в векторe
[pic]с модулем n1=172.4 мм в направлении от точки А к точке его вращения
О. А тангенцальная составляющая
[pic] т.к принимаем что угловая скрость кривошипа [pic].
Ускорение точки А: [pic] мс2
и точка а совпадает с точкой n1.
ускорение точки В звена 2 относительно звена 1:
[pic] Где [pic][pic]
По отношению к точке B звена 3
Из точки a проводим вектор [pic]
из точки b3 совпадающей с полюсом проводим вектор [pic] и равный
[pic]из точки n2 проводим прямую перпендикулярную АВа из точки
k-прямую параллельную АВ.Их пересечение дает точку b2 .
После графического решения уравнения имеем: ab2=205.58мм
Находим положение точки С
s1=0 s2=48.56мм s2=0
Ускорения центров масс и угловые ускорения звеньев
aS2=48.56·0.1=4.86мс2
Звено 4 совершает плоскопараллельное движение
Ускорение точки С: [pic]
Ускорение точки D: [pic] [pic] [pic]
Аналогично предыдущему [pic]
На плане ускорений [pic]
Ползун (звено 5) совершает поступательное движение
Ускорение точки D: [pic]-вертикальный вектор
После графического решения уравнения с чертежа имеем
сd = 63.68мм dn4 =51.98мм
s4=232.39мм s5=d=256.96мм
as4=s4·a=232.39·0.1=23.24мс2
as5=s5·a=256.96·0.1=25.69мc2
Силовой анализ рычажного механизма .
1.Определение реакций в кинематических парах станка.
Для определения реакций в кинематических парах используем кинетостатический
метод 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 (структурным группам) степень подвижности которых
Расчет производим во 4 - ем положении механизма.
Кинематическая цепь шестизвенного несущего механизма состоит из
трех статически определимых кинематических цепей - структурных групп:
а) ползун 5 и шатун 4 (структурная группа Ассура):
б) кулиса 2 и кулисный камень 3 (структурная группа Ассура):
в) кривошип ОА вместе с насаженным на его вал зубчатым колесом
две низших и высшая кинематические пары также имеет степень подвижности
равную нулю и потому также является структурной группой). Наличие
кулачка сблокированного с кривошипом ОА в расчет не принимаем
поскольку силовой расчет кулачкового механизма не производим.
2 Расчет сил инерции.
Для определения сил инерции звеньев шестизвенника используем план
ускорений. Имея ускорения находим силы инерции:
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 (звено 5) не прикладываем силу полезного сопротивления
которая в соответствии с графиком полезных нагрузок в рассматриваемом
положении механизма составляет:
[pic][pic]т.к положение механизма расположено в холостом ходу.
Для определения реакций в кинематических парах разбиваем механизм на
Отделяем первую структурную группу 4-5. Нагружаем ее всеми действующими
силами: инерции веса полезных сопротивлений. Реакцию Р3-4 раскладываем на
две составляющие [pic] направлена по звену и [pic] направлена
перпендикулярно нормальной составляющей реакции.
Группа 4-5 находится в равновесии. Сумма моментов относительно точки D
Выбираем масштаб сил [pic] тогда силы на чертеже изображаются
Реакцию Р0-5 и [pic] находим из уравнения:
Далее отделяем структурную группу состоящую из звеньев 3 и 2
нагружаем ее дополнительно силой[pic] реакциями Роз и P1-2.
Направление реакций:
[pic]— направление определится построением
Из уравнения равновесия группы в форме моментов относительно
шарнира А определяем:
выбираем масштаб [pic] и строим план сил:
На чертеже силы изображаются векторами длиной:
Рассматриваем последнюю группу 0-1.
Далее рассматриваем кривошип ОА вместе с зубчатым колесом Z6. и
соединяющим их валом. На звено 1 действуют: реакция [pic] вес G1 и
неизвестные - сила в зацеплении Z4 – Z5 и реакция на кривошип со
стороны стойки [pic].
Усилие в зацеплении колес Z5 - Z6 действует по линии зацепления
под углом 70 к линии межосевого расстояния .
Уравнение равновесия в форме моментов относительно центра О
вращения вала кривошипа АО:
Реакцию Р0-1 находим построив план сил в соответствии с уравнением
выбираем масштаб [pic] и строим план сил.
Из плана сил находим длину вектора соответствующего силе Р0-1 =
0.96 мм. Значение данной силы следующее:
Уравновешивающий момент
4Определение уравновешивающей силы методом Н.Е. Жуковского.
Проверяем правильность силового анализа при помощи рычага Жуковского.
Переносим силы инерции веса полезных сопротивлений на повернутый план
скоростей. Моменты сил инерции заменяем парами сил:
Р[pic]= Ми2 lBC = 124.16 0.3 = 413.867 Н.
Р[pic]= М[pic] l[pic] = 8.667 0.4 = 21.667 Н.
В произвольном масштабе строим повернутый на 90[pic] план скоростей и в
соответствующих точках прикладываем действующие на механизм силы без
поворота. Момент от силы инерции Ми4 заменяем парой сил Р[pic]и Р[pic]
приложенных в точках С и В с соблюдением направления момента Ми4 .
В точке а прикладываем уравновешивающую силу Ру[pic]ра.
Сумма моментов активных сил и сил инерции относительно полюса равна
нулю (плечи с чертежа).
Составляем уравнение моментов относительно полюса плана скоростей:
ФИ2 hи2 +ФИ4 hи4 + G2 hG2 + G4 hG4 + (G5 + ФИ5 )pd + Рми2 13.53+Pми4
- Рми2 36.25-Pми4 4.44 =0
Расхождение результатов: Δ [pic] = [pic]%
Синтез и анализ зубчатых механизмов.
1Синтез планетарного редуктора
Схема зубчатой передачи представлена на рисунке задания.Ее основу
составляет планетарный механизм с передаточным отношением [pic].
Для проектирования планетарной передачи
примем метод сомножителей.
При остановленном водиле
при одинаковом модуле колес
Принимаем Z1 = C1·α·γ
где γ-коэффициент пропорциональности (любое число)
Теперь (С1+С2)· α = (С4 + С3)·
Представляем числа в виде сомножителей
По формулам находим числа зубьев для каждого варианта расположения:
) Z1=12(16+17) γ=396 γ Z2=12(16+17) γ=396 γ
) Z3=17(12+12) γ=408 γ Z4=16(12+12) γ=384 γ
) Z1=17(16+12) γ=476 γ Z2=12(16+12) γ=336 γ
Z3=21(17+12) γ=348 γ Z4=16(17+12) γ=464 γ
) Z1=12(24+17) γ=492 γ Z2=8(24+17) γ=328 γ
Z3=17(12+8) γ=340 γ Z4=24(12+8) γ=480 γ
Из рассмотренных вариантов наименьшими габаритами обладает 1-ый вариант.При
Z1=40; Z2=40; Z3=41; Z4=39
Проверяем передаточное отношение
расхождение с требуемым U = 5%
Проверяем выполнение условия соседства
Проверяем условие сборки
Принимаем K=3 и условие сборки выполняется при любом П даже при П=0
(Ц=272)что потребует
минимального времени на сборку.
Определяем делительные диаметры колес
d1= m1-4 · Z1 = 4·40=160 мм
d2= m1-4 · Z2 = 4·40=160 мм
d3= m1-4 · Z3 = 4·41=164 мм
d4= m1-4 · Z4 = 4·39=156 мм
d5= m5-6 · Z5 = 7·14=98 мм
d6= m5-6 · Z6 = 7·18=126 мм
2 План скоростей зубчатого механизма
Строим план линейных скоростей зубчатого механизма. Для этого проводим
вертикальную прямую на которую сносим характерные точки: центры вращения
колес и водила -точки [pic] мгновенный центр скоростей сателлита - точка
С ось вращения сателлита на водиле - точка А и полюс зацепления колес 1 и
- точка В и колес 5 и 6 - точка О.
В произвольном масштабе проводим горизонтальный отрезок Аа
изображающий скорость точек оси сателлита. Соединяем точку а с точками О и
С и получаем законы распределения скоростей в водиле (Оа) и в сателлите
От точки В проводим горизонтальную прямую до пересечения с прямой Са в
точке b которую соединяем с точкой О и получаем закон распределения
скоростей (Оb) в колесах 1 и 5. Продолжив прямую bО до пересечения в точке
d с горизонтальной прямой Dd получаем закон распределения скоростей [pic]в
Строим план угловых скоростей. Для этого проводим горизонтальную
прямую на которой откладываем отрезок ОН = 143 мм изображающий в масштабе
[pic]= 20 об[pic] частоту вращения водила Н. Из точки И проводим прямую
параллельную Оа до пересечения с вертикальной прямой проведенной через
точку 0. Получаем точку p - полюс плана скоростей. Из полюса проводим
прямые параллельные законам распределения скоростей в звеньях механизма и
получаем точки 1 2 3 и 5. Расстояние этих точек от нулевой точки
определяет в масштабе частоту вращения звеньев механизма.
Теперь передаточное отношение [pic] будет определяться:
по плану линейных скоростей [pic]
по плану угловых скоростей [pic]
3 Размеры эвольвентного зацепления
Колеса нарезаны стандартным инструментом реечного типа с параметрами:
Число зубьев колес передачи:
Для шестерни выбираем коэффициенты смещения исходного производящего контура
из условия отсутствия подрезания.
[pic] принимаем [pic]
Для колеса коэффициент смещения выбираем исходя из рекомендации ISO: при
[pic] принимаем х6 = 0.35.
Определяем угол зацепления:
Что соответствует углу [pic]
Определяем коэффициент уравнительного смещения:
Определяем межосевое расстояние:
Определяем размеры колес:
делительные радиусы: r = [pic]
радиусы начальных окружностей: [pic]
Основные радиусы: [pic]
Радиусы окружностей вершин: [pic]
Радиусы окружностей впадин: [pic]
Толщина зуба по дуге окружностей вершин [pic] [pic]
Толщина зуба по дуге длительной окружности:
Определяем коэффициент перекрытия:[pic]
4 Построение эвольвентного зацепления.
Проводим линию равную межосевому расстоянию. Проводим окружности
вычисленных радиусов. Эвольвенты зубьев в полюсе зацепления находим
перекатыванием прямой без скольжения по основным окружностям. Эвольвенты
ограничены радиусами вершин зубьев и радиусами основных окружностей.
Затем откладываем по делительным окружностям и по окружностям вершин
зубьев толщины зубьев и определяем оси симметрии зуба после чего строим
вторые эвольвенты зубьев. Далее по угловому шагу откладываем оси симметрии
других зубьев и строим еще две пары.
Профиль ножки зуба оформляем сопряжением радиальной прямой с
На картине зацепления показываем теоретическую линию зацепления [pic]
практическую линию зацепления АВ рабочие участки профилей ас и bd дугу
По данным картины зацепления [pic]
4 мм - длина практической линии зацепления с учетом масштаба;
Расхождение результатов [pic]
Кроме этого по данным картины зацепления [pic]
5 Построение графика коэффициентов удельного скольжения
На картине зацепления двух колес через точки [pic] и [pic][pic]
перпендикулярно линии зацепления проводим прямые и в произвольном месте
перпендикуляр к ним. Получаем систему координат с осями: параллельно линии
зацепления [pic] ось радиусов кривизны эвольвенты [pic] перпендикулярно
ей - ось коэффициента удельного скольжения [pic]. Ось [pic] разбиваем на
части и получаем значения радиуса кривизны эвольвенты колеса 5 и колеса 6.
где [pic]-длина теоретической линии зацепления.
Расчет коэффициентов удельного скольжения сводим в таблицу:
[pic] [pic] [pic] [pic]
Значения коэффициентов удельного скольжения откладываем в масштабе
[pic]. Полученные точки соединяем плавной кривой.
Синтез кулачкового механизма.
Кулачковый механизм с центральным поступательно движущимся толкателем.
Закон изменения ускорения толкателя - параболический.
1 Расчет передаточных функций
Для определения основных размеров и построения профиля кулачка
производим аналитический расчет перемещения выходного звена [pic] и первой
производной от перемещения выходного звена по углу поворота кулачка [pic]
На фазе опускания эти функции обратно симметричны так как законы
аналогичны а фазовые углы равны.
Значения текущего угла [pic]: [pic]
Результаты расчетов занесены в таблицу.
[pic] фаза подъема закон
2 Определение основных размеров
Задачу об определении минимального радиуса кулачка решаем графическим
методом. Построения выполняем в следующем порядке:
на вертикальной прямой берем произвольно точку (конец толкателя) и от
нее откладываем вверх перемещение толкателя в масштабе [pic] ммм в
соответствии с таблицей:
в каждой полученной точке проводим горизонтальные прямые на которых
откладываем отрезки равные [pic] (положительные значения в направлении
вращения кулачка); конечные точки соединяем плавной кривой; получаем
проводим касательные к диаграмме [pic] на фазе подъема и фазе опускания
под углом [pic] к вертикальной прямой до пересечения с ней. Не
пересекаемая лучами область и является областью выбора центра вращения
кулачка. Выбираем положение точки O центра вращения кулачка на линии
движения толкателя; определяем радиус основной шайбы:
3Профилирование кулачка
Строим центровой профиль кулачка методом обращения движения. Определяем
минимальный радиус кривизны профиля [pic]
Выбираем радиус ролика как минимум из соотношений:
Принимаем [pic]мм. чтобы избежать заострения профиля кулачка.
Строим рабочий профиль кулачка как эквидистанту к теоретическому
профилю отстоящую на [pic] мм от полученного центрового профиля кулачка.
4 Углы давления и скорости относительного скольжения
Значения угла давления и скорости относительного скольжения для
каждого значения [pic] из фазы удаления определяем по формулам:
Значения [pic]откладываем в масштабе [pic]градмм значения углов
давления [pic] [pic] градмм значения скорости относительного
скольжения [pic]. Полученные точки соединяем плавной кривой.
№ пол [pic]град. [pic]мм. [pic] мм [pic] [pic] мс
В курсовом проекте выполнено: структурный анализ рычажного механизма
по Ассуру; построены план положений механизма и план скоростей в заданном
положении; силовой анализ рычажного механизма в заданном положении с
определением реакций во всех кинематических парах и уравновешивающей силы
для чего построен план ускорений вычислены силы инерции; произведена
оценка точности расчетов построением рычага Жуковского; подобраны числа
зубьев планетарного редуктора:
построены планы линейных и угловых скоростей зубчатого механизма;
подобраны коэффициенты смещения режущего инструмента при изготовлении
зубчатых колес: рассчитано эволъвентное зацепление пары цилиндрических
зубчатых колес внешнего зацепления; построена картина эвольвентного
зацепления: определены качественные показатели зацепления аналитическим и
графическим способами; построена диаграмма коэффициентов удельного
спроектирован кулачковый механизм для осуществления подачи материала для
чего определены основные размеры механизма по заданным условиям работы;
построены теоретический и рабочий профили кулачка; построены графики
изменения угла давления и относительной скорости скольжения.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ.
Курсовое проектирование по теории механизмов и машин Под ред.
Г.Н.Девойно - Мн.: Вышэйшая школа. 1986.
Теория механизмов и машин. Под ред. К.В.Фролова - М.; Высшая школа.
Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине
Теория механизмов машин и манипуляторов". Составитель Коренский В.Ф..

Лист 2 (5).cdw

Картина частот вращения
КП.ТММ и М. 25.6.002
Синтез зубчатого и кулачкового
Картина эвольвентного
Синтез кулачкового механизма
Графики параметров кулачкового механизма
Диаграмма изменения коэффициентов удельного скольжения
Картина эвольвентного зацепления М 2 : 1

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

Лист 1 (2).cdw

Планы положений механизма
Структурная группа 4 - 5
Структурная группа 2 - 3
Группа звеньев 1 - Z
КП.ТММ и М. 25.6.001
Кинематический и силовой анализ

Протокол.doc

опытов Режимы резания Диаметр заготовки
d мм Составляющие силы
резания Соотношение состовляющих Примечание* t
Pz PxPz PyPz mV МПа mV МПа mV МПа 1
[pic] 1 03 54671 103 600 3 30 10 100 157 157 0191083
69079 5 [pic] 1 01 54671 103 600 16 16 45 45 78
22222 9 [pic] 1 03 54671 103 600 43 43 16 160 194
* Станок: модель – 16К20
Прибор измерительный: модель – динамометр УДМ – 600 ТА – 5 Н - 700
Заготовка материал – Сталь 45 ГОСТ 1050-88
Режущий инструмент: тип – резец проходной отогнутый
Материал режущего лезвия – T15К6
Геометрия режущего лезвия – [pic]

Курсовой проект по ТММиМ (2010). Аналог 13. Вариант 2. Забара К. Н..doc

Министерство образования Республики Беларусь
УО «Полоцкий государственный университет»
Кафедра теоретической механики
«Разработать основы технического предложения на пресс-автомат для холодного
Технико-экономическое обоснование выбора схемы пресс-автомата для
холодного выдавливания
1 Описание прототипа
2 Пояснения к выбору структуры пресс-автомата
3 Оценка энергопотребления проектируемого пресса
Определение параметров схемы пресс-автомата
1.1 Выбор электродвигателя и вида понижающей передачи
1.2 Синтез зубчатых механизмов
2 Выбор и синтез несущего механизма
3 Синтез механизма выталкивателя готовой детали
3.1 Синтез кулачкового механизма
4 Динамический синтез пресс-автомата для холодного выдавливания
4.1 Расчет масс и моментов инерции звеньев
4.2 Расчет приведенных моментов инерции
4.3 Определение расхода материалов и энергии при запуске
Исследование схемы пресс-автомата для холодного выдавливания
1 Исследование установившегося движения главного вала пресса
2 Определение реакций в кинематических парах пресса
2.1 Определение ускорений
2.2 Расчет сил инерции
2.3 Определение реакций в кинематических парах
3 Определение мгновенного к.п.д. оценка интенсивности
Краткие выводы и результаты
Курс теории механизмов и машин рассматривающий общие методы
исследования и проектирования механизмов и машин входит в общетехнический
цикл дисциплин формирующих знания инженеров по конструированию
изготовлению и эксплуатации машин.
Общие методы синтеза механизмов дают возможность конструктору не
только находить параметры механизмов по заданным кинематическим и
динамическим свойствам но и определить их относительные сочетания с учетом
многих дополнительных условий.
Большое значение имеет курс и для подготовки инжененров-механиков по
технологии изготовления и эксплуатации машин т.к. знание видов механизмов
и их кинематических и динамических свойств необходимо для понимания
принципов работы отдельных механизмов и их взаимодействия в машине.
В машиностроении широко используется изготовление изделий
прессованием. При массовом производстве для этого используются прессы-
автоматы. Холодное выдавливание – один из видов прессования.
Выполнение студентом курсового проекта служит для приобретения
навыков выбора функциональных механизмов обеспечивающих работу задаваемой
проектом машины освоения методов геометрического и динамического синтеза
механизмов оценки и анализа принятых решений.
Технико-экономическое обоснование выбора схемы
пресс-автомата для холодного выдавливания.
1. Описание прототипа.
Пресс-автомат предназначен для получения изделий методом
выдавливания. Деформация заготовки осуществляется пуансоном 18
установленным на ползуне 5 кривошипно-коленного механизма состоящего из
звеньев 1 – 2 – 3 – 4 – 5. Кривошип 1 приводится во вращение
электродвигателем 6 через планетарную передачу Z1 – Z2 – Z3 – H
зубчатые колеса Z4 и Z5. Из бункера 16 заготовки по лотку 17 поступают в
механизм подачи включающий кулачок 13 шибер 15 с роликом 14. Шибер
подает заготовку в штамповую зону затем пуансон 18 заталкивает ее в
матрицу 19. Готовое изделие выталкивается из матрицы выталкивателем 11
движение которого обеспечивается кулачком 7 установленным на валу
кривошипа 1 посредством ролика 8 толкателя 9 и рычага 10.
2. Пояснения к выбору структуры пресс-автомата.
Структуру пресса – прототипа принимаем за основу. В состав пресса
включаем источник движения – нерегулируемый электродвигатель 1 (рис.
2.) несущий механизм 2 который обеспечивает 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 кулачковый механизм 5 выталкивателя
Для снижения тепловых потерь электродвигателя 1 и в конечном
счете для повышения к.п.д. агрегата в состав пресса при необходимости
будет введена дополнительная маховая масса в виде махового колеса 7.
Основное его назначение – защитить приводной электродвигатель 1 от
В результате получаем предварительную блок-схему пресса которую
далее принимаем за основу.
Рис. 1.2. Предварительная блок-схема
Электродвигатель приводной
Рабочий орган (пуансон)
Механизм выталкивания готовой детали
3. Оценка энергопотребления проектируемого пресса.
Рассматриваемый пресс относится к технологическим машинам и основной
расход энергии приходится на стадию установившегося движения.
За один полный цикл установившегося движения работа двигателя (Адв)
расходуется на преодоление сил полезного ( Апс ) и вредного ( Авс )
поскольку работа других сил – потенциальных (веса упругости) и сил
инерции за цикл установившегося движения равна нулю. Работу сил трения (
Атр = Авс ) учитываем с помощью к.п.д. ( ( ). Тогда за цикл
Работу полезных сил (Апс) определяем как:
График полезных сил от перемещения рабочего звена (пуансона) имеет
Находим площадь охватываемую этим графиком и эту площадь приравниваем к
работе полезных сил (по заданию Fma Smax = H = 0.1 м.):
Передаточный механизм от вала двигателя 1 (рис. 1.2.) к рабочему
органу – пуансону 3 включает зубчатый 4 и несущий рычажный 2
механизмы. Поэтому его к.п.д.:
где [pic] цикловые к.п.д. зубчатого и рычажного механизмов.
По аналогу зубчатый механизм включает планетарную и простую
компенсирующую передачу его к.п.д. ориентировочно оцениваем как
Тогда искомый к.п.д. передаточного механизма:
и работа двигателя за цикл движения составит:
При этом затраты энергии на обработку составляют:
Q = Адв . 60-2 =2.16 . 60 -2 = 0.0006
а потребление ее из сети достигает
где (дв = 0.92 – к.п.д. современных асинхронных электродвигателей.
определение параметров схемы пресс -автомата.
Привод служит источником механических движений звеньев пресса причем
эти движения должны находиться в полном соответствии с заданной
производительностью. В рассматриваемом агрегате привод включает
нерегулируемый короткозамкнутый асинхронный электродвигатель 1 и зубчатую
передачу 4 (рис.1.2.) согласующую обороты электродвигателя с оборотами
кривошипа несущего механизма. Цикл обработки (один ход пуансона)
соответствует одному обороту кривошипа несущего механизма.
Частота вращения кривошипа составляет:
а продолжительность цикла:
При этом цикловая мощность приводного электродвигателя не должна быть
По этой мощности и величине nкр производим синтез элементов привода
1.1. Выбор электродвигателя и вида понижающей передачи.
Из каталога электродвигателей серии 4А выписываем параметры
электродвигателя с ближайшей большей мощностью по сравнению с Nдв =0.27
кВт. 4А80А8У3: N=037кВт nnom=675 обмин
Производим разбивку общего передаточного отношения следующим образом:
1.2. Синтез зубчатых механизмов.
Планетарный механизм с передаточным отношением
Открытая зубчатая передача Z4 – Z5 имеет передаточное отношение
Синтез (подбор чисел зубьев) планетарной ступени производим на
основе следующих четырех условий:
Условия выполнения требуемого передаточного отношения:[pic]
Условие правильности зацепления по которому Zmin ( 17.
Принимая Z1 = 20 получаем
откуда Z2 = 0.5(Z3 – Z1) = 0.5( 280 –20 ) =130
По условию правильности зацепления:
Z3 – Z2 = 280 –130 =150 ( 8
Принимаем число сателлитов К = 2
Проверяем возможность сборки полученного механизма
где К - число сателлитов
Это равенство выполняется при П=0 что является наилучшим вариантом для
сборки (не осложняет процесс равноудаленной установки сателлитов).
Окончательно принимаем для планетарного механизма:
Z1 = 20; Z2 =130; Z3 =280; K=2.
Приняв Z4 = 18 найдем Z5 = 17.6 =102
Модуль зубчатых колес планетарного редуктора определяем по
максимальному моменту в зубчатом механизме который имеет место на выходном
его валу (на валу - водила). Момент на этом валу[pic]
где номинальная угловая скорость двигателя
Ближайший больший модуль первого ряда по СТ СЭВ 310-76 m = 2 мм.
Модуль зубчатых колес уравнительной передачи рассчитываем по моменту
Принимаем m1 = 5 мм. учитывая повышенный износ при работе без смазки
открытой уравнительной передачи.
Определяем делительные диаметры колес:
d5 = 5 . 102 =510 мм
dH ( d1 + 2d2 2 = 40 +260 = 300 мм.
2. Выбор и синтез несущего механизма.
Несущий механизм связан с рабочим органом и должен обеспечивать ему
возвратно-поступательное движение.
Коэффициент производительности машины принимаем в пределах рекомендуемых
для шарнирного четырехзвенника.
Угол поворота кривошипа при рабочем ходе (рх = 199 град.
Угол перекрытия ( = 199 – 180 = 19 град.
По алгоритму поиска оптимального (по углу давления () шарнирного
четырехзвенника с заданным углом перекрытия ( определяем относительные
размеры звеньев механизма:
Из таблицы для ( = 19 град. выбираем четырехзвенник у которого
Выписываем значения ( = 10( (( = 39( и номер расчетной точки
Находим размеры звеньев четырехзвенника
Уточняем углы давления
(max = arcsin( A+B )=
arcsin(0.333+0.366)=44.3(
B)=arcsin(0.333 – 0.366)= ( 1.89(
Действительные размеры звеньев определятся после расчета размеров
звеньев присоединенной группы преобразующих колебательное движение
коромысла ВС в поступательное движение ползуна D
Из рис.2.3. имеем (с учетом прототипа у которого [pic]) :
Остальные размеры шарнирного четырехзвенника (коэффициент)
lOC = 1.748 . 0.709 =1.24 м.
lAB = 0.775 . 0.709 = 0.55 м.
lOA = 0.304 . 0.709 = 0.22 м.
Координаты точки С по отношению к точке О (центр
вращения кривошипа):
По теореме косинусов [pic]
Полученные размеры используем при построении плана положений несущего
План положений строим для:
Проверки результатов синтеза удовлетворения исходных данных ( ( (max и
др. ) определения необходимого объема в машине.
Построения циклограммы работы пресса и т.п.
Выбираем масштаб (l = 0.005 м мм размеры на чертеже изображаем в
отрезках ОА = 44 мм; АВ = 110 мм; ВС =266 мм; ОС=248 мм; ВD = 266 мм;
Построения проводим с помощью метода засечек начиная от входного
3. Синтез механизма выталкивателя готовой детали.
Во время холостого хода пуансона происходит выталкивание готовой
детали при помощи кулачкового механизма.
В соответствии с прототипом кулачковый механизм с поступательно
движущимся центральным толкателем (линия движения толкателя проходит через
центр вращения кулачка). Привод кулачка осуществляется через коническую
передачу с одинаковыми колесами для обеспечения угловой скорости кулачка
равной угловой скорости кривошипа.
Законы движения толкателя не заданы.
Выбираем параболический закон на фазе удаления и синусоидальный на
фазе возвращения как у большинства заданий прототипа.
3.1 Синтез кулачкового механизма.
Начало движения выталкивателя соответствует положению 6 рычажного
механизма когда пуансон начинает обратное движение (холостой ход).
По заданию фазовый угол удаления (у =45(; фазовый угол дальнего
выстоя (дв = 12(; фазовый угол возвращения (в = 45(.
Принимаем максимальное перемещение толкателя h = 0.2Н = 32 мм
Определяем функции положения толкателя кулачкового механизма и
передаточных кинематических функций 1-го и 2-го порядка по следующим
а) на фазе возвращения:
б) на фазе удаления:
Разбиваем (у и (в на 6 равных частей и производим расчет.
№ пп у Фаза удаления
Закон параболический
№ пп в Фаза возвращения
Закон синусоидальный
Задачу об определении минимального радиуса кулачка и профилировании
кулачка по методу обращения движения решаем графическим методом. Выбираем
радиус кулачка 90 мм
Выбираем радиус ролика как минимум из соотношений:
rp = 0.4Rmin = 0.4 . 90 = 36 мм.
rp = 0.8(min = 0.8 .45 = 36 мм.
Принимаем rp = 36 мм. а рабочий профиль кулачка строим как
эквидистанту к теоретическому профилю отстоящую на rp = 36 мм от
полученного теоретического профиля кулачка.
Замеряем угол установки кулачка относительно кривошипа ОА
4. Динамический синтез пресс-автомата для холодного
(расчет ориентировочной его массы и энергии при запуске).
Динамический синтез пресса проводим с целью повышения его общего
к.п.д. путем снижения теплового излучения обмоток приводного
электродвигателя при неравномерном вращении ротора внутри цикла.
Задачу решаем подбором и перераспределением масс звеньев введением
при необходимости дополнительной маховой массы с постоянным моментом
инерции в виде маховика. Предварительно анализируем инертные свойства
имеющихся механизмов.
4.1. Расчет масс и моментов инерции звеньев.
Инертные свойства звеньев характеризуют показатели массы (при
поступательном движении) и момент инерции при вращательном.
В первом приближении принимаем что по длине рычагов массы
распределены равномерно что интенсивность распределения q = 30 кгм и
что зубчатые колеса – сплошные диски с шириной bk зависящей от
межосевого расстояния aw как
где (а = 0.2 ( 0.5 представляет собой коэффициент ширины зуба. При этом
центры масс рычагов располагаются по их серединам (у кривошипа в центре
вращения – по прототипу) массы определяются как
моменты инерции звеньев относительно их центров масс находятся как
а относительно оси вращения (для вращающихся звеньев) как
Массы зубчатых колес определяем через делительные диаметры и
межосевые расстояния аw по формуле
которая при плотности материала ( = 7.8 103 кгм3 (сталь чугун) и
принятом (а = 0.25 для облегчения вычислений предварительно приведена к
mj = 1.53 . 103 . aw . d2
Моменты инерции колес относительно оси вращения определяем через их
массу и делительный диаметр как для однородных дисков:
Результаты расчетов заносим в табл. 2.2.
наименованиеобозн.длина масса момент инерции момент инерции
звена звена рычага относительно относительно
диаметр кг оси вращения центра масс
кривошип ОА 0.22 m1 = 6.6 J1= 0.106 JS1= 0.027
шатун АВ 0.55 m2 = 16.5 JS2= 0.416
коромысло СВ 133 m3 = 39.9 J3= 23.53
шатун ВD 133 m4 = 39.9 JS4= 5.88
зубчатые Z1 0.04 mz1 = Jz1= 0000074
колеса Z2 0.26 0.37 Jz2= 0131
Z4 0.085 mz2 = 15.51Jz4= 0003
Z5 0.51 mz4 = 3.29 Jz5= 385
ползун Зв. 5 - m5 =
водило Н 0.3 mн = Jн = 0233
кулачок - - mк = Jk = 00082
ротор - - Jр = 00016
Оценку динамических характеристик прочих деталей пресса производим
Массу пуансона вместе с перемещающим его ползуном оцениваем
m5 = 3 m3 = 3 .399 = 1197 кг.
Массу водила Н планетарной ступени редуктора находим с помощью
где ширину водила принимаем равной двойной толщине одного колеса
смонтированного на нем сателлита Z2 т.е.
С учетом этого [pic]
а момент инерции (как сплошного диска)
Массу кулачка и его момент инерции оцениваем по среднему его
и ширине которую задаем как
bk = 0.2 . Dср = 0.2 . 2 . 70 =28 мм.
Массу толкателя кулачкового механизма принимаем mкор = 5 кг.
Момент инерции ротора электродвигателя определяем по маховому
mp[pic] = 0.0129 кгм2
4.2. Расчет приведенных моментов инерции.
Приведенный к звену момент инерции масс звеньев механизма вычисляется
как сумма произведений масс этих звеньев и их моментов инерции на квадраты
передаточных функций в движениях этих звеньев относительно звена
Приведенный к валу кривошипа главный момент инерции масс пресса
представляется в виде суммы приведенных моментов инерции следующих четырех
Ротора приводного электродвигателя
Jр.пр = Jр . U[pic] = 00016 . 902
где Jпл – приведенный к валу водила момент инерции планетарного
Jпл = 0.233 + 0.000074 . 15 +2(15.51 . 0.152 + 0.131 .
Jпер.пр = (1.281 + 0.003)62 +3.85 = 50.074 кгм2
Приведенного к валу кривошипа момента инерции кулачкового
Указанный момент влияет на движение пресса лишь в периоды движения
толкателя кулачкового механизма – на фазах удаления и возвращения.
Jк.пр. = Jк + JТ.ПР.
Причем на концах этих фаз JТ.пр=0 так как передаточная функция [pic]
от толкателя к кулачку т.е. к валу кривошипа ОА при этом равна нулю.
Максимальное значение JТ.ПР приобретает когда [pic] для толкателя
в положениях (у =225( и (в =225( .
Jк.пр = Jк + mT[pic]
Для фазы удаления JК.ПР = 0.0082 + 5 . 0.0611462 =0.0269 кгм2
Для фазы возвращения JК.ПР = 0.0082 + 5 . 0.0815292 =0.0414 кгм2
а во всех остальных положениях механизма Jк.пр = Jк = 0.0082 кгм2
Приведенного к валу входного кривошипа ОА момента инерции несущего
механизма (рис. 2.4.)
Рис. 2.4.Схема несущего рычажного шестизвенника.
Ранее получены размеры звеньев массы и моменты инерции:
lOA = 0.22 м lOS1 = 0 m1 = 6.6 кг
lAB = 0.55 м lAS2 = 0.275 м m2 = 16.5 кг
lCВ = 1.33 м lCS3 = 0.665 м m3 = 39.9 кг
lВD = 1.33 м lDS4 = 0.665 м m4 = 39.9 кг
В соответствии с ([4] стр. 44-45) для шарнирного четырехзвенника
где [pic]0.222 + 1.242 = 1.586 м2.
[pic] 2 . 0.22 . 1.24 = 0.546 м2.
[pic] 0.552 + 1.332 – 1.586 = 0.4854 м2.
[pic] 2 . 0.55 . 1.33 = 1.463 м2.
Для присоединенной группы звеньев 4 – 5 ([1] стр. 86) имеем:
В проекциях на оси X и Y получаем (рис. 2.6.):
откуда дифференцируя по времени получаем:
Из уравнений для координат точки S4 после дифференцирования получаем:
Требуемые передаточные функции:
Расчеты передаточных функций сводим в таблицу 2.6.
пол. град. град. град. град. град. м.
Продолжение табл. 2.3.
№ 31 41 Vs21 Vs31 Vs41 V51
Данные таблицы 2.3. в одном из положений механизма проверяем при
помощи планов положений и скоростей на втором листе курсового проекта.
Результаты расчетов приведенных к валу кривошипа О моментов инерции
сводим в таблицу 2.4.
Пол. Обоб- Работа сил Приращ. Момент инерции
криво- щен. дви- сопро- кинетич.
шипа коорд. жущих тивл. энергии
Jр.пр. Jпер.пр. Jк.пр. Jнес.пр.
град. кDж. кDж. кDж.
С помощью таблицы 3.1. проверяем достоверность определения параметров
что приблизительно соответствует принятым их значениям (ср =0.785 с-1 (
По данным табл.3.1. строим график обобщенной скорости пресса в
функции его обобщенной координаты ( (1 = f((1) ) в пределах одного цикла
установившегося движения 0 ( (1 ( 2(. С помощью этого графика можно
определить угловое ускорение кривошипа ОА в любом его положении:
где (Y и (Х – приращения координат по осям (1 и (1 (( и (( -
масштабы этих осей ( - угол касательной к построенной кривой (1 = f(() с
положительным направлением оси ( при выбранном значении обобщенной
2. Определение реакций в кинематических парах пресса.
Для определения реакций в кинематических парах используем
кинетостатический метод 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 (структурным группам) степень подвижности которых W
Расчет производим в 4 – ом положении пресса когда на пуансон (звено
) действует максимальная сила сопротивления 40 кН.
Отсоединяем от пресса кинематическую цепь шестизвенного несущего
механизма включающую кривошип ОА и три статически определимые
кинематические цепи – структурные группы:
а) ползун 5 и шатун 4 (ВD) (структурная группа Ассура);
б) коромысло 3 (СВ) и шатун 2 (АВ) (структурная группа Ассура);
в) кривошип ОА вместе с насаженным на его вал зубчатым колесом 5
(одно звено две низших и высшая кинематические пары также имеет степень
подвижности равную нулю и потому также является структурной группой).
Наличие кулачка сблокированного с кривошипом ОА в расчет не принимаем
поскольку силовой расчет кулачкового механизма не производим.
2.1. Определение ускорений.
Чтобы воспользоваться принципом Даламбера необходимо найти
ускорения центров масс и угловые ускорения звеньев. Эту задачу решаем путем
построения плана ускорений.
В расчетном 4-ом положении рассматриваемой кинематической цепи при
установившемся режиме движения пресса из табл.3.1. находим:
а с помощью графика (1 = f ((10) определяем:
Знак " – " указывает на то что (1 и (1 направлены противоположно.
Для определения сил инерции звеньев шестизвенника ОАВСD строим для
него план ускорений начиная от входного звена ОА.
По теореме о вращательном движении кривошипа ОА ускорение точки А:
где нормальная составляющая ускорения
[pic]0.7692 . 0.22 = 0.13 м.с2
в масштабе построения
на чертеже отложена в векторе [pic] с модулем (n1 =130 мм в направлении
[pic]0.014 . 0.22 = 0.003 мс2
отложена в векторе [pic] с модулем n1a =3 мм в соответствии с
направлением углового ускорения (1 перпендикулярно вектору [pic].
По теореме о плоском движении точки В в системе шатуна АВ и движении
этой точки в системе коромысла ВС имеем векторное равенство
Чтобы решить это уравнение определяем нормальные составляющие
Из таблицы 2.3. выписываем значения передаточных функций
[pic]0.805 [pic]0.444
находим при (1 = 0.769 с-1
(2 = 0.769 . 0.805 = 0.62 с-1
(3 = 0.769 . 0.444 = 0.34 с-1
[pic]0.622 . 0.55 = 0.21 мс2
[pic]0.342 . 1.33 = 0.154 мс2
Отрезки изображающие эти ускорения в масштабе плана ускорений имеют
После графического решения уравнения имеем: (b = сb = 19285 мм
Находим положение точек S2 (AS2 = BS2) и S3 (CS3 = BS3)
[pic] 122.47 мм (замеряем на чертеже)
Ускорения центров масс и угловые ускорения звеньев
[pic]122.47 . 0.001 = 0.122 мс2
[pic]96.43 . 0.001 = 0.096 мс2
По теореме о плоском движении точки D в системе шатуна BD и движения
этой точки как принадлежащей ползуну 5 имеем векторное равенство
Аналогично предыдущему
[pic] где из табл.2.6. [pic]0.244
(4 =0.769 . 0.244 = 0.188 с-1
[pic]0.1882 . 1.33 = 0.047 мс2
Отрезок изображающий это ускорение на чертеже в масштабе плана ускорений
имеет величину [pic]
После графического решения уравнения с чертежа имеем
[pic] (так как BS4 =
aS4 = (s4 . (a = 175.33 . 0.001 = 0.176 мс2
aS5 = (s5 . (a = 18204 . 0.001 = 0.182 мс2
2.2. Расчет сил инерции.
Имея ускорения находим силы инерции:
ФИ1 = m1 . aS1 = 6.6 . 0 = 0
ФИ2 = m2 . aS2 = 16.5 . 0.122 = 2.013 H.
ФИ3 = m3 . aS3 = 39.9 . 0.096 = 3.83 H.
ФИ4 = m4 . aS4 = 39.9 . 0.176 =7.02 H.
ФИ5 = m5 .aS5 = 1197 . 0.182 =21.79 H.
MИ1 = (JO1 + JK + JZ5) . (1 = (0.106 + 0.0082 + 3.85) . 0.0014 =
МИ2 = JS2 . (2 = 0.416 . 0.12 = 0.05 Нм
МИ3 = JS3 . (3 = 23.53 . 0.087 = 2.05 Hм
МИ4 = JS4 . (4 = 5.88 . 0.093 =0.55 Нм
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 Gi =
G1 = 66 . 9.8 = 64.7
G2 = 16.5 . 9.8 = 161.7
G3 = 39.9 . 9.8 = 391
G4 = 39.9 . 9.8 = 391
G5 = 119.7 . 9.8 = 1173.1
Gk = 3.36 . 9.8 = 32.93
GZ5= 118.4 . 9.8 = 1160.3
К рабочему органу (звено 5) прикладываем силу полезного сопротивления
которая в соответствии с графиком полезных нагрузок в рассматриваемом
положении механизма составляет:
К кривошипу ОА прикладываем " уравновешивающую силу" – действующую
на колесо Z5 cо стороны отбрасываемого колеса Z4 по линии зацепления
зубьев колес составляющей угол 70о с линией их межосевого расстояния.
Для определения реакций в кинематических парах разбиваем
передаточный механизм пресса на структурные группы. Отделяем от механизма
два последних звена 4 и 5 (структурная группа Ассура) а действие
отброшенных звеньев заменяем реакциями. На звено 5 со стороны стойки
действует реакция Р05 а на звено 4 – реакция со стороны коромысла 3
[pic] . Направлены реакции:
Для определения модулей неизвестных реакций строим многоугольник
Из уравнения равновесия звена 4 в форме моментов относительно шарнира F
Выбрав масштаб построения
неизвестные [pic] определяем из плана умножая соответствующие им
отрезки на величину (Р. Получаем
Р05 = 29.29 . 150 = 4393.5 Н.
Р34 =267.51 . 150 = 40126.5 Н.
Из условия равновесия звена 5 также находим
Р45 =267.71 . 150 = 40156.5 Н.
Точка приложения реакции Р05 к ползуну 5 проходит через центр
Далее отделяем структурную группу состоящую из звеньев 3 и 2
нагружаем ее дополнительно силой Р43 = - Р34 реакциями Р03 и Р12
которые раскладываем на нормальные и тангенциальные составляющие. Затем
составляем уравнения равновесия каждого из двух звеньев (АВ и ВС) в форме
моментов относительно центра шарнира В. Из этих уравнений:
где плечи соответствующих сил (в мм.) замерены непосредственно из чертежа.
Далее строим план сил в масштабе (l = 150 Hмм :
[pic] по модулю Р12 = 36.6 . 150 =5490 Н.
[pic] по модулю Р03 = 264.86 .150 = 39729 Н.
[pic] по модулю Р32 = 377 . 150 = 5655 Н.
Далее рассматриваем кривошип ОА вместе с зубчатым колесом Z5 и
соединяющим их валом (n = 1 P1 = 1 P2 = 1 и по формуле Чебышева
получаем W=0). Прикладываем к этому звену момент сил инерции МИ1 реакцию
Р21 веса G1 GK GZ5 силу инерции ФИ1=0 и неизвестные – силу в
зацеплении Z4 - Z5 и реакцию на кривошип со стороны стойки
Усилие в зацеплении колес Z4 – Z5 действует по линии зацепления под
углом 700 к линии межосевого расстояния ОО4.
Уравнение равновесия в форме моментов относительно центра О вращения
а реакцию Р01 находим из плана сил для звена 1 – Z5.
Построив план сил в масштабе (l = 50 Hмм находим
Р01 = 9229 . 50 = 4614.5 Н.
3 Определение мгновенного к.п.д. оценка интенсивности износа
Мгновенный к.п.д. рассмотренного шестизвенного механизма находим по
где NТР - мгновенная (в рассматриваемом положении 4 механизма) мощность
трения во вращательных кинематических парах ОАВ1В2СD
ной звена 5 со стойкой 0.
Вращательные кинематические пары выполнены как цилиндр – в цилиндре с
радиусом сопрягаемой поверхности
а материалы трущихся поверхностей выбраны таким образом что коэффициент
f = 0.15 (сталь по стали при отсутствии смазки).
Такое же значение коэффициента трения предполагаем в поступательной
кинематической паре.
Тогда мгновенные мощности во вращательных кинематических парах можно
где а и в - номера звеньев образующих кинематическую пару;
Рав - реакция между этими звеньями;
(ав - относительная угловая скорость звеньев;
Vав - относительная скорость звеньев.
С учетом этих замечаний и значений скоростей:
(1 = 0.769 с-1; (2 = 0.805 с-1; (3 = -0.444 с-
NТРО = P01 rц f [pic] = [pic]= 5.3 вт
NТРА = P12 rц f [pic] = [pic] = 0.3 вт
NТРВ1 = P23 rц f [pic]=[pic]=10.6 вт
NТРС = P03 rц f [pic] = [pic] = 26.5 вт
NТРВ2 = P34 rц f [pic] = [pic] = 41.4 вт
NТРD = P45 rц f [pic] = [pic]14.7 вт
NТР05 = P05 f V05 = 4393.5 . 0.15 . 0.06 = 39.5 вт
Мгновенная мощность сил трения:
NТР = 5.3 + 0.3 +10.6 + 26.5 + 41.4 + 14.7 +39.5 = 138.3
Мгновенная мощность полезных сил:
NПС = FПС . V05 = 40000 . 0.06 = 2400 вт
Таким образом искомый к.п.д.
Интенсивность износа кинематических пар оцениваем по мощности сил
трения. В выбранном положении наибольшему износу подвергается
поступательная пара между звеном 5 и стойкой (NТР05 = NТМАХ = 39.5 вт).
Для снижения среднецикловой величины износа кинематические пары
рекомендуется смазывать а во вращательных парах вместо подшипников
скольжения применить подшипники качения.
КРАТКИЕ ВЫВОДЫ И РЕЗУЛЬТАТЫ.
Выполнено первое приближение проекта пресса-автомата для холодного
выдавливания получены ориентировочные технико-экономические показатели
которые подлежат защите и утверждению. Эти показатели сводятся к следующим:
Производительность (изделий в час)
Потребляемая энергия при усилии 60 кН (кВт . час)
Ориентировочная масса пресса (кг.)
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.
Теория механизмов и машин. Под ред. К.В.Фролова - М.; Высшая школа
Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине
Теория механизмов машин и манипуляторов". Составитель Коренский В.Ф.
Разработать основы технического предложения на пресс-автомат для холодного

лист 1.cdw

Электродвигатель приводной 4A112M2У3
(синтез несущего механизма)
Насос для перекачивания жидкостей
Геометрический синтез механизма
Движение поршня вверх
Движение поршня вниз
Рабочий орган (поршень).
Механизм кулачковый.
Диаграмма энергомасс
Механизм несущий рычажный.
Блок-схема водяного насоса

Лист2.dwg

F=40 Джмм L=0.004 ммм
F=10 Hмм L=0.005 ммм
F=10 HммnL=0.005 ммм
График обобщенной скорости

КОРЕНЬ (2).cdw

Расчетное положение механизма
График обобщенной скорости пресса
Схема внешней и инерционной нагрузок

Чертеж25-4-1.cdw

Планы положений механизма
Структурная группа 4 - 5
Структурная группа 2 - 3
Группа звеньев 1 - Z
План положения механизма(4)
Кинематический и силовой анализ

Записка (3).docx

Научной основой создания новых высокоэффективных надежных машин приборов является теория механизмов и машин - наука изучающая общие методы структурного и динамического анализа и синтеза различных механизмов механику машин. Излагаемые в теории механизмов и машин методы пригодны для проектирования любого механизма и не зависят от его технического назначения а также физической природы рабочего процесса машины.
Курс теории механизмов и машин является вводным в специальность будущего инженера и поэтому имеет инженерную направленность в нем широко используется современный математический аппарат и изучаются практические приемы решения задач анализа и синтеза механизмов графические и графоаналитические.
Курсовое проектирование по теории механизмов и машин - один из основных видов изучения курса самостоятельная работа по комплексному проектированию и исследованию взаимосвязанных механизмов являющихся составными частями машин и машинных агрегатов.
В курсовом проекте по теории механизмов и машин решаются следующие задачи:
кинематический анализ рычажного механизма;
силовой анализ рычажного механизма;
проектирование-кинематической схемы планетарного механизма и цилиндрической эволь-вентной зубчатой передачи внешнего зацепления;
синтез кулачкового механизма по заданной кинематической схеме и передаточной функции механизма.
nэ.д = 2700 обминa = 550 мм
m1-4 = 5 мм m2 = 40 кг
m5-6 = 9 ммI2 = 1.0 кг м2
Sд.max = 20 ммPп.с = 30 кН
(удал.) = 100 0 = 011
КИНЕМАТИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ РЫЧАЖНОГО МЕХАНИЗМА
1 Построение планов положения механизма
Строим положение механизма в масштабе l=0.005ммм и вычисляем длины звеньев и отрезков на схеме получим:
ОА=lОАl= 33 мм а=lа l= 110 мм
План механизма строим методом засечек.
2 Выбор электродвигателя
На чертеже замеряем рабочий ход звена SD=36 мм.
Работу двигателя найдем как площадь фигуры построенной в осях Pп.с-SD.
Aдв=05*04*SD+06*SD*Pп.с.max*=05*04+0636*30000*0005=4320
Среднецикловая мощность двигателя: Nц=AдвTц
где Aдв.- работа двигателя за цикл.
Находим частоту вращения кривошипа: n1=nэ.д.Uн1z6z5=270021*1712=9075 обмин
Теперь Tц=60n1=609075=0.66
Nц=AдвTц=4320066=6545 Вт=6545 кВт
По найденной мощности выбираем асинхронный двигатель 4ЛН2М2У3 мощностью 75 кВт
3 Построение плана скоростей.
Определяем скорость точки А1:
Выбираем масштаб плана скоростей:
Из уравнения где перпендикулярно AB и уравнение где параллелен AB найдем точку b для этого из полюса р проводим вектор ра1 параллельно ОА. Из конца этого вектора проводим линию перпендикулярно AB а из начала линию параллельную AB. На их пересечении получаем точку b2.
Скорость vC находим по подобию:
Скорость vD находим из уравнения где перпендикулярна СD. Положение точки d находим проведя из точки c линию перпендикулярную СD а из полюса линию перпендикулярно направляющей ползуна.
План ускорений строим в масштабе а = 01 мс мм.
Определяем нормальное ускорение кривошипа ОА.
а= * lОА = 95* 0165 = 1489 мс тогда на плане ускорений Ра12 =
а = а т.к. касательное ускорение равно 0 (1 = 0 по условию).
Ускорение а направлено параллельно ОА от точки А к точке О. Так же
где а параллельно ВA
а= * lBA=342*801*0005=462
По отношению к точке В
aB2 = аB3 + аB2B3 + а
а= 22*Vb2b3 * sin α где α = 90.
Vb2b3=b2b3*=0.777 мс
а= 2*34* 077 = 5236 мс
На плане ускорений длинна вектора а равна 5236 мм а направление его перпендикулярно АB.
Находим положение точки С.
где а параллельно DC
а= * lCD =2092*055=242 мс2
Ускорение точки D – вертикальный вектор.
Силовой анализ рычажного механизма
1 Расчет сил тяжести сил инерции моментов от сил инерции и угловых ускорений.
Силы тяжести звеньев:
G1 = m1*g = 18*98 = 176Н
G2 = m2*g = 40*98 = 392 Н
G4 = m4*g = 40*98 = 392 Н
G5 = m5*g = 80*98 = 784 Н
= а lСD = 2511 (160*0005) = 3138 с.
Ускорения точек звеньев:
аS1 = Рs1*а = 0*01 = 0 мс;
аS2 = Рs2*а = 184387*01 = 184387мс;
аS4 = Рs4*а = 124505*01 = 1245 мс;
а5 = Р5*а = 107325*01 = 107325 мс;
Фи1 = m1*аS1 = 18*0 = 0 Н ;
Фи2 = m2*аS2 = 40*184387 = 7375 Н ;
Фи4 = m4*аS4 = 40*1245 = 498 Н ;
Фи5 = m5*аС = 80*107325 = 8586 Н .
Ми2 = JS2*2 = 1*529 = 529 Нм .
Ми4 = JS4*4 = 112*m4*LCD2 *3138= 112*40*160*0.0052*3138=6694Нм
Разбиваем механизм на механизм первого класса (0-1) и группы Ассура (2-3) и (4-5).
2 Силовой расчет по группам Ассура.
Силовой расчет начинаем с наиболее удаленной от ведущего звена группы (4-5).
Рассчитываемую группу (4-5) строим в масштабе L = 0002 ммм. Действие отброшенных звеньев заменяем реакциями Р34 и Р50 .
Составляем уравнение равновесия группы (4-5):
+ + и4 + 4 +5 + и5 + 50 = 0. В уравнении неизвестные силы Р50 Р и Р. Рнайдем из уравнения моментов составленных относительно точки D а Р50 и Р найдем построив план сил.
G4*h2 + Mи4 + Фи4*h1 - Р*СВ = 0
Р= (G4*h2+Ми4 +Фи4*h1) СD=(392*42+6694+498*445) 160= 24182 Н
Масштаб для построения плана сил группы Р = 10 Нмм тогда
Р = 2482мм ; Фи4 = 498 мм ; G4 = 392 мм ; G5 = 784 мм ;
Из плана сил получили что векторы Р= 2427 мм а Р50 = 2367 мм. Значения
этих сил ровны Р= 2427 Н Р50 = 2367 Н.
Рассмотрим группу Ассура (2-3).
Действие отброшенных звеньев заменяем реакциями Р Р12 и Р30 . Построение данной группы осуществляем в масштабе L = 0002 ммм.
Составляем уравнение равновесия группы (2-3):
В уравнении неизвестны силы P12 и . Силу. найдем из уравнения моментов составленного относительно точки A а P12 найдем построив план сил.
Р*h1 - Ф*h2 + G*h3 - Р* h4- Mи2 = 0 ;
Р= (2427*525- 7375*231+ 392*816 – 529) 801= 3458 Н
для построения плана сил группы Р = 10 Нмм тогда
Р= 2427 мм ; Ф= 737 мм ; G= 392 мм ; Р= 345 мм.
Из плана сил получаем что вектор P12 = 9994 мм а значение этой силы
Производим расчет кривошипа ОА вместе с зубчатым колесом Z6.
Данную группу строим в масштабе L = 0005 ммм.
На звено 1 действуют: реакция P12 вес G1 и неизвестные – силы зацепления Z5-Z6 и реакция на кривошип со стороны стойки Р10.
Усилие в зацеплении колес Z5-Z6 действует по линии зацеплении под углом 700 к линии межосевого расстояния.
Уравнение равновесия в форме моментов относительно центра О вращения вала кривошипа ОА.
PZ5-Z6=P21*h1*105*dz6*sin70=9994*138*000505*17*9*10-3*sin70=95927
а реакцию Р10 находим из плана сил 1 – Z6.
PZ5-Z6+P21+G1+P10=0.
Построив план сил в масштабе =10Нмм находим
P10=168398*10=168398Н
Mур=PZ5-Z6*0.5*dz6*sin70=95927*0.5*0.152*sin70=6895 Нм
3 Определение уравновешивающей силы методом Н.Е. Жуковского.
В произвольном масштабе строим повернутый на 90 план скоростей и в соответствующих точках прикладываем действующие на механизм силы без поворота. Момент от силы инерции Ми4 заменяем парой сил Ри Р приложенных в точках С и В с соблюдением направления момента Ми4 .
Р= М l = 529 0.825 = 641 Н.
Р= Р= Ми4 lСD = 6694 08 = 8367 Н.
Составляем уравнение моментов относительно полюса плана скоростей:
-Ф*h1 - G*h2 - Ф*h3 + G*h4 + G*h5 ––Ф*h6 + Р*cd+Р*h7 - P*ac = 0 ;
Подставляем значения и рассчитываем Р.
Р= (7375*757 + 392*75 + 498*1119 - 392*1617 - 784*19196 + 8586*19196 - 8367*115417 + 6694*28097) 157 = 43025 Н.
Уравновешивающий момент Mур=Pур*LOA=43025*0165=7099 Нм
Расхождения: Δ = (7099 – 6895) 7099 *100% = 2.8%.
Синтез и анализ зубчатых механизмов.
1 Синтез планетарного редуктора
Основу зубчатой передачи составляет планетарный механизм с передаточным отношением . Для проектирования планетарной передачи примем метод сомножителей.
При остановленном водиле:
при одинаковом модуле колес:
где - коэффициент пропорциональности (любое число)
Представляем число в виде сомножителей:
По формулам находим числа зубьев для каждого варианта расположения:
Из рассмотренных вариантов наименьшими габаритами обладает 3-й вариант. При = 1 он дает:
Проверяем передаточное отношение
расхождение с требуемым %
Проверяем выполнение условия соседства:
Проверяем условие сборки
Принимаем К = 2 и условие сборки выполняется при любом П даже при П = О что потребует минимального времени на сборку.
Определяем делительные диаметры колес:
2 План скоростей зубчатого механизма
Строим план линейных скоростей зубчатого механизма. Для этого проводим вертикальную прямую на которую сносим характерные точки: центры вращения колес и водила -точки мгновенный центр скоростей сателлита - точка С ось вращения сателлита на водиле - точка А и полюс зацепления колес 1 и 2 - точка В и колес 5 и 6 - точка О.
В произвольном масштабе проводим горизонтальный отрезок Аа изображающий скорость точек оси сателлита. Соединяем точку а с точками О и С и получаем законы распределения скоростей в водиле (Оа) и в сателлите (Сa).
От точки В проводим горизонтальную прямую до пересечения с прямой Са в точке b которую соединяем с точкой О и получаем закон распределения скоростей (Оb) в колесах 1 и 5. Продолжив прямую bО до пересечения в точке d с горизонтальной прямой Dd получаем закон распределения скоростей в колесе 6.
Строим план угловых скоростей. Для этого проводим горизонтальную прямую на которой откладываем отрезок ОН = 1600 мм изображающий в масштабе = 20 об частоту вращения водила Н. Из точки H проводим прямую параллельную Оа до пересечения с вертикальной прямой проведенной через точку 0. Получаем точку p - полюс плана скоростей. Из полюса проводим прямые параллельные законам распределения скоростей в звеньях механизма и получаем точки 1 2 35 и 6. Расстояние этих точек от нулевой точки определяет в масштабе частоту вращения звеньев механизма.
Теперь передаточное отношение будет определяться:
по плану линейных скоростей
по плану угловых скоростей
3 Размеры эвольвентного зацепления
Расчет эвольвентного зубчатого зацепления прямозубых колес нарезаемых стандартным инструментом реечного типа:
Межосевое расстояние не задано. Число зубьев колес передачи:
а)Выбираем коэффициенты смещения исходного производящего контура из условия отсутствия подрезания:
Для второго колеса коэффициент смещения выбираем исходя из рекомендации ISO:
x6 = 003 (30-z6) = 003 (30-17) = 039
б)Определяем угол зацепления:
что соответствует углу aw=255.
в) Определяем коэффициент уравнительного смещения:
где у – коэффициент воспринимаемого смещения;
г) Определяем межосевое расстояние:
е) Определяем размеры колес.
делительные радиусы:
радиусы начальных окружностей:
Радиусы окружностей вершин:
ra = m(Z 2 + X + ha* – Δу)
ra5 = 9(12 2 + 0.29 + 1 – 009) = 648мм ;
ra6 = 9(17 2+039 + 1 – 009) = 882 мм .
Радиусы окружностей впадин: rf = m(Z 2 + X – ha* – C*)
rf5 = 9(12 2 + 029 – 1 – 025) = 4536 мм ;
rf6 = 9(17 2+039 – 1 – 025) = 6876 мм .
Определяем размеры зуба:
h = m(2ha* + C* – Δy) = 9(2*1 + 025 – 009) = 1944 мм .
Можно проверить правильность расчетов: h = ra – rf
h5 = 648 – 4536 = 1944 мм ;
h6 = 862 – 6864 = 1944 мм .
Толщина зуба по дуге делительной окружности: S = m( 2 + 2X*tg α)
S5 = 9(314 2 + 2*029*tg(20)) = 1603 мм ;
S6 = 9(314 2 + 2*039*tg(20)) = 1669 мм .
Толщина зуба по дуге окружности вершин:
Sa = 2ra( (2*Z) + 2X*tg α Z + inv α – inv αa) .
Определяем значения углов αа = arccos(rв rа)
αа5 = arccos(5074 648) = 3846; αа6 = arccos(7188 882) = 3541 .
Sa5 = 2*648(314 (2*12) + 2*029*tg(20) 12 + 0014904 –012348 =
Sa6 = 2*882(314 (2*17) +2*039*tg(20) 17+ 0014904 – 0092963) = 546 мм .
Допускается Sa ≥ 025m т.е. Sa ≥ 2 .
Определяем коэффициент перекрытия:
α = (Z5 (2*))(tg α5 – tg αW) + (Z6 (2*))(tg α6 – tg αW) =
= (12 (2*314)) (tg(3846) – tg(255)) + (17 (2*314)) (tg(3541) – tg(255)) = 124 .
Допускается α ≥ 105 .
4 Построение эвольвентного зацепления.
Проводим линию равную межосевому расстоянию. Проводим окружности вычисленных радиусов. Эвольвенты зубьев в полюсе зацепления находим перекатыванием прямой без скольжения по основным окружностям. Эвольвенты ограничены радиусами вершин зубьев и радиусами основных окружностей.
Затем откладываем по делительным окружностям и по окружностям вершин зубьев толщины зубьев и определяем оси симметрии зуба после чего строим вторые эвольвенты зубьев. Далее по угловому шагу откладываем оси симметрии других зубьев и строим еще две пары.
Профиль ножки зуба оформляем сопряжением радиальной прямой с окружностью впадин.
На картине зацепления показываем теоретическую линию зацепления практическую линию зацепления АВ.
По данным картины зацепления
Расхождение результатов
Кроме этого по данным картины зацепления
5 Построение графика коэффициентов удельного скольжения
На картине зацепления двух колес через точки и перпендикулярно линии зацепления проводим прямые и в произвольном месте перпендикуляр к ним. Получаем систему координат с осями: параллельно линии зацепления ось радиусов кривизны эвольвенты перпендикулярно ей - ось коэффициента удельного скольжения . Ось разбиваем на части и получаем значения радиуса кривизны эвольвенты колеса 5 и колеса 6. По формулам:
где -длина теоретической линии зацепления.
Расчет коэффициентов удельного скольжения сводим в таблицу:
Значения коэффициентов удельного скольжения откладываем в масштабе . Полученные точки соединяем плавной кривой.
Синтез кулачкового механизма.
Кулачковый механизм с центральным поступательно движущимся толкателем. Закон изменения ускорения толкателя - параболический.
1 Расчет передаточных функций
Для определения основных размеров и построения профиля кулачка производим аналитический расчет перемещения выходного звена и первой производной от перемещения выходного звена по углу поворота кулачка по зависимостям:
На фазе опускания эти функции обратно симметричны так как законы аналогичны а фазовые углы равны.
Значения текущего угла :
Результаты расчетов занесены в таблицу.
фаза подъема закон параболический
2 Определение основных размеров
Задачу об определении минимального радиуса кулачка решаем графическим методом. Построения выполняем в следующем порядке:
на вертикальной прямой берем произвольно точку (конец толкателя) и от нее откладываем вверх перемещение толкателя в масштабе 005 ммм в соответствии с таблицей:
в каждой полученной точке проводим горизонтальные прямые на которых откладываем отрезки равные (положительные значения в направлении вращения кулачка); конечные точки соединяем плавной кривой; получаем диаграмму .
проводим касательные к диаграмме на фазе подъема и фазе опускания под углом к вертикальной прямой до пересечения с ней. Не пересекаемая лучами область и является областью выбора центра вращения кулачка. Выбираем положение точки O центра вращения кулачка на линии движения толкателя; определяем радиус основной шайбы:
3Профилирование кулачка
Строим центровой профиль кулачка методом обращения движения. Определяем минимальный радиус кривизны профиля
Выбираем радиус ролика как минимум из соотношений:
Принимаем мм. чтобы избежать заострения профиля кулачка.
Строим рабочий профиль кулачка как эквидистанту к теоретическому профилю отстоящую на мм от полученного центрового профиля кулачка.
4 Углы давления и скорости относительного скольжения
Значения угла давления и скорости относительного скольжения для каждого значения из фазы удаления определяем по формулам:
Значения откладываем в масштабе градмм значения углов давления градмм значения скорости относительного скольжения . Полученные точки соединяем плавной кривой.
В курсовом проекте выполнено: структурный анализ рычажного механизма по Ассуру; построены план положений механизма и план скоростей в заданном положении; силовой анализ рычажного механизма в заданном положении с определением реакций во всех кинематических парах и уравновешивающей силы для чего построен план ускорений вычислены силы инерции; произведена оценка точности расчетов построением рычага Жуковского; подобраны числа зубьев планетарного редуктора:
построены планы линейных и угловых скоростей зубчатого механизма;
подобраны коэффициенты смещения режущего инструмента при изготовлении зубчатых колес: рассчитано эволъвентное зацепление пары цилиндрических зубчатых колес внешнего зацепления; построена картина эвольвентного зацепления: определены качественные показатели зацепления аналитическим и графическим способами; построена диаграмма коэффициентов удельного скольжения зубьев:
спроектирован кулачковый механизм для осуществления подачи материала для чего определены основные размеры механизма по заданным условиям работы; построены теоретический и рабочий профили кулачка; построены графики изменения угла давления и относительной скорости скольжения.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ.
Курсовое проектирование по теории механизмов и машин Под ред. Г.Н.Девойно - Мн.: Вышэйшая школа. 1986.
Теория механизмов и машин. Под ред. К.В.Фролова - М.; Высшая школа. 1987.
Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине "Теория механизмов машин и манипуляторов". Составитель Коренский В.Ф.. Новополоцк 1995

Записка (4).docx

Основная цель дисциплины ТММ состоит в том чтобы дать студенту знание о структуре современных машин и их механизмов о физических процессах происходящих в машинах по динамическому взаимодействию их отдельных частей о свойствах машин как объекте.
В процессе выполнения курсового проекта студент получает практические навыки применения основных положений материала лекционных занятий к решению конкретных технических задач. Задание на курсовой проект предусматривает синтез и исследование основных видов механизмов объединённых в систему машин. В проекте предусматривается разработка следующих вопросов:
Синтез кинематических схем механизмов (рычажных зубчатых кулачковых) по заданным кинематическим условиям;
Согласование по времени движений основного и вспомогательного механизма;
Динамический синтез машины и определение закона движения звена приведения;
Ограничение периодических колебаний скорости при установившемся режиме движения;
Силовой анализ механизма;
Курс ТММ базируется на знаниях полученных при изучении физики высшей и прикладной математики теоретической механики инженерной графики и вычислительной техники. Знание ТММ служит базой для курсов: основы конструирования деталей машин и оборудования газо- и нефтепроводов.
Курсовой проект состоит из двух взаимосвязанных чертежей формата А1 и пояснительной записки объёмом 30-35 листов формата А4 с необходимыми пояснениями расчётами и выводами.
Часть 1. Исследование рычажного механизма.
17215138430nэ.д.=1440 обмин;
0091065405AB=390 мм=039 м;
2.Построение плана положения
Задаёмся длиной отрезка OA=25 мм вычисляем масштаб плана положения:
Остальные размеры на чертеже будут:
Теперь построим два крайних положения механизма а именно когда OA и AB выстраиваются в одну линию или лежат друг на друге. Далее от крайнего положения A0 делим окружность на части по 450 каждая. Методом засечек строим план положения механизма по известным размерам. (Лист 1).
3.Выбор электродвигателя
По двум крайним точкам на чертеже планов положения механизма находим рабочий ход звена:
H=728496107764=700048054 н;
Работу определяем как площадь фигуры построенной в осях Рпс SD:
Aпс=PпсdS=12000410420103+
+00041034420103+00041013420103=
Тогда работа двигателя:
Aдв=Апспм=2660007=38000 Дж;
Tц=60n n-число оборотов кривошипа в минуту.
n=nэдU1HU5-6=14402162213=394 обмин;
Nдв=АдвТц=38000152=25000 Вт
По полученной мощности выбираем электродвигатель. Это двигатель марки 4А180М4У3 с мощностью 30кВт и оборотами равными 1470 мин-1.
Часть 2.Геометрический синтез кулачкового
механизма (силовой расчёт)
Силовой расчёт заключается в определении сил которые действуют на определённые действия механизма при их действии. Вопрос об определении сил имеет большое значение для расчета на прочность отдельных деталей механизмов для определения мощности потребляемой для работы механизма для определения трения в кинематических парах и т.д.
1.Построение плана скоростей:
У кривошипа OA определяем скорость точки A:
=n30=31439430=412 с-1
A=1lOA=41201=0412 мс
Эту скорость изображаем отрезком pa=82 мм перпендикулярно звену OA тогда масштаб плана скоростей равен:
=Apa=041282=0005 мсмм
Точку b получаем проведя прямую через точку a перпендикулярную звену O1B до пересечения с прямой перпендикулярной звену AB и проходящей через полюс P.
pb=0 мм; B=pb=00005=0мс
Точку с получаем проведя прямую через точку b перпендикулярную звену B1C1 до пересечения с прямой параллельной оси Y-Y и проходящей через полюс P.
pс=0 мм; B=pb=00005=0 мс
Также из плана ускорения находим:
=ABlAB=abAB=110005039=103 с-1
=BlO1B=pbO1B=0000504=0 с-1
=BClBC=bcBC=0000504=0 с-1
2.Построение плана ускорений:
Находим ускорение точки A:
aA1=aAn=12lOA=(412)201=2 мс2
Это ускорение изображаем отрезком pa=85 мм параллельно звену AO (от A к O) тогда масштаб план ускорений будет равен
a=aOApa=285=0025мс2мм
Точка B принадлежит одновременно звеньям AB и O1B. Рассматривая движение точки B по отношению к центрам A и O1 запишем:
aA=aA+aBAn+aBA (перпендикулярно BA)
aA=aO1+aBO1n+aBO1 ( перпендикулярно BO1)
aBAn=22lBA=(103)2039=041 мс2
aBO1n=32lBO1=(0)204=0мс2
Вектор aBAn направлен параллельно BA от B к A. Вектор aBO1n направлен параллельно BO1 от B к O1. Направление танген-циальных ускорений указаны в скобках.
В соответствии с первым уравнением из n1 в направлении от B к A откладывается отрезок:
an2=aBAna=041 0025=16 мм
Через точку n2 проводим прямую перпендикулярную BA (направление aBA). В соответствии со вторым векторным уравнением из точки p (так как aO1=0) параллельно BO1 в направлении от B к O1 откладывается отрезок:
pn3=aBO1na=00025=0 мм
Через точку n3 проводим прямую перпендикулярную BO1 (направление aBO1). Отрезок pb изображает ускорение точки B.
pb=115 мм; aB=pba=1150025=2875 м2с
Ускорение точки C1 определится:
aCBn=42lCB=(0)204=0 мс2
На плане ускорений :
bn4=aCBna=00025=0 мм
Из точки n4 восстанавливаем перпендикуляр до пересечения с горизонталью проходящей через полюс p. Точка пересечения – искомая точка C1.
pc=130мм; aC=pca=1300025=325 м2с
Также из плана ускорений находим:
as2=ps24=960025=245 мс2;
as3=ps34=570025=145 мс2;
as4=ps44=1090025=275 мс2;
=aBAlBA=550025039=346 с-1
=aBO1lBO1=115002504=719 с-1
=aCBlCB=114002504=7125 с-1
3.Вспомогательные расчёты.
G5=m5g=15098=1470 Н.
Ф2u=m2aS2=70245=1715 Н;
Ф3u=m3aS3=75145=10875 Н;
Ф4u=m4aS4=100275=275 Н;
Ф5u=m5aC=150325 =4875 Н.
M2u=I22=42346=1453 Hм.
M3u=I33=2719=1438 Hм.
M4u=I44=187125=1283 Hм.
4.Кинетостатический расчет.
Отделяем первую структурную группу 4-5. Р0-5 направлена перпендикулярно линии движения звена 5. Реакцию Р34 раскладываем на две составляющие направлена по звену и направлена перпендикулярно нормальной составляющей реакции.
Для определения модулей неизвестных реакций строим многоугольник (план) сил
P34+P34n+Ф4И+Ф5И+G4+G5+PПС+P05=0
Из уравнения равновесия звена 4 в форме моментов относительно шарнира С находим
P34=G4lG4+Ф4ИlФ4Иl+M4ИlBC=
=98041+4875100004+1283054=4826 Н
Выбрав масштаб построения p=10 Нмм неизвестные P34 и P05 находим из плана построения:
Далее определяем структурную группу состоящую из звеньев 2 и 3 нагружаем её дополнительной силой P34=-P34 реакциями P03 и P12 которые раскладываем на нормальные и тангенциальные составляющие. Затем составляем уравнение равновесия каждого из двух звеньев (BA и BO1) в форме моментов относительно центра шарнира В. Из этих уравнений:
P12=(-Ф2ИlФ2И+G2lG2)l+M2ИlBA=
=(-171514+6867)0004+1453039=6188 Н
P03=(-Ф3ИlФ3И+G3lG3)l+M3ИlBO1=
=-1087549+735460004-143804=32076 Н
где плечи соответствующих сил замерены непосредственно из чертежа.
Далее построим план сил в масштабе p=10 Нмм:
P12+P12n+P03+P03n+Ф2И+Ф3И+G2+G3+P34=0
P12=P12+P12n по модулю P12=2210=220 Н
P03=P03+P03n по модулю P03=14510=1450 Н
P32=-P23=P12+G2+Ф2И по модулю P32=3510=350 Н
Расчёт ведущего звена
Рассматриваем последнюю группу 0-1.
На звено 1 действуют: сила ; силы G1 и ФИ1 а также уравновешивающая сила.
Определяем силу в зацеплении колес 5-6 Рz5z6 направленную под углом зацепления равным Составляем уравнение моментов относительно точки О.
Нужны размеры зубчатых колес и угол зацепления которые определены при расчете эвольвентного зацепления:
Колеса нарезаны стандартным инструментом реечного типа с параметрами m=8 мм
Число зубьев колес передачи z5=13 z6=22. Для первого колеса выбираем коэффициенты смещения исходного производящего ползуна из условия отсутствия подрезания.
Для второго колеса коэффициент смещения выбираем исходя из рекомендации ISO:
x6 = 003 (30-z6) = 003 (30-22) = 024.
Определяем угол зацепления:
Число соответствует углу
Усилие зацепления колёс Z5-Z6 отлаживаем по линии зацепления под углом 65 к линии межосевого расстояния.
Уравнения равновесия в форме моментов относительно центра O вращения вала кривошипа OA:
PZ5Z6=P21lP21l05dZ6s
а реакцию Р0-1 находим из плана сил для звена 0-1:
Построив план сил в масштабе p=5 Нмм находим
Уравновешивающий момент:
Mур=PZ5Z605dZ6sin66°=85050176sin66°= 6.83 Нм
Проверяем правильность силового анализа при помощи рычага Жуковского.
Переносим силы инерции веса полезных сопротивлений на повернутый план скоростей. Моменты сил инерции заменяем парами сил:
M2uPM2u=M2ulAB=1453039=3726 Н
M3uPM3u=M3ulO1B=143804=3595 Н
M4uPM4u=M4ulBC=128304=3208 Н
В точке а1 прикладываем уравновешивающую силу РУР ра1.
Сумма действующих моментов активных сил и сил инерции относительно полюса равна 0 (плечи с чертежа).
PМU2pa-Pурpa+Ф2ulФ2u=0
Pур=(PМU2+Ф2ulФ2u)pa=69 Н
Уравновешивающий момент Mур=PурlOA=69 01=
Расхождение результатов:
Сила в зацеплении колес 5-6:
PZ5Z6=Mурrw6cosαw=6830090916=8415Н
Часть 3.Синтез и анализ зубчатых механизмов.
1. Синтез планетарного редуктора
Схема зубчатой передач представлена на рисунке задания (стр. ). Её основу составляет планетарный механизм с передаточным отношением U1H=92. Для проектирования планетарной передачи примем метод сомножителей.
При остановленном водиле:
U14(H)=1-H4-H=1-1H=1-
U14(H)=U12(H)U34(H)=-Z2Z1-
Z2Z1Z4Z3=1-1U1H=1-120=190200=95100
При одинаковом модуле колес получаем:z1+z2=z3+
Где γ- коэффициент пропорциональности;
Представляем в виде сомножителей:
Z2Z1Z4Z3=С2С1С4С3=95100=519425=519254=5191010
По формулам находим число зубьев для каждого варианта расположения:
)Z1=419+25γ=176γ; Z2=519+25γ=220γ;
Z3=255+4γ=225γ; Z4=195+4γ=171γ;
)Z1=2519+4γ=575γ; Z2=519+4γ=115γ;
Z3=45+25γ=120γ; Z4=195+25γ=570γ;
)Z1=1019+10γ=290γ; Z2=819+10γ=232γ;
Z3=108+10γ=180γ; Z4=198+10γ=324γ;
Из рассмотренных вариантов наиболее подходит для упрощения 2-ой вариант. При γ=02 получаем:
Проверяем передаточное отношение:
H=1-Z2Z1Z4Z3=1-2311511424=1-26222760=23460;
Расхождения с требуемым U=0 %.
Проверяем выполнение условия соседства:
Т.е. число саттелитов может быть к=1 к=2 к=16. С целью обеспечения уравновешенности механизма и более равномерной передачи сил принимаем к=2.
Проверяем возможность сборки полученного механизма:
Определяем делительные диаметры колёс:
d1 =m1-4·Z1=3·115= 345 мм;
d2 = m1-4·Z2 =3·23=69 мм;
d3 = m1-4·Z3 = 3·24 =72 мм;
d4 = m1-4·Z4 = 3·114 =342 мм;
d5 =m5-6·Z5 = 8·13 = 104 мм;
d6 =m5-6·Z6 = 8·22 = 176 мм.
2.Построение плана скоростей зубчатого механизма и построение прямой распределения скоростей.
Строим план линейных скоростей зубчатого механизма. Для этого проводим вертикальную прямую на которую сносим характерные точки: центры вращения колёс и водила – точки O1 мгновенный центр скоростей сателлита – точки C ось вращения сателлита водиле – точка A и полюс зацепления колес 1 и 2 – точка B и колес 5 и 6 – точка D.
В произвольном масштабе проводим горизонтальный отрезок Aa изображающий скорость точек оси сателлита. Соединяем точку a с точками O и C и получаем закон распределения скоростей в водиле (Oa) и в сателлите (Ca).
От точки B проводим горизонтальную прямую до пересечения с прямой Ca в точке b которую соединяем с точкой O и получаем закон распределения скоростей (Ob) в колёсах 1 и 5. Продолжив прямую bO до пересечения в точке d с горизонтальной прямой Dd получаем закон распределения скоростей (dO6) в колесе 6.
Строим план угловых скоростей. Для этого проводим горизонтальную прямую на которой откладываем отрезок OH изображающий частоту вращения водила H. Из точки H проводим прямую параллельную Oa до пересечения с вертикальной прямой проведённой через точку O. Получаем точку p - полюс плана скоростей. Из полюса проводим прямые параллельные законам распределения скоростей в звеньях механизма и получаем точки 123 и 5. Расстояния этих точек от нулевой точки определяет в масштабе частоту вращения звеньев механизма.
Теперь передаточное отношение UH1 будет определяться:
по плану линейных скоростей UH1=tanαHtanα1=tan66°4`tan6°37`=20
по плану угловых скоростей UH1=OH01=1008=20
3.Размеры эвольвентного зацепления.
Число зубьев колёс передачи:
Определяем коэффициент уравнительного смещения:
где у – коэффициент воспринимаемого смещения;
Определяем межосевое расстояние:
Определяем размеры колес:
делительные радиусы:
радиусы начальных окружностей:
Основные радиусы: rb=rcosα
rb6=88cos20=8269 мм.
Радиусы окружностей вершин: ra=m(z2+x+ha*-y)
ra5=8132+04+1-019=6128 мм;
ra6=8222+024+1-019=9728мм.
Радиусы окружностей впадин: rf=m(z2+x-ha*-c*)
rf5=8132+04-1-025=4392 мм
rf6=8222+03-1-025=7992 мм
Высота зуба: h=m(2ha*+c*-y)
h=82+025+019=173 6мм
h=ra-rf=6128-4392=1736 мм или 9728-7992=1736 мм (верно)
Толщина зуба по дуге окружностей вершин:
sa=2ra(2z+2xtanαz+invα-invαa)
αa5=arccos4896128=3708°;
αa6=arccos82699728=3217°;
sa5=26128314213+204036413+0014904-00788=616 мм;
sa6=29728314222+2024036422+0014904-0068080=508 мм.
Толщина зуба по дуге делительной окружности: s=m(2+2xtanα)
s5=83142+2040364=148 мм;
s6=83142+20240364=1396 мм.
Коэффициент перекрытия: α=z52tanαa5-tanαW+z62tanαa6-tanαW
α=13231407557-0436+2223140629-0436=13>105
=231414=048 рад=2769°
=231420=029 рад=1636°
4.Построение эвольвентного зацепления.
Порядок проектирования зубчатого нормального эвольвентного зацепления следующий: проведём начальные окружности радиусов и рассчитанные в зависимости от числа зубьев z1 и z2 и величины модуля.
Затем в точке касания начальных окружностей через полюс зацепления Р проводим образующую прямую п-п под углом зацепления a=aw к общей касательной проведённой к этим окружностям.
Основные окружности радиусов rb5 и rb6 должны касаться образующей прямой. При обкатывании её по основной окружности колеса 6 точка прямой совпадающая с полюсом Р опишет эвольвенту П1Э10 .При качении той же прямой по основной окружности колеса 6 та же точка опишет эвольвенту П2Э20 .
Отложив по делительным окружностям толщины зубьев s5 и s6 проводим радиальные прямые через их середины и принимая эти прямые за оси симметрии строим симметричные части зубьев по обычным законам симметрии. Проведя окружности вершин зубьев колеса радиусами ra5 и ra6 затем впадин радиусами rf5 и rf6.
Профиль ножки зуба оформляем сопряжением радиальной прямой с окружность впадин.
На чертеже показываем теоретическую линию зацепления N5-N6 практическую линию зацепления АВ рабочие участки профилей ac и bd дугу зацепления a'b' (a''b'').
По данным чертежа зацепления:
a=ABmcosαw=13243148cos24°6' =1438
=1445-14381445100%=048 %
a=24°23'0314=04380314=1398;
=1445-13981445100%=33 %.
5.Построение графика коэффициента удельного скольжения.
На чертеже зацепления двух колес через точки N5 и N6 перпендикулярно линии зацепления проводим прямые и в произвольном месте перпендикуляры к ним. Получаем систему координат с осями: параллельно лини зацепления N5-N6 ось радиусов кривизны эвольвенты ρ перпендикулярно ей – ось коэффициента удельного скольжения λ . Ось ρ разбиваем на части и получаем значение кривизны эвольвенты колес 5 и 6 по формулам:
Где q=N5N64=2304=5452 мм – длина теоретической линии зацепления.
Расчёт коэффициентов удельного скольжения сводим в таблицу.
Значение коэффициентов удельного скольжения откладываем в масштабе 004 ед.мм. Полученные точки соединяем плавной кривой.
Синтез кулачкового механизма.
1.Расчёт движения кулачкового механизма.
Для определения основных размеров и построения профиля кулачка производим аналитический расчёт перемещения выходного звена S=fφ первой и второй производной от перемещения выходного звена по углу поворота кулачка dSdφ=fφ по зависимостям.
Задано: ход толкателя h=45 мм; φ1=φy=1500; φ3=φв=300. Максимальный угол давления принимаем 300.
На фазе опускания эти функции симметричны т.к. законы аналогичны а фазовые углы равны.
Значение текущего угла φ φφy=0;16;26;36;46;56;1.
Закон равномерно убывающий
2. Определение основных размеров.
Задачу определения минимального радиуса кулака решаем графическим методом. Построение выполняем в следующем порядке:
- на вертикальной прямой берём произвольную точку и от неё откладываем перемещение толкателя (s) в масштабе =0001 ммм. в соответствие с таблицей.
-к каждой полученной точке проводим горизонтальные прямые на которых откладываем отрезки равные s’ (положительные в направлении вращения кулачка); полученные точки соединяем плавной кривой таким образом получаем график S=SdSdφ.
Проводим касательные к графику S=SdSdφ на фазе подъема и опускания под углом доп=300 к вертикальной прямой до пересечения с ней. Непересекаемая лучами область является областью выбора центра вращения кулачка на линии движения толкателя. Центр вращения кулачка выбираем на пересечении касательных к графику S=SdSdφ.
3.Профилирование кулачка.
Через центр вращения кулачка (точка О) описываем окружность радиуса r0=998 и проводим прямую (Y-Y) – линию движения толкателя.
Точка А (точка пересечения этой прямой с окружностью r0) определит положение центра ролика соответствующее началу удаления. От прямой Y-Y в сторону противоположную вращению кулачка отложим фазовые углы φy=1500; φa.c.=300; φв=1500.
Проведем окружность радиуса R=R0+h (где h=Smax)и разделим дуги стягивающие фазовые углы φy и φв на равные части. Через полученные точки деления проводим прямые проходящие через центр.
Из центра О радиусами Ri=R0+Si проводим концентрические дуги до пересечения с соответствующими прямыми. Точки пересечения представляют собой положение центра ролика в обращённом механизме. Соединив полученные точки плавной кривой получим профиль кулачка. Радиус ролика толкателя выбираем из соотношений:
Rk=(02÷04)R0Rk=05ρmin
ρmin-минимальный радиус кривизны центрового профиля дуги.
Rk=04112=448 ммRk=05130=65 мм
Окончательно принимаем:
Для получения действительного профиля кулачка на его центровом профиле выбираем ряд точек из которых проводим окружности радиуса Rk. Далее строим кривую огибающую эти окружности которые являются действительным профилем.
4.Угол давления и скорости относительного скольжения.
Значения угла давления и скорости относительного скольжения для каждого значения φ из фазы удаления определяем по формулам:
Так как в нашем случаи e=0 то получаем формулы:
γ=arctgS'S v=Si+R0cosγk
Значения занесём в таблицу:
Значение φ откладываем в масштабе φ=05 град.мм значение углового давления γ=05 град.мм значение скорости относительного скольжения v=005мсмм. . Полученные точки соединяем плавной кривой.
Проделав данную курсовую работу ознакомились с основными понятиями и определениями теории механизмов и машин. Приобрели сведенья о структурном анализе схем механизмов усвоили сущность различных методов синтеза его этапы методику синтеза рычажных механизмов зубчатых механизмов и зацеплений. Рассмотрели аналитические и графические методы кинематического анализа механизмов методы силового расчета плоских рычажных механизмов.
Список использованной литература.
«Курсовое проектирование по теории механизмов и машин» под общей редакцией Г.Н. Девойно Минск «Высшая школа» 1986 г.
В.А. Юдин Л.В. Петрокас «Теория механизмов и машин» Москва «Высшая школа» 1977 г.
Э.А. Горов С.А. Гайдай «Типовой лабораторный практикум по теории механизмов и машин» Москва «Машиностроение» 1990 г.
«Теория механизмов и машин» К.В. Фралов С.А. Попов Москва «Высшая школа» 1987 г.
И.И. Артоболевский «Теория механизмов и машин» Москва «Наука» 1975 г.
Исходные данные . .3 стр.
Построение плана положения .4 стр.
Выбор электродвигателя .. .. .4-5 стр.
Часть 2. Геометрический синтез кулачкового механизма (силовой расчёт).
Построение плана скоростей ..5-6 стр.
2. Построение плана ускорений .6-8 стр.
3. Вспомогательные расчёты . 8-9стр.
4. Расчёт ведущего звена ..9-11 стр.
5. Рычаг Жуковского .. ..11-12 стр.
Часть 3. Синтез и анализ зубчатых механизмов.
1. Синтез планетарного редуктора 13-16 стр.
2. Построение плана скоростей зубчатого механизма и прямой распределения скоростей .. 16-17 стр.
3. Размеры эвольвентного зацепления .17-19 стр.
4. Построение эвольвентного зацепления .20-21 стр.
5. Построение графика коэффициента удельного скольжения 21-22 стр.
Часть 4.Синтез кулачкового механизма.
1. Расчёт движения кулачкового механизма 23 стр.
2. Определение основных размеров ..24 стр.
3. Профилирование кулачка ..24-25 стр.
4. Угол давления и скорости относительного скольжения ..25-26 стр.
Список использованной литература ..28 стр.

Титульник 2.doc

Министерство образования Республики Беларусь
УО «Полоцкий государственный университет»
Кафедра теоретической механики
по дисциплине «Теория механизмов и машин».
Тема: «Геометрический синтез механизмов водяного насоса
исследование его динамической устойчивости».
Учреждение образования
«Полоцкий государственный университет»
Расчётно-проектировочная записка
к курсовому проекту по дисциплине теории механизмов и машин на тему:
«Геометрический синтез механизмов водяного насоса исследование его
динамической устойчивости».
студентка гр. 04-ТНГ

www.Мой курсач.doc

Описание структуры поршневого компрессора 4
Выбор электродвигателя и понижающей передачи:
1. Синтез зубчатых механизмов
2. Синтез несущего механизма
3. Синтез кулачкового механизма
Динамический синтез:
1. Расчет масс и моментов инерции звеньев
2. Расчет приведенных моментов инерции
Исследование схемы поршневого компрессора:
1. Исследование установившегося движения главного вала
2. Определение ускорений
3. Расчет сил инерции
Определение реакций в кинематических парах
Определение мгновенного КПД
Основная цель дисциплины ТММ состоит в том чтобы дать студенту знания
о структуре современных машин и их механизмов о физических процессах
происходящих в машинах о динамическом взаимодействии их отдельных частей
о свойствах машины как объекте управления.
В процессе выполнения курсового проекта студент получает практические
навыки применения основных положений материала лекционных занятий к решению
конкретных технических задач. Задание на курсовой проект предусматривает
синтез и исследование основных видов механизмов объединённых в систему
машин. В проекте предусматривается разработка следующих механизмов:
-Синтез кинематических схем механизмов (рычажных зубчатых кулачковых)
по заданным кинематическим условиям;
-Согласование во времени движений основного и вспомогательного
-Динамический синтез машины и определение закона движения звена
-Ограничение периодических колебаний скорости при установленном режиме
-Силовой синтез механизма.
Дисциплина ТММ базируется на знаниях полученных при изучении физики
высшей и прикладной математики теоретической механики инженерной графики
и вычислительной техники. Знания навыки и умения полученные при изучении
ТММ служат базой для курсов: Основы конструирования деталей машин; Машины
и оборудование газа и нефти провода.
Курсовой проект состоит из двух взаимосвязанных чертежей формата А-1 и
пояснительной записки объёмом 25-30 листов формата А-4 с необходимыми
пояснениями алгоритмами расчётами и выводами.
ОПИСАНИЕ СТРУКТУРЫ ПОРШНЕВОГО КОМПРЕССОРА.
Одноцилиндровый поршневой компрессор простого действия
предназначен для получения сжатого воздуха. Движение от
электродвигателя 7 передается кривошипу 1 через планетарный редуктор 6 и
зубчатую передачу z5-z6(рис. а). Преобразование вращательного движения
кривошипа в возвратно-поступательное движение поршня осуществляется 6-
звенным кулисным механизмом состоящим из кривошипа 1 кулисного камня
вращающейся кулисы 3 шатуна 4 и ползуна (поршня) 5. Изменение
давления в цилиндре при движении поршня характеризуется индикаторной
диаграммой (рис. б). Всасывание воздуха в цилиндре 8 происходит через
впускной клапан 9 во время хода поршня справа налево при давлении ниже
атмосферного. Нагнетание сжатого воздуха осуществляется через выпускной
клапан 10 при ходе поршня слева направо.
Смазываются механизмы компрессора плунжерным масляным насосом
кулачкового типа. Кулачок 11 закрепленный на одном валу с зубчатым
колесом z4 приводит в движения толкателя(плунжерный насос) 12. Для
получения требуемой равномерности движения на кривошипном валу закреплен
маховик 13. Циклограмма механизмов показана на (рис. в.)
Предварительная блок-схема.
1. Расчет энергопотребления и определение мощности двигателя:
Привод служит источником механических движений звеньев
механизма причём эти движения должны находиться в полном соответствии с
заданной производительностью.
Определяем работу полезной силы:
[pic][pic] Апс=(Pmax-Pmin)[pic]Hmax=(0.18·3.14·(0.083)
Принимаем КПД для компрессора [pic] а КПД электродвигателя [pic]
Определяем работу движущих сил:
[pic][pic][pic][pic]=5724Дж
Определяем наполнение цилиндра жидкостью по формуле:
[pic][pic][pic][pic]=876·10-4
[pic]коэффициент наполнения
Определяем число циклов компрессора для выпуска [pic] воды:
n1=[pic]=1141.46[pic]
Определяем работу производимую двигателем компрессора за этот период:
Определяем энергию потребляемую двигателем из питающей среды:
Определяем время необходимое для производства [pic] воды:
Определяем число циклов компрессора необходимое для обеспечения
требуемой производительности:
Определяем продолжительность цикла:
Определяем теоретическую мощность приводного электродвигателя:
Принимаем коэффициент запаса мощности[pic].1 и определяем требуемую
мощность электродвигателя: Nдв.=Nдв.т.·к=2722·11=2995кВт
ВЫБОР ЭЛНКТРОДВИГАТЕЛЯ И ВИДА
ПОНИЖАЮЩЕЙ ПЕРЕДАЧИ.
Из каталога электродвигателей серии 4А выписываем в таблицу параметры
электродвигателей с ближайшей большей мощностью по сравнению с Nдв.=2995
Марка Ном. Частота вращения Отношение к Момент
эл. Мощноствала мин-1 номинальному двиг.кгроторак
двигать кВт моменту .mд гм2[pic
СинхроннНоминальнаПус-коКритиче
ая nс я nном во-гоMс-когоM
L2У330 3000 2868 2 25 42 0.03
Чтобы получить частоту вращения [pic]мин-1 в каждом из случаев привод
должен содержать понижающую передачу с передаточным отношением [pic].
Результаты расчётов внесены в таблицу 1.
Данные передаточные отношения мы сможем получить используя одновременно
планетарный механизм и простую одноступенчатую открытую передачу.
Произведем разбивку общего передаточного отношения следующим образом:
Для дальнейших расчетов выбираем двигатель марки 4A90L2У3
1. Синтез зубчатых механизмов.
Схема зубчатой передачи представлена на рисунке 1. Основу передачи
составляет планетарный механизм с передаточным отношением [pic]
Открытая зубчатая передача Z5-Z6 имеет передаточное отношение [pic]
Синтез планетарного механизма проводим на основе следующих условий:
1.1. Планетарный механизм
Условие выполнения требуемого передаточного отношения: [pic]
[pic] [pic] [pic] [pic].
[pic] [pic] [pic] [pic]
) Условие соосности: [pic]
) Условие соседства:
[pic] Число сателлитов может быть k=123
) Проверим выполнение условия соседства:
)Проверим условие сборки:
Принимаем число сателлитов k=2.
1.2 Открытая зубчатая передача
Для открытой зубчатой передачи принимая Z5=48 получаем Z6=Z5U5-6=
Окончательно принимаем для открытой зубчатой передачи Z4=48 Z5=54
Модуль зубчатых колес планетарного редуктора определим по максимальному
моменту в зубчатом механизме который имеет место на выходном его валу.
Момент на этом валу [pic]
где [pic]= (2868·3.14)30=300.1841c -номинальная угловая скорость
Модуль зубьев находится по формуле [pic]мм берем ближайший больший
модуль первого ряда m=2 мм.
Модуль зубчатых колес открытой передачи рассчитаем по моменту на валу
кривошипа [pic] [pic]. Учитывая повышенный износ открытой
передачи принимаем [pic]мм.
Определение размеров зубчатых колес.
Определим делительные диаметры зубчатых колес:
Определим диаметр водила [pic]принимаем [pic].
2 Синтез несущего механизма
Несущий механизм связан с рабочим органом и должен обеспечивать ему
возвратно поступательное движение с высоким показателем коэффициентата
Дано:Н=018м; пр=15м3ч; k=132; ma а=0012м; ср=288мс
Определим угол перекрытия :
Вычислим угол [pic]-соответствующий холостому ходу :
Теперь определим [pic]-угол поворота главного вала соответствующий
рабочему ходу рабочего органа :
Находим размеры звеньев по следующим формулам:
[pic]Из прямоугольного треугольника OBA: r=[pic]м
Длина кулисы ВС: ВС=[pic]=009м
Диаметр поршня: Dп=15r=0.083м
Из треугольника СВD найдём CD=[pic]
3 Синтез кулачкового механизма
Кулачковым называется механизм с высшей кинематической парой входное
звено которого (обычно) называется кулачком а выходное – толкателем. Он
предназначен для преобразования вращательного или поступательного движения
кулачка в возвратно-поступательное или во возвратно- вращательное движение
Кулачковые механизмы подразделяются по следующим признакам:
По расположению звеньев в пространстве (пространственные и плоские).
По виду движения кулачка (вращательное поступательное винтовое).
По виду движения выходного звена (возвратно-поступательное
(толкатель); возвратно-вращательное (коромысло))
По виду кулачка (дисковый цилиндрический коноид (сложный
По форме рабочей поверхности выходного звена (плоское
цилиндрическое сферическое заострённое эвольвентное).
По способу замыкания ВКП (силовое геометрическое).
Задача синтеза кулачковых механизмов заключается в определении основных
размеров и профиля кулачка по заданным кинематическим и динамическим
В нашем случае угол возвращения φвозв=720; угол удаления φуд=900. Эти
углы разделены между собой фазовым углом дальнего стояния φд.с.=18.0
Угол дальнего стояния – угол поворота кулачка при котором толкатель в
крайнем верхнем положении совершает выстой.
Угол возвращения – угол поворота кулачка при котором толкатель движется
из крайнего верхнего положения в крайнее нижнее.
Угол ближнего стояния – угол при котором толкатель в крайнем нижнем
положении совершает выстой.
Выбираем закон движения толкателя кулачкового механизма на фазах
удаления и возвращения.
На фазе удаления закон косинусоидальный:
График изменения перемещения толкателя (S)
S’=[pic] при 0≤φ≤[pic]
График аналога скорости толкателя (S’)
S”=[pic] при 0≤φ≤[pic]
График изменения аналога ускорения толкателя
На фазе возвращения закон движения толкателя параболический:
[pic] при 0≤φ≤φ1 и при φ1≤φ≤φвозв
График изменения перемещения толкателя
График аналога скорости толкателя
Результаты расчётов заносим в таблицу
Длина рычагакг Момент Момент
диаметр инерции инерции
колеса м относительно относительно
оси вращенияцентра масс
Зубчатые Z1 d1 =008 0118 (mz1) 0000094
колёса Z2 d2 =024 1058 (mz2) 000757
Z3 d3 =032 1881 (mz3) 0.0241
Z4 d4 =064 7524 (mz4) 0385
Z5 d5 =0144 0381 (mz5) 0.000987
Z6 d6 =0171 0537 (mz6) 000196
2.РАСЧЕТ ПРИВЕДЕННЫХ МОМЕНТОВ ИНЕРЦИИ.
Приведённый к звену момент инерции масс звеньев механизма вычисляют
как сумму произведений масс этих звеньев и их моментов инерции на квадратов
передаточных функций в движениях этих звеньев относительно звена
Т.о. приведённый к валу кривошипа ОА принимаем его за главный момент
инерции масс поршневого компрессора. Момент инерции представлен в виде
суммы приведенных моментов инерции следующих четырех механизмов насоса:
Ротора приводного электродвигателя:
Ip.пр = Ip(Uпер2 = [pic]кг(м2
I пр. пер. = (Iпл + IZ5)(U5-62+ IZ6
Iпл = Iн + IZ1( Uпл2 + k((mZ2+ mZ3 (V012)2+ (IZ2+ IZ3 )((2H)2); где k
Iпл – приведенный к валу водила момент инерции планетарного механизма.
Передаточная функция :
V012 = (d1+d2)2 = 016м
H = (008+024)024=1333; а Uпл= 7
Остальные данные берем из таблицы 4.1.
Iпл = 0.024+ 0000094·72
+2(1058+1881)(016)2+(000757+0.0241)(1333)2=0235 кг(м2
Iпер. пр =(0235+0.381) (1125) 2+000196=0782кг(м2
Кулачкового механизма (поперечной подачи):
Iпоп. пр = Iк = 0004кг(м2
Приведенный к валу входного звена кривошипа ОА момент инерции
I пр. нес. = I01+ IS3(31)2+m4(Vs41)2+ Is4(41)2+m5(VS51)2
где передаточная функция в движении ползуна 5 относительно кривошипа BC
может быть вычислена как:
Кинематические характеристики несущего механизма заносим в таблицу 4.2.
№ Положения[pic] [pic] [pic] [pic] [pic]
По известным кинематическим характеристикам находим [pic] для каждого
положения механизма:
На листе 1 строим диаграмму энергомасс – зависимость [pic] от [pic]. С
помощью этой диаграммы находим момент инерции постоянной составляющей
маховых масс ([pic]) при которой частота вращения приводного
электродвигателя за цикл установившегося движения изменяется соответственно
допустимому коэффициенту [pic] изменения средней скорости хода. Такое
ограничение необходимо для предохранения приводного электродвигателя от
перегрева для повышения общего к.п.д. работы компрессора за счет снижения
получаемого тепла обмотки электродвигателя. Принимаем: [pic]
Для определения [pic] строим график работ: [pic]
ПоложениЗначениеРабота сил Приращение Момент инерции
е обобщенн критической приведенный к валу
кривошипой энергии кривошипа [pic]
[pic] [pic] [pic] [pic] [pic]
Средняя угловая скорость вала кривошипа ОА:
Углы наклона касательных к диаграмме энергомасс определяем по формулам:
T=41 Джмм – масштабы приведенного момента инерции и энергии
выбранные для диаграммы энергомасс.
После подстановки чисел получаем:
Проведя касательные к диаграмме под указанными углами к оси Iпрi
находим отрезки О1К и О1L(в мм) которые используем для определения
координат начала т. О системы Т- Iпр - зависимости полной кинетической
энергии движущихся звеньев механизма от их приведенного момента инерции
(О1К = 97.66мм; О1L=4.65мм).
Уравнения касательных:
Решаем совместно вычитанием второго уравнения из первого:
После чего подстановка в первое уравнение дает:
y=-189463·002752+97.66=5311.7мм
Постоянная составляющая момента инерции насоса:
Iпр*=y(I=[pic]·0.00025=2.914 кг(м2
T0=y( T=5311.7*4.1=21778 Дж
Максимальный маховый момент определим по следующей формуле
Определим массу маховика: [pic]
Определяем диаметр маховика: [pic]
ориентировочную массу звеньев компрессора:
а с учетом массы электродвигателя соединительных валов и деталей
(принимаем мсоед=01·м) станины (принимаем мстан=12·м) ориентировочная
масса станка оказывается приблизительно равной:
М=m+01·m+12·m=23·m=100.78 кг.
ИССЛЕДОВАНИЕ СХЕМЫ ПОРШНЕВОГО КОМПРЕССОРА.
1. ИССЛЕДОВАНИЕ УСТАНОВИВШЕГОСЯ
ДВИЖЕНИЯ ГЛАВНОГО ВАЛА.
При разработке технического предложения параллельно синтезу схемы ведут
анализ в процессе которого уточняют значения принимаемых величин
исследуют параметры используемых механизмов проводят оценку
эксплуатационных характеристик машины и т.д.
Обобщенной координатой считаем угол поворота кривошипа ОА. Обобщенную
скорость – скорость кривошипа ОА при установившемся движении определяем из
выражения кинетической энергии насоса:
а приводной момент инерции: [pic]
Все входные данные были определены ранее.
Результаты вычислений заносим в таблицу 5.1
Положения1 2 3 4 5 6 7 8 0
[pic] 217782177822057.22178.22164.22187 22084.21874.21778
[pic] 3.0473.05 3.031 3.025 3.043 3.045 3.026 3.049 3.047
[pic] 29.6 29.5 29.8 29.9 30.7 31.1 29.9 29.8 29.6
[pic] 0 42 80 117 156 202 255 311 360
С помощью таблицы 5.1 проверяем достоверность определения параметров
ср=(max+min)2=(29.5+31.1)2=2975c-1
=(max-min)ср=(31.1-29.5)31.1=00097
что соответствует принятым значениям [pic] [pic]
По данным таблицы 5.1 строим график обобщенной скорости поршневого
компрессора в функции его обобщенной координаты (1=f(φ)) в пределах одного
цикла установившегося движения 0=φ1=2. (Лист 2 «Исследование схемы
компрессора») С помощью этого графика можно определить угловое ускорение
кривошипа ОА в любом его положении: [pic] где:
и φ – масштабы осей [p
α- угол касательной к построенной кривой 1=f(φ1) с положительным
направлением оси φ при выбранном значении обобщенной координаты φ.
2. Определение ускорений.
Для определения реакций в кинематических парах механизма воспользуемся
принципом Д’Аламбера согласно которому если ко всем звеньям приложить
силы инерции то движение этих звеньев можно описать уравнениями статики.
Принцип Д’Аламбера применяют к простейшим определимым кинематическим
цепям (структурным группам) степень подвижности которых W=0.
Отсоединение указанных цепей ведут от рабочего органа последовательно
приближаясь к валу приводного электродвигателя. В данной работе необходимо
рассчитать только несущий механизм.
Исследуем механизм в 4-ом положении
Планы скоростей и ускорений.
А=1lОА = 2990055=1645 мс
Отобразим отрезком РА скорость А . P—полюс плана скоростей. Тогда
масштабный коэффициент =005 мсмм.
Вектор [pic] перпендикулярен к кривошипу при данном расположении и
направлен в сторону его вращения. Он представляет собой план скоростей
Переходим к построению плана скоростей для группы АВС. Скорости точек А
и С известны: А изображена на плане скоростей [pic] а в =0. Определим
скорость точки A по отношению к точке B: уравнение в векторном виде можно
записать как [pic](1). По отношению к точке С [pic] (2).
Уравнения (1)(2) решаем графически.
Согласно(1) из точки А проводим прямую параллельную к ВА. Согласно(2)
при С =0 из точки Р проводим перпендикуляр к DС. Точка пересечения двух
перпендикуляров является концом вектора [pic]. Этот вектор изображает
абсолютную скорость точки A.
Из чертежа [pic]=28 мм. Тогда с=22 мс.
Переходим к определению скоростей группы CD. Точка D принадлежит звену
` а точка C принадлежит ползуну 4. Для точек D и C принадлежащих разным
звеньям записывают векторное уравнение [pic](3). Получаем следующую
методику нахождения планов скорости [pic]: из полюса P проводим прямую
параллельную горизонтали. Из точки C проводим перпендикуляр к линии
соединяющей точки С и D. На пересечении этих двух прямых лежит точка d
вектор которой [pic] и есть план скорости точки D. В результате получаем:
Чтобы воспользоваться принципом Д’Аламбера необходимо найти ускорения
центров масс и угловые ускорения. Эту задачу решаем путем построения плана
ускорений (см. лист 2).
В расчетном положении рассматриваемой кинематической цепи при
установившемся движении станка из таблицы 4.1 находим:
[pic]а с помощью графика [pic] определяем: [pic]
По теореме о вращательном движении кривошипа ОА ускорение точки А:
[pic] где нормальная составляющая ускорения: [pic]. На
чертеже (лист 2) отложена по кривошипу ОА тангенциальная составляющая
[pic] мс2 Из-за малости значения им можно пренебречь.
ускорение Кориолиса определяется как: [pic]. При графическом решении
вектор ускорения Кориолиса [pic] направлен как вектор скорости [pic]
повернутый на [pic] в направлении [pic].
Через пропорцию [pic] находим значение [pic]
Построенный план ускорений используем для определения ускорений центров
масс и угловых ускорений звеньев:
3 Расчет сил инерции.
Имея ускорения находим силы инерции:
где [pic] - момент инерции относительно оси вращения О связанных между
собой кривошипа ОА и и зубчатого колеса Z5.
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 нагрузок в данном положении составляет
Fпс=10057.6Н. К кривошипу прикладываем “уравновешивающую силу” –
действующую на колесо Z5 со стороны колеса Z4 по линии зацепления зубьев
колес под углом 70( к линии их межосевого расстояния.
Для определения реакций в кинематических парах разбиваем передаточный
механизм на структурные группы. Отделяем от механизма два последних звена 4
и 5 а действие отброшенных звеньев заменяем реакциями.
Рассмотрим группу 4-5: на звено 5 со стороны стойки 0 действует реакция
Р05 а на звено 4 – реакция со стороны кулисы. Для определения величины и
направления неизвестных реакций воспользуемся аналитическим методом:
Решая систему получаем:
[pic] [pic] [pic] [pic] [pic]
Далее рассмотрим группу 2-3 дополнительно нагружаем силой Р43=-Р34
реакциями Р03 и Р12 затем составляем уравнение равновесия для каждого
из звеньев в форме моментов относительно центра шарнира В. Из этих
Далее строим план сил:
из плана находим: [pic]
Далее рассматриваем Кривошип ОА вместе с зубчатым колесом Z5 и
соединяющих их с валом (n=1 p1=1 p2=1 по формуле Чебышева получаем W=0).
Прикладываем к данной группе необходимые (известные и неизвестные) усилия
составляем уравнение моментов относительно центра О вращения вала
Из построенного плана находим: Р01=11400 Н
Определение мгновенного К.П.Д.
Мгновенный К.П.Д. рассмотренного механизма находим по формуле:
[pic] где [pic]- мгновенная в данном положении мощность сил трения в
кинематических парах. [pic]где n=7.
Предположим что вращательные пары выполнены как цилиндр в цилиндре с
радиусом сопрягаемой поверхности rц=003м а материалы трущихся
поверхностей выбраны таким образом что коэффициент трения f = 0.15(сталь
по стали при отсутствии смазки).
Такое значение коэффициента предполагаем в поступательных кинематических
Тогда мгновенные мощности во вращательных парах кинематических парах
можно определить как: [pic] а в поступательных: [pic] где [pic] -
номера звеньев образующих кинематическую пару;
С учетом всего этого:
Т.о. искомый К.П.Д.:[pic]
т.е после уточнения окончательно получим К.П.Д. поршневого компрессора
[pic]=75% Интенсивность износа
кинематических пар оценивается по мощности сил трения. Наиболее подвержена
износу вращательная пара О. Рекомендуется увеличить интенсивность смазки.
Описание структуры поршневого компрессора
Синтез кулачкового механизма
Синтез зубчатых механизмов
Выбор электродвигателя
Синтез несущего механизма
ДИНАМИЧЕСКИЙ СИНТЕЗ НАСОСА
РАСЧЕТ МАСС И МОМЕНТОВ ИНЕРЦИИ ЗВЕНЬЕВ
РАСЧЕТ ПРИВЕДЕННЫХ МОМЕНТОВ ИНЕРЦИИ
ИССЛЕДОВАНИЕ СХЕМЫ ПОРШНЕВОГО КОМПРЕССОРА
Определение ускорений
Расчёт приведенных моментов инерции

КП ТММ.doc

-----------------------
Динамический синтез механизма
НаименованиеОбозначениПараметр и обозначение
Длина кг.Момент Момент
рычага инерции инерции
диаметр относительотносительн
колеса но оси о центра
м. вращения масс кг*м2
Рычаг OA 0.08(lO2.4(m1) 0.00512 -
AB A) 7.98(m2) (IO1) 0.04705(IS2
Зубчатое Z1 0.045(d0.279 0.00007(IZ0.00007(IZ1
колесо Z2 1) (mZ1) 1) )
Z3 0.135(d2.51(mZ2) 0.00572(IZ0.00572(IZ2
Z4 2) 13.663(mZ32) )
) 1.99(mZ4) 0.0018(IZ40.0018(IZ4)
085(d20.827(mZ5) 0.19688(IZ5
Ползун D - 41.31(mn) - -
Водило H 0.2(dH)5.513(mH) 0.02756(IH0.02756(IH)
Кулачок - 0.158(D4831(mКУЛ0015(IКУЛ-
Ротор - - - 296*10-4(-
5.2.Расчет приведенных моментов инерции.
Инертные свойства машин и механизмов характеризуют приведенной массой
либо приведенным моментом инерции в зависимости от того линейным или
угловым является перемещение звена приведения.
Приведенный к звену момент инерции масс звеньев механизма вычисляют как
сумму произведений масс этих звеньев и их моментов инерции на квадраты
передаточных функций в движениях этих звеньев относительно звена
Приведенный момент инерции механизма может быть приведен к главному
валу машины для чего его величину умножают на квадрат передаточной
функции от звена приведения к указанному валу.
Приведенный к главному валу момент инерции ее маховых масс вычисляют
как сумму произведений масс и моментов инерции ее звеньев а также
приведенных масс; либо приведенных моментов инерции ее механизмов на
квадраты передаточных функций в движении приводимых звеньев и звеньев
приведения относительно вала машины принятого за главный.
Приведенный к валу кривошипа ОА момент инерции механизма может быть
представлен в виде суммы приведенных моментов инерции следующих механизмов
Ротора приводного электродвигателя:
[pic] где Iпл – приведенный к валу водила момент инерции планетарного
механизма вычисляется по следующей формуле:
[pic] k- число сателлитов.
Передаточные функции высчитываются по формулам:
5. Динамический синтез механизма.
Целью динамического синтеза является повышение общего К.П.Д. путем
снижения неравномерности вращения ротора электродвигателя.
Задачу решают подбором и перераспределением масс звеньев введением
дополнительной маховой массы с постоянным моментом инерции в виде
5.1. Расчет масс и моментов инерции звеньев.
Принимаем что массы по длинам рычагов распространены равномерно что
интенсивность распределения [pic]. Принимаем зубчатые колеса как сплошные
диски с шириной [pic] зависящей от межосевого расстояния [pic]: [pic]
где [pic]- коэффициент ширины зуба.
Располагая центры масс по серединам рычагов определим их массы и
[pic]-вычисление масс
[pic]-момент инерции звена относительно центра масс
[pic]- момент инерции звена относительно оси вращения
Массы зубчатых колес и их моменты инерции определим по следующим
[pic]-масса i-го колеса где [pic]=7800 кгм3 а d- делительный диаметр
[pic] - момент инерции i-го колеса относительно оси вращения
Массу водила планетарной ступени редуктора находим с помощью формулы:
[pic] где [pic] момент инерции (как сплошного диска) [pic]
Массу и момент инерции кулачка оцениваем по среднему его радиусу
[pic] и ширине [pic] т.е. [pic] момент инерции ищем по формуле [pic]
Момент инерции ротора электродвигателя определяем по маховому моменту
[pic]= 237*10-3 кгм2 [pic]
Массу кулисного камня принимаем равной нулю массу ползуна (поршня)
принимаем как [pic] . Массу цилиндра принимаем [pic]
Динамические характеристики остальных движущихся элементов из-за
малых масс либо скоростей считаем пренебрежимо малыми.
Результаты расчетов заносятся в таблицу 4
Синтез кулачкового механизма
Фазовый портрет для механизма с поступательно перемещающимся
толкателем ограничивают в характерных точках лучами которые проводят под
заданными допустимыми углами давления к перпендикулярам восстановленным в
этих точках к векторам кинематических передаточных отношений.
При графическом построении профиля кулачка применяют метод обращения
движения: всем звеньям механизма условно сообщают угловую скорость равную
- (1. При этом кулачок становится неподвижным а остальные звенья
вращаются с угловой скоростью равной но противоположной по направлению
угловой скорости кулачка.
При построении профиля кулачка с внеосным поступательно движущимся
толкателем из центра O1 проводят окружности радиусами [pic] и e в
произвольном масштабе [pic]. Линия перемещения толкателя является
касательной к окружности радиуса е. Перпендикулярно линии перемещения
толкателя проводят луч из точки О1. От полученного луча в направлении (1
откладывают угол рабочего профиля кулачка (P. Дугу соответствующую углу
(P делят на части в соответствии с делением оси (1 на графике S((1). Через
точки деления из точки О1 проводят лучи. Через точки пересечения данных
лучей с окружностью радиуса е в сторону противоположную вращению проводят
касательные 123 к данной окружности. Затем из точки О1 проводятся
окружности радиусами О1А1 О1А2 Точки пересечения лучей 123 и
полученных окружностей есть положения толкателя. Для получения
конструктивного (рабочего) профиля кулачка строят эквидистантный профиль
отстоящий от центрового на величину радиуса ролика. Он получается как
огибающая к дугам проведенным из произвольных точек центрового профиля
радиусом ролика. Из прочностных или геометрических соображений выбирают
радиус ролика учитывая соотношения r0 = (02-04) или r0 08 (min
где (min - минимальный радиус кривизны центрового профиля кулачка.
Величины заданные для построения профиля кулачка: (доп=30( h=0.05м
Величины найденные после построения профиля кулачка: R0=6749мм
(построения представлены: лист 1)
Рис. 4 График аналога скорости толкателя.
Рис. 5 График изменения аналога ускорения толкателя.
4.2. Профилирование кулачка.
Основные размеры механизма определяют с помощью фазового портрета
представляющего собой зависимость SА(VqА). Масштабы выбранные по оси
[pic] (перемещений) и оси [pic] должны быть одинаковыми. Для механизма с
поступательно перемещающимся толкателем фазовый портрет строят в
декартовой системе координат. По оси SА откладывают перемещения толкателя
от начала координат в точке А0 вдоль линии перемещения толкателя до точки
А6 . Отрезки соответствующие перемещениям толкателя откладывают либо в
масштабе (S графика перемещений либо в масштабе [pic] кинематической
передаточной функции скорости.
От полученных точек откладывают отрезки кинематических передаточных
функций выбранном масштабе соответственно перпендикулярно линии
перемещения толкателя.
В нашем случае достаточно построить только одну ветвь фазового
портрета соответствующую удалению толкателя.
4. Синтез кулачкового механизма.
4.1. Закон перемещения толкателя.
Выбираем закон перемещения толкателя с мягкими ударами
(косинусидальный) как на фазе удаления так и на фазе возвращения.
Определим функции положения толкателя кулачкового механизма и передаточные
функции I-го и II-го порядков по следующим формулам:
[pic] [pic] [pic]. Т.к. расчет производится для каждой фазы
отдельно с начала фазы то в формулы необходимо внести поправки для фазы
возвращения: [pic] [pic] [pic].
Результаты расчета оформим в таблицу 3: (для [pic]963[pic]и
[pic] Фаза удаления [pic] Фаза возвращения
Закон косинусоидальный Закон косинусоидальный
S [pic] [pic] S [pic] [pic]
[pic] 00033 0023 0076 [pic] 0047 -0029 -0118
[pic] 0013 004 0044 [pic] 0038 -0051 -0068
[pic] 0025 0047 0 [pic] 0025 -0058 0
[pic] 0038 004 -0044 [pic] 0013 -0051 0068
[pic] 0047 0023 -0076 [pic] 00033 -0029 0118
[pic] 005 0 -0087 [pic] 0 0 0136
Рис. 3 График изменения перемещения толкателя.
Синтез несущего механизма
3. Синтез несущего механизма.
Определим угол перекрытия :
По углу выбираем из таблиц вариант четырехзвенника с оптимальным
интервалом угла давления. Выписываем значения угла размаха коромысла
[pic] номер расчетной точки [pic] и значение [pic]: [pic] [pic]
Находим относительные размеры звеньев по следующим формулам:
получаем при [pic] [pic] [pic] [pic] [pic].
Уточняем углы давления:
[pic] где [pic] и [pic] т.е. [pic]а [pic].
Определяем истинные размеры звеньев:
Окончательно получаем:
Синтез зубчатых механизмов
2.2. Открытая зубчатая передача
Для открытой зубчатой передачи [pic] принимая Z4=17 поучаем
Z5=Z4U4-5=173.24=55 зубьев.
Окончательно принимаем для открытой зубчатой передачи Z4=17 Z5=55
Модуль зубчатых колес планетарного редуктора определим по
максимальному моменту в зубчатом механизме который имеет место на
выходном его валу. Момент на этом валу [pic] где [pic]
номинальная угловая скорость двигателя. Модуль зубьев находится по формуле
[pic]мм берем ближайший больший модуль первого ряда m=25 мм.
Модуль зубчатых колес открытой передачи рассчитаем по моменту на валу
кривошипа [pic] [pic]мм. Учитывая повышенный износ открытой
передачи принимаем [pic]мм.
2.3. Определение размеров зубчатых колес.
Определим делительные диаметры зубчатых колес:
Определим диаметр водила [pic]принимаем [pic].
2. Синтез зубчатых механизмов.
Схема зубчатой передачи представлена на
рисунке 1. Основу передачи составляет
планетарный механизм с передаточным отношением
Открытая зубчатая передача Z4-Z5 имеет
передаточное отношение [pic]
Синтез планетарного механизма проводим на
основе следующих условий:
2.1. Планетарный механизм
Условие выполнения требуемого передаточного
отношения: [pic] где передаточное
отношение от 1-го колеса к водилу при
закрепленном колесе 3 [pic] а передаточное
отношение обращенного механизма [pic].
В результате получаем [pic].
Условие правильного зацепления по которому Zmin≥17:
Принимая Z1=18 получаем Z3=7Z1=126
Z1+2Z2=Z3 откуда Z2=0.5(Z3 – Z1)= 0.5(126 – 18) = 54 зуба.
По условию правильности
зацепления Z3 – Z2=126 – 54 =72>8.
[pic] Число саттелитов может быть k=123 самый рациональный
вариант k=3. Уточним передаточное отношение [pic] . Проверим
возможность сборки полученного механизма [pic] где П и Ц целые
числа. Выражение [pic] удовлетворяется при любых целых П.
Окончательно принимаем Z1=18 Z2= 54 Z3=126 k=3.
1.2. Выбор электродвигателя и вида понижающей передачи.
Из каталога электродвигателей серии 4А выписываем в таблицу параметры
электродвигателей с ближайшей большей мощностью по сравнению с [pic]. Для
Марка эл. Ном. Частота Отношение к Момент Передаточн
двигателя Мощноствращения вала номинальному двиг. ротора ое
ь мин-1 моменту кг. кгм2 отношение
А100S2У3 259 80 324
А100L4У3 129 60 215
Для дальнейших расчетов выбираем двигатель марки 4А100S2У3.
К ЛИСТУ 1. Синтез механизмов водяного насоса.
1.1. Расчет энергопотребления:
Определим работу полезных сил по формуле [pic]:
[pic] . Тогда из уравнения [pic] приняв К.П.Д. насоса равным 0.7 а
К.П.Д. двигателя 0.98 получаем [pic].
Определим расход энергии на выпуск единицы продукции (1м3 воды):
Определим объём засасываемой жидкости в цилиндр по формуле [pic] где
[pic] коэффициент наполнения: [pic] .
Цикловая производительность насоса вследствие пренебрежимо малой
сжимаемости жидкостей равна объёму жидкости засасываемой в цилиндр.
Следовательно число циклов необходимое для выпуска 1 м3 воды равно:
Работа произведённая двигателем за этот период рассчитывается по
формуле: [pic] или [pic]. Следовательно энергия потребляемая
насосом из питающей сети равна: [pic] [pic]. Определим время за
которое насосом перекачивается 1 м3 воды: [pic] [pic]. Следовательно
число циклов насоса в минуту необходимое для обеспечения требуемой
производительности равно: [pic] [pic]. Определяем продолжительность
цикла: [pic] [pic]. Значит теоретическая мощность приводного
электродвигателя равна: [pic] [pic]. Принимаем
коэффициент запаса мощности К=1.1 и окончательно принимаем: [pic]
Подставив в формулы значения из таблицы 4 получаем:
Кулачкового механизма:
влияния на работу насоса не оказывает.
[pic] где передаточная функция в движении ползуна
(поршня) относительно кривошипа ОА может быть вычислена как:
Составим алгоритм вычисления передаточных функций.
Рис. 6. Схема несущего механизма.
lOA=0.08мlAS2=0.133м lAB=0.266м lOC=0.274м lBC=0.209м H=0.19м
(массы звеньев моменты инерции звеньев см. таблицу 4)
Определим передаточные функции:
для шарнирного четырехзвенника;
для присоединенного тангенсного механизма:
Занесем данные расчетов в таблицы 5 и 5а.
№ [pic] [pic] [pic] [pic]
движущих АДВ Дж сопротивления АС Дж IР ПР IПЕР ПР IНЕС ПР 1 0
0 0 237*10-3 0918 0.022 2 49617 1536 2432 -00896
7*10-3 0918 0.275 3 83484 2584 4824 -0224 237*10-3
18 0.313 4 118534 3668 7216 -03548 237*10-3 0918 0.236
192567 5958 9613 -03655 237*10-3 0918 0.022 6 26365
56 1000 -01844 237*10-3 0918 0.307 7 297784 9214 10376
-01162 237*10-3 0918 0.511 8 318267 9848 10754 -0906
7*10-3 0918 0.429 9 322917 9972 10816 -0844 237*10-3
Момент инерции маховика найдем как:
[pic] где [pic]определяется с помощью диаграммы энергомасс учитывая
что частота вращения приводного электродвигателя за цикл установившегося
движения должна изменяться в пределах допустимого коэффициента [pic]
Построим диаграмму энергомасс- зависимость (Тi от (Iпр i .
(Iпр i =[pic] (Тi = Адв - Апс
Рис. 7. Определение осей координат диаграммы энергомасс.
Определим углы наклона касательных решив уравнения:
(принимается [pic] а средняя угловая скорость кривошипа равна [pic])
[pic]где [pic] получаем [pic]
Проведя касательные к диаграмме под указанными углами к оси (I
находим отрезки O1K и
O1L записываем уравнения касательных [pic] [pic] решив
уравнения совместно определяем координаты начала системы T- Iпр :
Определим момент инерции маховика:
Принимаем массу маховика равной [pic].
Пользуясь формулой [pic] найдем радиус маховика [pic].
Определим ориентировочную массу насоса пользуясь таблицей 4:
[pic] [pic]-масса станины насоса [pic]-масса соединительных деталей
и валов. Т.е. масса всего насоса приблизительно равна [pic]
* Мы можем перенести маховик на более быстроходный вал при этом [pic].
Пусть это будет выходной вал планетарного механизма тогда [pic].
К ЛИСТУ 2. Исследование схемы водяного насоса.
1. Исследование установившегося движения главного вала.
Обобщенной координатой считаем угол поворота кривошипа ОА. Обобщенную
скорость – угловую скорость кривошипа ОА при установившемся движении
определяем из выражения кинетической энергии насоса:
[pic] где его кинетическая энергия [pic] а приведенный момент инерции
[pic] [pic] (все входные данные были определены ранее).
Результаты расчета заносим в таблицу 6.
Полож. мех-ма 1 2 3 4 5 6 7 8 9 [pic] 0 49617 83484
8534 192567 26365 297784 318267 322917 [pic] Дж 5005
15 4781 4650 4639 4821 4889 4914 4921 [pic] кг(м2 71.272
525 71.563 71.486 71.272 71.557 71.761 71.679 71.627 [pic]
с-1 11.851 11.724 11.559 11.406 11.410 11.608 11.673 11.71 11.722
С помощью таблицы 6 проверяем достоверность определения параметров
что соответствует принятым значениям (( ( 0038 ( 004; [pic])
По данным таблицы 6 строим график зависимости обобщенной скорости от
угла поворота кривошипа ОА в пределах одного цикла установившегося
движения 0((1(2(. С помощью этого графика можем определить угловое
ускорение кривошипа ОА в любом его положении:
[pic] где [pic]и [pic]- приращения координат по осям [pic] и [pic]
[pic] и [pic]- масштабы по этим осям соответственно [pic]- угол наклона
касательной к построенной кривой [pic] с положительным направлением оси
[pic] при выбранном значении обобщенной координаты [pic].
Исследование установившегося движения главного вала
2. Определение реакций в кинематических парах механизма.
Для определения реакций в кинематических парах механизма воспользуемся
принципом Д’Аламбера согласно которому если ко всем звеньям приложить
силы инерции то движение этих звеньев можно описать уравнениями статики.
Принцип Д’Аламбера применяют к простейшим определимым кинематическим
цепям (структурным группам) степень подвижности которых W=0.
Отсоединение указанных цепей ведут от рабочего органа последовательно
приближаясь к валу приводного электродвигателя. В данной работе необходимо
рассчитать только несущий механизм.
Исследуем механизм во 2-ом положении.
Отсоединим от насоса цепь несущего механизма включающую кривошип ОА и
состоящую из трех статически определимых кинематических цепей –
a) поршень – ползун 5 и кулисный камень 4 (структурная группа
b) кулиса 3 и шатун 2 (структурная группа Ассура);
c) кривошип ОА вместе с насаженным на его вал зубчатым колесом 5
(одно звено две низших и одна высшая кинематические пары имеет
степень подвижности равную нулю и является структурной группой)
2.1. Определение ускорений.
Чтобы воспользоваться принципом Д’Аламбера необходимо найти ускорения
центров масс и угловые ускорения. Эту задачу решаем путем построения плана
ускорений (см. лист 2).
В расчетном положении рассматриваемой кинематической цепи при
установившемся движении станка из таблицы 6 находим:
[pic] а с помощью графика [pic] определяем [pic] следовательно [pic] и
[pic] противоположны по направлению.
По теореме о вращательном движении кривошипа ОА ускорение точки А:
[pic] где нормальная составляющая ускорения [pic] на чертеже
(лист 2) отложена в векторе [pic] с модулем [pic] в направлении от точки А
кривошипа ОА к центру его вращения О а тангенциальная составляющая [pic]
отложена в векторе [pic] с модулем [pic] в соответствии с направлением
углового ускорения [pic] перпендикулярно вектору [pic]. ([pic])
Ускорение точки В определяется совместным решением векторных уравнений
сложного движения точки В относительно точки А: [pic] и вращательного
движения точки В: [pic].
Для точки D45 принадлежащей кулисному камню 4 и ползуну – поршню по
теореме о сложном движении получаем:
ускорение Кориолиса определяется как [pic] [pic] - определяется из плана
скоростей. Ускорение точки D3 ранее рассматриваемого звена BCD можем найти
по теореме о подобии планов ускорений и положений:
Чтобы определить [pic] и [pic] определим нормальные составляющие
ускорений [pic] [pic] и ускорение Кориолиса [pic] где
Определение реакций в кинематических парах механизма
[pic] [pic]. Выписав из таблицы 5 значения передаточных функций
[p [pic]=0.344 определив по формуле [pic] где [pic]= 90(-
( 3+ = 90( – 997( + 223( = 126( получаем [pic]=0832с-1 [pic]=403с-
[pic]=01753мс вследствие чего [pic] [pic] [pic]=224мс 2 .
После графического решения уравнений для [pic] и определения отрезка bc
получаем длины отрезков из уравнения для d3c измерив D3C непосредственно
При графическом решении вектор ускорения Кориолиса [pic] направлен как
вектор скорости [pic] повернутый на 90( в направлении 3 .
Отрезки изображающие эти ускорения в масштабе плана ускорений:
Построенный план ускорений используем для определения ускорений центров
масс и угловых ускорений звеньев:
2.2. Расчет сил инерции.
Имея ускорения находим силы инерции:
где [pic] - момент инерции относительно оси вращения О связанных между
собой кривошипа ОА и и зубчатого колеса Z5.
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 нагрузок в данном положении составляет Fпс=5655Н.
К кривошипу прикладываем “уравновешивающую силу” – действующую на колесо
Z5 со стороны колеса Z4 по линии зацепления зубьев колес под углом 70( к
линии их межосевого расстояния.
Для определения реакций в кинематических парах разбиваем передаточный
механизм на структурные группы. Отделяем от механизма два последних звена
и 5 а действие отброшенных звеньев заменяем реакциями. На звено 5 со
стороны стойки 0 действует реакция Р05 а на звено 4 – реакция со
стороны кулисы. Для определения модуля неизвестных реакций строим
Учитывая что масштаб построения [pic] неизвестные реакции оказались
равны Р05=1201Н Р34=5526Н .
Далее определяем структурную группу состоящую из звеньев 3 и 2
дополнительно нагружаем силой Р43=-Р34 реакциями Р03 и Р12 которые
раскладываем на нормальные и тангенциальные составляющие затем составляем
уравнение равновесия для каждого из звеньев в форме моментов относительно
центра шарнира В. Из этих уравнений:
Далее строим план сил:
[pic]=[pic]+[pic]+[pic]= 54575Н
Далее рассматриваем Кривошип ОА вместе с зубчатым колесом Z5 и
соединяющих их с валом (n=1 p1=1 p2=1 по формуле Чебышева получаем W=0).
Прикладываем к данной группе необходимые (известные и неизвестные) усилия
составляем уравнение моментов относительно центра О вращения вала
Из построенного плана находим Р01=32885Н
3. Определение мгновенного К.П.Д. оценка интенсивности износа
Мгновенный К.П.Д. рассмотренного механизма находим по формуле
[pic] где [pic]- мгновенная в данном положении мощность сил трения в
кинематических парах О А В С D и E.
Nтр= Nтр О+ Nтр А +Nтр В +Nтр С +Nтр D +Nтр Е
Nтр D= Nтр D4D3 + Nтр D4D5
Предположим что вращательные пары О А В С выполнены как цилиндр в
цилиндре с радиусом сопрягаемой поверхности rц=001м а материалы трущихся
поверхностей выбраны таким образом что коэффициент трения f = 0.15
Такое же значение коэффициента предполагаем в поступательных
кинематических парах.
Тогда мгновенные мощности во вращательных парах кинематических парах
можно определить как: [pic] а в поступательных: [pic] где [pic] -
номера звеньев образующих кинематическую пару;
С учетом всего этого:
Мгновенная мощность сил трения:
Мгновенная мощность полезных сил:
Т.о. искомый К.П.Д. :
Интенсивность износа кинематических пар оценивается по мощности сил
трения. Наиболее подвержена износу кинематическая пара D3D4. Рекомендуется
увеличить интенсивность смазки.
Краткие выводы и результаты.
Выполнено первое приближение проекта водяного насоса получены
ориентировочные технико-экономические показатели которые подлежат защите.
Эти показатели сводятся к следующим :
Производительность 18м3ч
Ориентировочная масса станка 590кг
Определение мгновенного К.П.Д. оценка интенсивности износа кинематических
) Теория механизмов и машин
Фролов М.: «Высш. шк.»
) Курсовое проектирование по теории механизмов и машин
Девойно М.: «Высш. шк.»
) Артоболевский И.И. Теория механизмов и машин.– М.
Выбор структуры водяного насоса
Выбор структуры водяного насоса.
В состав насоса включаем источник движения – нерегулируемый
электродвигатель 1 несущий механизм 2 который обеспечит преобразование
вращательного движения электродвигателя в требуемое возвратно-
поступательное движения рабочего органа (поршня) 3 механизм зубчатый 4
снижающий частоту вращения вала электродвигателя до требуемой частоты
вращения входного звена несущего механизма механизм кулачковый 5.
Для снижения тепловых потерь электродвигателя 1 и в конечном счете
для повышения К.П.Д. возможно внесение дополнительной маховой массы в виде
Получаем предварительную блок-схему:
Предварительная блок схема водяного насоса.
Электродвигатель приводной
Рабочий орган (поршень)
Геометрический синтез механизмов поршневого насоса для перекачивания
жидкостей (водяной насос) исследование его динамической устойчивости
Изобретение насоса относится к глубокой древности. Первый Н. для
тушения пожаров который изобрёл древнегреческий механик Ктесибий был
описан в 1 в. до н. э. древнегреческим учёным Героном из Александрии в
сочинении "Pneumatica" а затем М. Витрувием в труде "De Architectura".
Простейшие деревянные насосы с проходным поршнем для подъёма воды из
колодцев вероятно применялись ещё раньше.
Устройства для напорного перемещения жидкостей разделяют на виды и
разновидности по различным признакам например по принципу действия и
конструкции. Насосы можно также условно разделить на 2 группы: насосы-
машины приводимые в действие от двигателей и насосы-аппараты которые
действуют за счёт иных источников энергии и не имеют движущихся рабочих
органов. Насосы-машины бывают лопастные (центробежные осевые вихревые)
поршневые роторные (шестерённые коловратные пластинчатые винтовые и
др.). К насосам-аппаратам относятся струйные (жидкостно-жидкостные и
газожидкостные) газлифты вытеснители гидравлические тараны
магнитогидродинамические насосы и др.
Поршневые насосы отличаются большим разнообразием конструкций и широтой
применения. Действие поршневых насосов состоит из чередующихся процессов
всасывания и нагнетания которые осуществляются в его цилиндре при
соответствующем направлении движения рабочего органа - поршня или
плунжера. Эти процессы происходят в одном и том же объёме но в различные
моменты времени. По способу сообщения рабочему органу поступательно-
возвратного движения насосы разделяют на приводные (обычно с коленчатым
валом и шатунным механизмом) и прямодействующие. Чтобы периодически
соединять рабочий объём то со стороной всасывания то со стороной
нагнетания в насосах предусмотрены всасывающий и нагнетательные клапаны.
Во время работы насоса жидкость получает главным образом потенциальную
энергию пропорциональную давлению её нагнетания. Поршневые насосы
классифицируют на горизонтальные и вертикальные одинарного и
многократного действия одно- и многоцилиндровые а также по
быстроходности роду подаваемой жидкости и др. признакам. По сравнению с
центробежными насосами поршневые имеют более сложную конструкцию
отличаются тихоходностью а следовательно и большими габаритами а также
массой на единицу совершаемой работы. Но они обладают сравнительно высоким
К.П.Д. и независимостью подачи от напора.
В данной работа рассматривается поршневой насос для перекачивания
жидкости (воды) схема насоса представлена в задании по курсовому

схема.dwg

План положения механизмаn m=0005 ммм
КНГиГ.01.07.12.00.00
Сталь 20 ГОСТ1050-88
График угдов давлнения = = 05 градмм
Эвальвентное зубчатое зацепление
Геометрический синтез кулачкового механизма.

www.Курсач.1лист.cdw

Движение поршня влево
Движение поршня вправо
Электродвигатель приводной 4A100S2У3
Зубчатый планетарный механизм U
Механизм несущий рычажный
Рабочий орган (поршень)
Диаграмма энергомасс
Число саттелитов k=2
КП ТММ кафедра механики
поршневого компрессора

Лист1.cdw

Окончательная блок-схема
вытяжного пресса-автомата
Электродвигатель короткозамкнутый асинхронный
Рабочий орган (пуансон).
Механизм прижима заготовок.
Механизм рабочей машины
(план положений и синтез)
Механизм кулачковый (синтез)
Механизм зубчатый (схема)
Циклограмма работы вытяжного пресса-автомата
Диаграмма энергомасс

Записка.doc

Научной основой создания новых высокоэффективных надежных машин
приборов является теория механизмов и машин - наука изучающая общие методы
структурного и динамического анализа и синтеза различных механизмов
механику машин. Излагаемые в теории механизмов и машин методы пригодны для
проектирования любого механизма и не зависят от его технического
назначения а также физической природы рабочего процесса машины.
Курс теории механизмов и машин является вводным в специальность
будущего инженера и поэтому имеет инженерную направленность в нем широко
используется современный математический аппарат и изучаются практические
приемы решения задач анализа и синтеза механизмов графические и
Курсовое проектирование по теории механизмов и машин - один из
основных видов изучения курса самостоятельная работа по комплексному
проектированию и исследованию взаимосвязанных механизмов являющихся
составными частями машин и машинных агрегатов.
В курсовом проекте по теории механизмов и машин решаются следующие
кинематический анализ рычажного механизма;
силовой анализ рычажного механизма;
проектирование-кинематической схемы планетарного механизма и цилиндрической
эволь-вентной зубчатой передачи внешнего зацепления;
синтез кулачкового механизма по заданной кинематической схеме и
передаточной функции механизма.
nэ.д = 2700 обмин a = 550 мм
m1-4 = 5 мм m2 = 40 кг
m5-6 = 9 мм I2 = 1.0 кг м2
Sд.max = 20 мм Pп.с = 30 кН
[pic]1 (удал.) = 100 0 [pic] = 011
[pic]2 (д.ст.) = 10 0
[pic]3 (возвр.) = 100 0
КИНЕМАТИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ РЫЧАЖНОГО МЕХАНИЗМА
1 Построение планов положения механизма
Строим положение механизма в масштабе (l=0.005ммм и вычисляем длины
звеньев и отрезков на схеме получим:
ОА=lОА(l= 33 мм а=lа (l= 110 мм
План механизма строим методом засечек.
2 Выбор электродвигателя
На чертеже замеряем рабочий ход звена [pic] мм.
Работу двигателя найдем как площадь фигуры построенной в осях [pic].
Среднецикловая мощность двигателя: [pic]
где [pic] работа двигателя за цикл.
Находим частоту вращения кривошипа: [pic] обмин
По найденной мощности выбираем асинхронный двигатель 4ЛН2М2У3 мощностью 75
3 Построение плана скоростей.
Определяем скорость точки А1:
Выбираем масштаб плана скоростей:
Из уравнения [pic] где [pic]перпендикулярно AB и уравнение[pic] где
[pic] параллелен AB найдем точку b для этого из полюса р проводим вектор
ра1 параллельно ОА. Из конца этого вектора проводим линию перпендикулярно
AB а из начала линию параллельную AB. На их пересечении получаем точку b2.
Скорость vC находим по подобию:
Скорость vD находим из уравнения [pic] где [pic] перпендикулярна СD.
Положение точки d находим проведя из точки c линию перпендикулярную СD а
из полюса линию перпендикулярно направляющей ползуна.
План ускорений строим в масштабе а = 01 мс[pic] мм.
Определяем нормальное ускорение кривошипа ОА.
а[pic]= [pic]* lОА = 95[pic]* 0165 = 1489 мс[pic] тогда на плане
а = а[pic] т.к. касательное ускорение равно 0 (1 = 0 по условию).
Ускорение а направлено параллельно ОА от точки А к точке О. Так же
аb2 = аa + а[pic]+ а[pic].
где а[pic] параллельно ВA
а[pic]= [pic]* lBA=[pic]
По отношению к точке В
aB2 = аB3 + аB2B3 + а[pic]
а[pic]= 22*Vb2b3 * sin α где α = 90[pic].
а[pic]= 2*34* 077 = 5236 мс[pic]
На плане ускорений длинна вектора а[pic] равна 5236 мм а направление
его перпендикулярно АB.
Находим положение точки С.
аD = аc + а[pic]+ а[pic].
где а[pic] параллельно DC
а[pic]= [pic]* lCD =[pic] м[pic]
Ускорение точки D – вертикальный вектор.
Силовой анализ рычажного механизма
1 Расчет сил тяжести сил инерции моментов от сил инерции и угловых
Силы тяжести звеньев:
G1 = m1*g = 18*98 = 176Н
G2 = m2*g = 40*98 = 392 Н
G4 = m4*g = 40*98 = 392 Н
G5 = m5*g = 80*98 = 784 Н
= а[pic] lСD = 2511 (160*0005) = 3138 с[pic].
Ускорения точек звеньев:
аS1 = Рs1*а = 0*01 = 0 мс[p
аS2 = Рs2*а = 184387*01 = 184387мс[p
аS4 = Рs4*а = 124505*01 = 1245 мс[p
а5 = Р5*а = 107325*01 = 107325 мс[p
Фи1 = m1*аS1 = 18*0 = 0 Н ;
Фи2 = m2*аS2 = 40*184387 = 7375 Н ;
Фи4 = m4*аS4 = 40*1245 = 498 Н ;
Фи5 = m5*аС = 80*107325 = 8586 Н .
Ми2 = JS2*2 = 1*529 = 529 Нм .
Ми4 = JS4*4 =[pic] *3138= [pic]*3138=6694Нм
Разбиваем механизм на механизм первого класса (0-1) и группы Ассура
2 Силовой расчет по группам Ассура.
Силовой расчет начинаем с наиболее удаленной от ведущего звена группы (4-
Рассчитываемую группу (4-5) строим в масштабе L = 0002 ммм. Действие
отброшенных звеньев заменяем реакциями Р34 и Р50 .
Составляем уравнение равновесия группы (4-5):
[pic][pic]+ [pic][pic]+ [pic]и4 + [pic]4 +[pic]5 + [pic]и5 + [pic]50 = 0. В
уравнении неизвестные силы Р50 Р[pic] и Р[pic]. Р[pic]найдем из
уравнения моментов составленных относительно точки D а Р50 и Р[pic]
найдем построив план сил.
G4*h2 + Mи4 + Фи4*h1 - Р[pic]*СВ = 0
Р[pic]= (G4*h2+Ми4 +Фи4*h1) СD=(392*42+6694+498*445) 160= 24182 Н
для построения плана сил группы Р = 10 Нмм тогда
Р[p Фи4 = 498 мм ; G4 = 392 мм ; G5 = 784 мм ;
Из плана сил получили что векторы Р[pic]= 2427 мм а Р50 = 2367 мм.
этих сил ровны Р[pic]= 2427 Н Р50 = 2367 Н.
Рассмотрим группу Ассура (2-3).
Действие отброшенных звеньев заменяем реакциями Р[pic] Р12 и Р30 .
Построение данной группы осуществляем в масштабе L = 0002 ммм.
Составляем уравнение равновесия группы (2-3):
[pic]+ [pic]+ [pic]+ [pic]+ [pic]= 0
В уравнении неизвестны силы [pic] и [pic]. Силу[pic]. найдем из
уравнения моментов составленного относительно точки A а[pic] найдем
Р[pic]= (2427*525- 7375*231+ 392*816 – 529) 801= 3458 Н
Р[p Ф[p G[p Р[pic]= 345 мм.
Из плана сил получаем что вектор [pic] = 9994 мм а значение этой
Производим расчет кривошипа ОА вместе с зубчатым колесом Z6.
Данную группу строим в масштабе L = 0005 ммм.
На звено 1 действуют: реакция [pic] вес G1 и неизвестные – силы
зацепления Z5-Z6 и реакция на кривошип со стороны стойки Р10.
Усилие в зацеплении колес Z5-Z6 действует по линии зацеплении под углом
0 к линии межосевого расстояния.
Уравнение равновесия в форме моментов относительно центра О вращения
а реакцию Р10 находим из плана сил 1 – Z6.
Построив план сил в масштабе [pic] находим
3 Определение уравновешивающей силы методом Н.Е. Жуковского.
В произвольном масштабе строим повернутый на 90[pic] план скоростей и в
соответствующих точках прикладываем действующие на механизм силы без
поворота. Момент от силы инерции Ми4 заменяем парой сил Р[pic]и Р[pic]
приложенных в точках С и В с соблюдением направления момента Ми4 .
Р[pic]= М[pic] l[pic] = 529 0.825 = 641 Н.
Р[pic]= Р[pic]= Ми4 lСD = 6694 08 = 8367 Н.
Составляем уравнение моментов относительно полюса плана скоростей:
-Ф[pic]*h1 - G[pic]*h2 - Ф[pic]*h3 + G[pic]*h4 + G[pic]*h5 ––Ф[pic]*h6 +
Подставляем значения и рассчитываем Р[pic].
Р[pic]= (7375*757 + 392*75 + 498*1119 - 392*1617 - 784*1314 +
86*1314 - 8367*115417 + 6694*28097) 157 = 43025 Н.
Уравновешивающий момент [pic] Нм
Расхождения: Δ = (7099 – 6895) 7099 *100% = 2.8%.
Синтез и анализ зубчатых механизмов.
1 Синтез планетарного редуктора
Основу зубчатой передачи составляет планетарный механизм с
передаточным отношением [pic]. Для проектирования планетарной передачи
примем метод сомножителей.
При остановленном водиле:
Таким образом: [pic]
при одинаковом модуле колес:
где [pic]- коэффициент пропорциональности (любое число)
Представляем число в виде сомножителей:
По формулам находим числа зубьев для каждого варианта расположения:
Из рассмотренных вариантов наименьшими габаритами обладает 3-й
вариант. При [pic] = 1 он дает:
Проверяем передаточное отношение
расхождение с требуемым [pic] %
Проверяем выполнение условия соседства:
Проверяем условие сборки
Принимаем К = 2 и условие сборки выполняется при любом П даже при П
= О что потребует минимального времени на сборку.
Определяем делительные диаметры колес:
2 План скоростей зубчатого механизма
Строим план линейных скоростей зубчатого механизма. Для этого проводим
вертикальную прямую на которую сносим характерные точки: центры вращения
колес и водила -точки [pic] мгновенный центр скоростей сателлита - точка
С ось вращения сателлита на водиле - точка А и полюс зацепления колес 1 и
- точка В и колес 5 и 6 - точка О.
В произвольном масштабе проводим горизонтальный отрезок Аа
изображающий скорость точек оси сателлита. Соединяем точку а с точками О и
С и получаем законы распределения скоростей в водиле (Оа) и в сателлите
От точки В проводим горизонтальную прямую до пересечения с прямой Са в
точке b которую соединяем с точкой О и получаем закон распределения
скоростей (Оb) в колесах 1 и 5. Продолжив прямую bО до пересечения в точке
d с горизонтальной прямой Dd получаем закон распределения скоростей [pic]в
Строим план угловых скоростей. Для этого проводим горизонтальную
прямую на которой откладываем отрезок ОН = 1600 мм изображающий в
масштабе [pic]= 20 об[pic] частоту вращения водила Н. Из точки H проводим
прямую параллельную Оа до пересечения с вертикальной прямой проведенной
через точку 0. Получаем точку p - полюс плана скоростей. Из полюса проводим
прямые параллельные законам распределения скоростей в звеньях механизма и
получаем точки 1 2 35 и 6. Расстояние этих точек от нулевой точки
определяет в масштабе частоту вращения звеньев механизма.
Теперь передаточное отношение [pic] будет определяться:
по плану линейных скоростей [pic]
по плану угловых скоростей [pic]
3 Размеры эвольвентного зацепления
Расчет эвольвентного зубчатого зацепления прямозубых колес нарезаемых
стандартным инструментом реечного типа:
Межосевое расстояние не задано. Число зубьев колес передачи:
а) Выбираем коэффициенты смещения исходного производящего контура из
условия отсутствия подрезания:[pic]
Для второго колеса коэффициент смещения выбираем исходя из рекомендации
x6 = 003 (30-z6) = 003 (30-17) = 039
б) Определяем угол зацепления:
что соответствует углу aw=255[pic].
в) Определяем коэффициент уравнительного смещения:
г) Определяем межосевое расстояние:
е) Определяем размеры колес.
делительные радиусы: [pic]
радиусы начальных окружностей: [pic]
Основные радиусы: [pic]
Радиусы окружностей вершин:
ra = m(Z 2 + X + ha* – Δу)
ra5 = 9(12 2 + 0.29 + 1 – 009) = 648мм ;
ra6 = 9(17 2+039 + 1 – 009) = 882 мм .
Радиусы окружностей впадин: rf = m(Z 2 + X – ha* – C*)
rf5 = 9(12 2 + 029 – 1 – 025) = 4536 мм ;
rf6 = 9(17 2+039 – 1 – 025) = 6876 мм .
Определяем размеры зуба:
h = m(2ha* + C* – Δy) = 9(2*1 + 025 – 009) = 1944 мм .
Можно проверить правильность расчетов: h = ra – rf
h5 = 648 – 4536 = 1944 мм ;
h6 = 862 – 6864 = 1944 мм .
Толщина зуба по дуге делительной окружности: S = m( 2 + 2X*tg α)
S5 = 9(314 2 + 2*029*tg(20)) = 1603 мм ;
S6 = 9(314 2 + 2*039*tg(20)) = 1669 мм .
Толщина зуба по дуге окружности вершин:
Sa = 2ra( (2*Z) + 2X*tg α Z + inv α – inv αa) .
Определяем значения углов αа = arccos(rв rа)
αа5 = arccos(5074 648) = 3846; αа6 = arccos(7188 882) = 3541
Sa5 = 2*648(314 (2*12) + 2*029*tg(20) 12 + 0014904 –012348 =
Sa6 = 2*882(314 (2*17) +2*039*tg(20) 17+ 0014904 – 0092963) =
Допускается Sa ≥ 025m т.е. Sa ≥ 2 .
Определяем коэффициент перекрытия:
α = (Z5 (2*))(tg α5 – tg αW) + (Z6 (2*))(tg α6 – tg αW) =
= (12 (2*314)) (tg(3846) – tg(255)) + (17 (2*314))
(tg(3541) – tg(255)) = 124 .
Допускается α ≥ 105 .
4 Построение эвольвентного зацепления.
Проводим линию равную межосевому расстоянию. Проводим окружности
вычисленных радиусов. Эвольвенты зубьев в полюсе зацепления находим
перекатыванием прямой без скольжения по основным окружностям. Эвольвенты
ограничены радиусами вершин зубьев и радиусами основных окружностей.
Затем откладываем по делительным окружностям и по окружностям вершин
зубьев толщины зубьев и определяем оси симметрии зуба после чего строим
вторые эвольвенты зубьев. Далее по угловому шагу откладываем оси симметрии
других зубьев и строим еще две пары.
Профиль ножки зуба оформляем сопряжением радиальной прямой с
На картине зацепления показываем теоретическую линию зацепления [pic]
практическую линию зацепления АВ.
По данным картины зацепления [pic]
Расхождение результатов [pic]
Кроме этого по данным картины зацепления [pic]
5 Построение графика коэффициентов удельного скольжения
На картине зацепления двух колес через точки [pic] и [pic][pic]
перпендикулярно линии зацепления проводим прямые и в произвольном месте
перпендикуляр к ним. Получаем систему координат с осями: параллельно линии
зацепления [pic] ось радиусов кривизны эвольвенты [pic] перпендикулярно
ей - ось коэффициента удельного скольжения [pic]. Ось [pic] разбиваем на
части и получаем значения радиуса кривизны эвольвенты колеса 5 и колеса 6.
где [pic]-длина теоретической линии зацепления.
Расчет коэффициентов удельного скольжения сводим в таблицу:
[pic] [pic] [pic] [pic]
Значения коэффициентов удельного скольжения откладываем в масштабе
[pic]. Полученные точки соединяем плавной кривой.
Синтез кулачкового механизма.
Кулачковый механизм с центральным поступательно движущимся толкателем.
Закон изменения ускорения толкателя - параболический.
1 Расчет передаточных функций
Для определения основных размеров и построения профиля кулачка
производим аналитический расчет перемещения выходного звена [pic] и первой
производной от перемещения выходного звена по углу поворота кулачка [pic]
На фазе опускания эти функции обратно симметричны так как законы
аналогичны а фазовые углы равны.
Значения текущего угла [pic]: [pic]
Результаты расчетов занесены в таблицу.
[pic] фаза подъема закон
2 Определение основных размеров
Задачу об определении минимального радиуса кулачка решаем графическим
методом. Построения выполняем в следующем порядке:
на вертикальной прямой берем произвольно точку (конец толкателя) и от
нее откладываем вверх перемещение толкателя в масштабе [pic]005 ммм в
соответствии с таблицей:
в каждой полученной точке проводим горизонтальные прямые на которых
откладываем отрезки равные [pic] (положительные значения в направлении
вращения кулачка); конечные точки соединяем плавной кривой; получаем
проводим касательные к диаграмме [pic] на фазе подъема и фазе опускания
под углом [pic] к вертикальной прямой до пересечения с ней. Не
пересекаемая лучами область и является областью выбора центра вращения
кулачка. Выбираем положение точки O центра вращения кулачка на линии
движения толкателя; определяем радиус основной шайбы:
3Профилирование кулачка
Строим центровой профиль кулачка методом обращения движения. Определяем
минимальный радиус кривизны профиля [pic]
Выбираем радиус ролика как минимум из соотношений:
Принимаем [pic]мм. чтобы избежать заострения профиля кулачка.
Строим рабочий профиль кулачка как эквидистанту к теоретическому
профилю отстоящую на [pic] мм от полученного центрового профиля кулачка.
4 Углы давления и скорости относительного скольжения
Значения угла давления и скорости относительного скольжения для
каждого значения [pic] из фазы удаления определяем по формулам:
Значения [pic]откладываем в масштабе [pic]градмм значения углов
давления [pic] [pic] градмм значения скорости относительного скольжения
№ пол [pic]град. [pic]мм. [pic] мм [pic] [pic] мс
В курсовом проекте выполнено: структурный анализ рычажного механизма
по Ассуру; построены план положений механизма и план скоростей в заданном
положении; силовой анализ рычажного механизма в заданном положении с
определением реакций во всех кинематических парах и уравновешивающей силы
для чего построен план ускорений вычислены силы инерции; произведена
оценка точности расчетов построением рычага Жуковского; подобраны числа
зубьев планетарного редуктора:
построены планы линейных и угловых скоростей зубчатого механизма;
подобраны коэффициенты смещения режущего инструмента при изготовлении
зубчатых колес: рассчитано эволъвентное зацепление пары цилиндрических
зубчатых колес внешнего зацепления; построена картина эвольвентного
зацепления: определены качественные показатели зацепления аналитическим и
графическим способами; построена диаграмма коэффициентов удельного
спроектирован кулачковый механизм для осуществления подачи материала для
чего определены основные размеры механизма по заданным условиям работы;
построены теоретический и рабочий профили кулачка; построены графики
изменения угла давления и относительной скорости скольжения.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ.
Курсовое проектирование по теории механизмов и машин Под ред.
Г.Н.Девойно - Мн.: Вышэйшая школа. 1986.
Теория механизмов и машин. Под ред. К.В.Фролова - М.; Высшая школа.
Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине
Теория механизмов машин и манипуляторов". Составитель Коренский В.Ф..
Курсовой проект по ТММиМ

ТММ ПРЕСС-АВТОМАТ (часть 2).doc

[pic] – средняя угловая скорость главного вала пресса т. е. кривошипа AO.
Таким образом получаем:
Рис. 2.8. Диаграмма энергомасс и её параметры.
Проводим касательные к диаграмме под полученными углами [pic] и [pic].
Находим отрезки пересечения касательных с осью [pic]:[pic] и [pic]. Отрезки
используем для определения координаты O начала системы [pic].
Записываем уравнения касательных как прямых проходящих в известных
направлениях и известно пересекающих ось [pic]:
Эти уравнения решаем совместно вычитая второе уравнение из первого.
Подстановкой значения x в первое уравнение получаем:
Находим параметры дополнительно вводимой массы – маховика.
Из рисунка 2.8 видно: чтобы перейти от системы координат [pic] к системе
[pic] из начала которой (точка O) диаграмма энергомасс видна под углами
[pic] и [pic] необходимо к переменной части момента инерции пресса
прибавить постоянную часть:
Часть этого момента инерции в виде приведённого момента ротора
электродвигателя и планетарной передачи в проектируемой схеме вытяжного
Вводим её в виде дополнительной маховой массы – махового колеса. Принимая
диаметр этого колеса [pic] получаем массу обода:
Большой вес и габариты маховика обуславливают необходимость переноса его
на более быстроходный вал.
При оборудовании маховика на валу электродвигателя момент инерции
При радиусе обода например [pic] его масса окажется равной:
Такой маховик сможет запасать кинетическую энергию не менее чем:
4.3. Определение расхода материалов и энергии при запуске.
Из рисунка 2.8 видно что максимальная энергия пресса запасаемая
звеньями при его запуске составляет:
Это соответствует подводимой энергии из сети:
В заключение найдём ориентировочную массу пресса.
На основании таблицы 2.6 ориентировочная масса подвижных звеньев:
С учётом масс двигателя соединительных валов и деталей (принимаем
[pic]) станины (принимаем [pic]) ориентировочная масса пресса окажется
приблизительно равной:
Ориентировочно массу пресса оцениваем как [pic].
Исследование схемы вытяжного пресса.
1. Определение закона установившегося движения
главного вала пресса.
Обобщённая координата – угол поворота кривошипа OA а обобщённая скорость
– угловая скорость этого кривошипа. При установившемся движении пресса его
обобщённую скорость определяем из выражения кинетической энергии:
где кинетическая энергия звеньев пресса:
приведённый момент инерции звеньев пресса:
Ранее определены постоянные:
Переменные величины [pic] и [pic] в каждом положении пресса берём из
таблицы 2.8. Результаты вычислений заносим в таблицу 3.1.
Номер [pic] [pic] [pic] [pic] [pic] [pic]
С помощью таблицы 3.1 проверяем достоверность определения параметров
Эти значения приблизительно соответствуют принятым значениям:
По данным таблицы 3.1 строим график обобщённой скорости в функции его
обобщённой координаты [pic] в пределах одного цикла установившегося
движения т. е. когда [pic].
С помощью этого графика можем определить угловое ускорение кривошипа в
том или ином его положении как:
где [pic] и [pic] – приращения координат по осям [pic] и [pic]
соответственно в мм;
[pic] – угол наклона касательной к графику [pic] в рассматриваемой
В рассматриваемом 9-м положении пресса по полученной формуле находим
2. Определение реакций в кинематических парах.
Для определения реакций в кинематических парах пресса воспользуемся
методом кинетостатики (принцип Даламбера) согласно которому 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 равна нулю т. е. [pic]. Отсоединение указанных цепей
от машины ведут от рабочего звена последовательно приближаясь к валу
приводного электродвигателя расчёт которого ведут последним.
2.1. Определение ускорений.
Чтобы воспользоваться принципом Даламбера необходимо найти ускорения
центров масс и угловые ускорения звеньев. В расчётном 9-м положении
рассматриваемой кинематической цепи при установившемся режиме движения
пресса из таблицы 3.1 находим:
Далее для шестизвенного рычажного механизма OABCDE (рис. 2.7) на листе 2
строим план ускорений.
По теореме о вращательном движении кривошипа OA ускорение точки A:
Нормальная составляющая ускорения:
В масштабе построения плана ускорений [pic] изображаем [pic] в виде
Направлен вектор [pic] от точки A кривошипа OA к центру его вращения O.
Тангенциальная составляющая ускорения:
Изображаем тангенциальную составляющую ускорения [pic] в виде вектора
Направление вектора [pic] выбрано в соответствии с ускорением [pic]
перпендикулярно звену OA.
В соответствии с теоремой о плоском движении точки B в системе звена AB и
движении этой точки в системе кривошипа BC имеем систему векторных
На чертеже откладываем в векторах [pic] и [pic]:
Направлены они соответственно от точки B к точке A и от точки B к
точке C. В точке пересечения этих векторов находим точку b а вектор [pic]
– вектор ускорения точки B.
Ускорение точки D находим по теореме о подобии строя [pic] подобный
[pic]с одинаковым направлением обхода вершин при обходе их по часовой
Ускорение точки E найдём по уравнению:
Вектор изображающий ускорение [pic] имеет длину:
Направлен вектор [pic] от точки E к точке D.
Построенный план ускорений используем для определения ускорений центров
масс и угловых ускорений звеньев:
2.2. Расчёт сил инерции.
Имея ускорения находим силы инерции:
Моменты сил инерции:
где [pic] – момент инерции относительно оси вращения O масс связанных
между собой – кривошипа AO зубчатого колеса [pic] и кулачка значения
моментов инерции которых взяты из таблицы 2.8.
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
механизма составляет:
К кривошипу OA прикладываем уравновешивающую силу действующую на колесо
[pic] со стороны отбрасываемого колеса [pic] по линии зацепления зубьев
колёс составляющей угол [pic] с линией их межосевого расстояния.
Для определения реакций в кинематических парах разбиваем несущий
механизм пресса на структурные группы: два последних звена 4 и 5 группу
звеньев 2 и 3 кривошип OA с зубчатым колесом и кулачком.
Для определения модулей неизвестных реакций строим план сил:
Выбираем масштаб построения плана сил [pic].
Составляем уравнение равновесия:
Замеряем плечи на чертеже выполненном в масштабе [pic]. Получаем:
Неизвестные силы определяем из плана сил умножая соответствующие отрезки
Рассматриваем группу состоящую из звеньев 2 и 3. Для того чтобы
определить неизвестные силы [pic] и [pic] разложим эти силы на
составляющие и составим уравнение равновесия в форме моментов для каждого
На чертеже плечи сил равны:
Для звена 2 уравнение моментов будет:
Из плана сил определяем:
Далее рассматриваем кривошип OA вместе с зубчатым колесом [pic] и
кулачком. Усилие в зацеплении колёс [pic] действует под углом [pic] к
касательной делительных окружностей этих колёс – в полюсе зацепления.
Условие равновесия в форме моментов относительно центра O вращения вала
3. Определение мгновенного КПД. Оценка интенсивности износа
Мгновенный КПД рассмотренного шестизвенника находим по формуле:
где [pic] – мгновенная (в рассматриваемом положении механизма) мощность
сил трения в кинематических парах O A B C D E45 (вращательная
кинематическая пара) E50 (поступательная кинематическая пара).
Предполагаем что вращательные кинематические пары выполнены как цилиндр
в цилиндре с радиусом сопрягаемой поверхности [pic] а материалы трущихся
поверхностей выбраны так что коэффициент трения составляет [pic]
(например сталь по стали при отсутствии смазки).
Тогда мгновенные мощности во вращательных кинематических парах можно
В поступательных кинематических парах:
[pic] – относительная скорость.
Судя по мощности наибольшему износу в данном положении механизма
подвергается поступательная кинематическая пара E50.
В рассматриваемом положении механизма полезная сила [pic] и её мощность
также равна нулю. Поэтому в рассматриваемом 9-м положении КПД равен нулю
Краткие выводы и результаты.
Выполнено первое приближение проекта пресса получены ориентировочные
технико-экономические показатели которые подлежат защите и утверждению.
Эти показатели сводятся к следующим:
Производительность пресса (издчас) 900
Средняя скорость прямого хода (ммин) 5
Ход пуансона (м) 042
Максимальное технологическое усилие (кН) 14
Потребляемая энергия ([pic]) [pic]
Запасаемая энергия ([pic]) [pic]
Ориентировочная масса (кг) 510
Список использованных литературных источников.
Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине ТММиМ
для студентов специальностей Т0301 Т0302 дневной и заочной формы обучения
Коренский В. Ф. 1995.
А. Э. Кравчик М. М. Шлаф В. И. Афонин Е. А. Соболенская Асинхронные
двигатели серии 4А М.: Энергоиздат 1982.
Курсовое проектирование по теории механизмов и машин. Под редакцией Г.
Н. Девойно М.: Высшая школа 1986.
Технико-экономическое обоснование выбора схемы вытяжного
пресса-автомата с выровненным ходом
2. Пояснения к выбору структуры пресса
3. Оценка энергопотребления проектируемого пресса-автомата
Определение параметров схемы вытяжного пресса-автомата
1.1. Выбор электродвигателя и вида понижающей передачи
1.2. Синтез зубчатых колёс
2. Выбор и синтез несущего механизма
3. Синтез кулачкового механизма
4. Динамический синтез вытяжного пресса-автомата
4.1. Расчёт масс и моментов инерции звеньев механизма
4.2. Расчёт приведённых моментов инерции
4.3. Определение расхода материалов и энергии при запуске
Исследование схемы вытяжного пресса
1. Определение закона установившегося движения главного вала пресса
2. Определение реакций в кинематических парах
2.1. Определение ускорений
2.2. Расчёт сил инерции
2.3. Определение реакций в кинематических парах
Краткие выводы и результаты
Список использованных литературных источников
Министерство образования Республики Беларусь
Полоцкий государственный университет
Кафедра теоретической механики
по теории механизмов машин и манипуляторов на тему:
«Разработка основы технического предложения
на вытяжной пресс-автомат с выровненным ходом»
РАСЧЁТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
к курсовому проекту по теории механизмов
машин и манипуляторов на тему:

Первый лист (2).cdw

1. Электродвигатель 4А80A8У3 N
Рабочий орган (пуансон)
Механизм выталкивания детали ( кулачковый механизм )
Синтез рычажного механизма
Диаграмма энергомасс
н о м е р а п о л о ж е н и й
Графики изменения работы сил
Синтез планетарного редуктора
холодного выдавливания
Блок - схема пресса - автомата для холодного выдавливания
Графики изменения силы сопротивления и движущего момента

Титульник.doc

Министерство образования Республики Беларусь
Полоцкий государственный университет
по теории механизмов машин и манипуляторов на тему:
«Синтез и анализ механизмов
Кинематический анализ рычажного механизма 5
1 Построение плана положения механизма 5
2 Выбор электродвигателя 5
3 Построение плана скоростей 6
4 Построение плана ускорений 7
Силовой анализ рычажного механизма 10
1 Расчет сил тяжести сил инерции моментов от сил 10
инерции и угловых ускорений.
2 Силовой расчет по группам Ассура. 10
3 Определение уравновешивающей силы методом Н.Е. Жуковского. 12
Синтез и анализ зубчатых механизмов 14
1 Синтез планетарного редуктора 14
2 План скоростей зубчатого механизма 16
3 Размеры эвольвентного зацепления 17
4 Построение эвольвентного зацепления 21
5 Построение графиков удельного скольжения 22
Синтез кулачкового механизма 23
1 Расчет передаточных функций 23
2 Определение основных размеров 24
3 Профилирование кулачка 25
4 Углы давления и скорости относительного скольжения 25
Список использованной литературы 28
Расчетно-пояснительная
Курсовая проект по ТММиМ

КОРЕНЬ.cdw

Расчетное положение механизма
График обобщенной скорости пресса
Схема внешней и инерционной нагрузок

Лист 2 (6).cdw

КП.ТММ и М. 23.1.002
Синтез зубчатого и кулачкового
Картина эвольвентного
Диаграмма изменения коэффициентов удельного скольжения
Картина эвольвентного зацепления М 5 : 1
Синтез кулачкового механизма

Окончательно.doc

Министерство образования Республики Беларусь
УО «Полоцкий государственный университет»
Кафедра теоретической механики
«Разработать основы технического предложения на пресс-автомат для холодного
Технико-экономическое обоснование выбора схемы пресс-автомата для
холодного выдавливания
Определение параметров схемы пресс-автомата
Исследование схемы пресс-автомата для холодного выдавливания
Краткие выводы и результаты
Курс теории механизмов и машин рассматривающий общие методы
исследования и проектирования механизмов и машин входит в общетехнический
цикл дисциплин формирующих знания инженеров по конструированию
изготовлению и эксплуатации машин.
Общие методы синтеза механизмов дают возможность конструктору не
только находить параметры механизмов по заданным кинематическим и
динамическим свойствам но и определить их относительные сочетания с учетом
многих дополнительных условий.
Большое значение имеет курс и для подготовки инжененров-механиков по
технологии изготовления и эксплуатации машин т.к. знание видов механизмов
и их кинематических и динамических свойств необходимо для понимания
принципов работы отдельных механизмов и их взаимодействия в машине.
В машиностроении широко используется изготовление изделий
прессованием. При массовом производстве для этого используются прессы-
автоматы. Холодное выдавливание – один из видов прессования.
Выполнение студентом курсового проекта служит для приобретения
навыков выбора функциональных механизмов обеспечивающих работу задаваемой
проектом машины освоения методов геометрического и динамического синтеза
механизмов оценки и анализа принятых решений.
Технико-экономическое обоснование выбора схемы
пресс-автомата для холодного выдавливания.
1. Описание прототипа.
Пресс-автомат предназначен для получения изделий методом
выдавливания. Деформация заготовки осуществляется пуансоном 18
установленным на ползуне 5 кривошипно-коленного механизма состоящего из
звеньев 1 – 2 – 3 – 4 – 5. Кривошип 1 приводится во вращение
электродвигателем 6 через планетарную передачу Z1 – Z2 – Z3 – H
зубчатые колеса Z4 и Z5. Из бункера 16 заготовки по лотку 17 поступают в
механизм подачи включающий кулачок 13 шибер 15 с роликом 14. Шибер
подает заготовку в штамповую зону затем пуансон 18 заталкивает ее в
матрицу 19. Готовое изделие выталкивается из матрицы выталкивателем 11
движение которого обеспечивается кулачком 7 установленным на валу
кривошипа 1 посредством ролика 8 толкателя 9 и рычага 10.
2. Пояснения к выбору структуры пресс-автомата.
Структуру пресса – прототипа принимаем за основу. В состав пресса
включаем источник движения – нерегулируемый электродвигатель 1 (рис.
2.) несущий механизм 2 который обеспечивает 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 кулачковый механизм 5 выталкивателя
Для снижения тепловых потерь электродвигателя 1 и в конечном
счете для повышения к.п.д. агрегата в состав пресса при необходимости
будет введена дополнительная маховая масса в виде махового колеса 7.
Основное его назначение – защитить приводной электродвигатель 1 от
В результате получаем предварительную блок-схему пресса которую
далее принимаем за основу.
Рис. 1.2. Предварительная блок-схема
Электродвигатель приводной
Рабочий орган (пуансон)
Механизм выталкивания готовой детали
3. Оценка энергопотребления проектируемого пресса.
Рассматриваемый пресс относится к технологическим машинам и основной
расход энергии приходится на стадию установившегося движения.
За один полный цикл установившегося движения работа двигателя (Адв)
расходуется на преодоление сил полезного ( Апс ) и вредного ( Авс )
поскольку работа других сил – потенциальных (веса упругости) и сил
инерции за цикл установившегося движения равна нулю. Работу сил трения (
Атр = Авс ) учитываем с помощью к.п.д. ( ( ). Тогда за цикл
Работу полезных сил (Апс) определяем как:
График полезных сил от перемещения рабочего звена (пуансона) имеет
Находим площадь охватываемую этим графиком и эту площадь приравниваем к
работе полезных сил (по заданию Fma Smax = H = 0.1 м.):
Передаточный механизм от вала двигателя 1 (рис. 1.2.) к рабочему
органу – пуансону 3 включает зубчатый 4 и несущий рычажный 2
механизмы. Поэтому его к.п.д.:
где [pic] цикловые к.п.д. зубчатого и рычажного механизмов.
По аналогу зубчатый механизм включает планетарную и простую
компенсирующую передачу его к.п.д. ориентировочно оцениваем как
Тогда искомый к.п.д. передаточного механизма:
и работа двигателя за цикл движения составит:
При этом затраты энергии на обработку составляют:
Q = Адв . 60-2 =2.16 . 60 -2 = 0.0006
а потребление ее из сети достигает
где (дв = 0.92 – к.п.д. современных асинхронных электродвигателей.
определение параметров схемы пресс -автомата.
Привод служит источником механических движений звеньев пресса причем
эти движения должны находиться в полном соответствии с заданной
производительностью. В рассматриваемом агрегате привод включает
нерегулируемый короткозамкнутый асинхронный электродвигатель 1 и зубчатую
передачу 4 (рис.1.2.) согласующую обороты электродвигателя с оборотами
кривошипа несущего механизма. Цикл обработки (один ход пуансона)
соответствует одному обороту кривошипа несущего механизма.
Частота вращения кривошипа составляет:
а продолжительность цикла:
При этом цикловая мощность приводного электродвигателя не должна быть
По этой мощности и величине nкр производим синтез элементов привода
1.1. Выбор электродвигателя и вида понижающей передачи.
Из каталога электродвигателей серии 4А выписываем параметры
электродвигателя с ближайшей большей мощностью по сравнению с Nдв =0.27
кВт. 4А80А8У3: N=037кВт nnom=675 обмин
Производим разбивку общего передаточного отношения следующим образом:
1.2. Синтез зубчатых механизмов.
Планетарный механизм с передаточным отношением
Открытая зубчатая передача Z4 – Z5 имеет передаточное отношение
Синтез (подбор чисел зубьев) планетарной ступени производим на
основе следующих четырех условий:
Условия выполнения требуемого передаточного отношения:[pic]
Условие правильности зацепления по которому Zmin ( 17.
Принимая Z1 = 20 получаем
откуда Z2 = 0.5(Z3 – Z1) = 0.5( 280 –20 ) =130
По условию правильности зацепления:
Z3 – Z2 = 280 –130 =150 ( 8
Принимаем число сателлитов К = 2
Проверяем возможность сборки полученного механизма
где К - число сателлитов
Это равенство выполняется при П=0 что является наилучшим вариантом для
сборки (не осложняет процесс равноудаленной установки сателлитов).
Окончательно принимаем для планетарного механизма:
Z1 = 20; Z2 =130; Z3 =280; K=2.
Приняв Z4 = 18 найдем Z5 = 17.6 =102
Модуль зубчатых колес планетарного редуктора определяем по
максимальному моменту в зубчатом механизме который имеет место на выходном
его валу (на валу - водила). Момент на этом валу[pic]
где номинальная угловая скорость двигателя
Ближайший больший модуль первого ряда по СТ СЭВ 310-76 m = 2 мм.
Модуль зубчатых колес уравнительной передачи рассчитываем по моменту
Принимаем m1 = 5 мм. учитывая повышенный износ при работе без смазки
открытой уравнительной передачи.
Определяем делительные диаметры колес:
d5 = 5 . 102 =510 мм
dH ( d1 + 2d2 2 = 40 +260 = 300 мм.
2. Выбор и синтез несущего механизма.
Несущий механизм связан с рабочим органом и должен обеспечивать ему
возвратно-поступательное движение.
Коэффициент производительности машины принимаем в пределах рекомендуемых
для шарнирного четырехзвенника.
Угол поворота кривошипа при рабочем ходе (рх = 199 град.
Угол перекрытия ( = 199 – 180 = 19 град.
По алгоритму поиска оптимального (по углу давления () шарнирного
четырехзвенника с заданным углом перекрытия ( определяем относительные
размеры звеньев механизма:
Из таблицы для ( = 19 град. выбираем четырехзвенник у которого
Выписываем значения ( = 10( (( = 39( и номер расчетной точки
Находим размеры звеньев четырехзвенника
Уточняем углы давления
(max = arcsin( A+B )=
arcsin(0.333+0.366)=44.3(
B)=arcsin(0.333 – 0.366)= ( 1.89(
Действительные размеры звеньев определятся после расчета размеров
звеньев присоединенной группы преобразующих колебательное движение
коромысла ВС в поступательное движение ползуна D
Из рис.2.3. имеем (с учетом прототипа у которого [pic]) :
Остальные размеры шарнирного четырехзвенника (коэффициент)
lOC = 1.748 . 0.709 =1.24 м.
lAB = 0.775 . 0.709 = 0.55 м.
lOA = 0.304 . 0.709 = 0.22 м.
Координаты точки С по отношению к точке О (центр
вращения кривошипа):
По теореме косинусов [pic]
Полученные размеры используем при построении плана положений несущего
План положений строим для:
Проверки результатов синтеза удовлетворения исходных данных ( ( (max и
др. ) определения необходимого объема в машине.
Построения циклограммы работы пресса и т.п.
Выбираем масштаб (l = 0.005 м мм размеры на чертеже изображаем в
отрезках ОА = 44 мм; АВ = 110 мм; ВС =266 мм; ОС=248 мм; ВD = 266 мм;
Построения проводим с помощью метода засечек начиная от входного
3. Синтез механизма выталкивателя готовой детали.
Во время холостого хода пуансона происходит выталкивание готовой
детали при помощи кулачкового механизма.
В соответствии с прототипом кулачковый механизм с поступательно
движущимся центральным толкателем (линия движения толкателя проходит через
центр вращения кулачка). Привод кулачка осуществляется через коническую
передачу с одинаковыми колесами для обеспечения угловой скорости кулачка
равной угловой скорости кривошипа.
Законы движения толкателя не заданы.
Выбираем параболический закон на фазе удаления и синусоидальный на
фазе возвращения как у большинства заданий прототипа.
3.1 Синтез кулачкового механизма.
Начало движения выталкивателя соответствует положению 6 рычажного
механизма когда пуансон начинает обратное движение (холостой ход).
По заданию фазовый угол удаления (у =45(; фазовый угол дальнего
выстоя (дв = 12(; фазовый угол возвращения (в = 45(.
Принимаем максимальное перемещение толкателя h = 0.2Н = 32 мм
Определяем функции положения толкателя кулачкового механизма и
передаточных кинематических функций 1-го и 2-го порядка по следующим
а) на фазе возвращения:
б) на фазе удаления:
Разбиваем (у и (в на 6 равных частей и производим расчет.
№ пп у Фаза удаления
Закон параболический
№ пп в Фаза возвращения
Закон синусоидальный
Задачу об определении минимального радиуса кулачка и профилировании
кулачка по методу обращения движения решаем графическим методом. Выбираем
радиус кулачка 90 мм
Выбираем радиус ролика как минимум из соотношений:
rp = 0.4Rmin = 0.4 . 90 = 36 мм.
rp = 0.8(min = 0.8 .45 = 36 мм.
Принимаем rp = 36 мм. а рабочий профиль кулачка строим как
эквидистанту к теоретическому профилю отстоящую на rp = 36 мм от
полученного теоретического профиля кулачка.
Замеряем угол установки кулачка относительно кривошипа ОА
4. Динамический синтез пресс-автомата для холодного
(расчет ориентировочной его массы и энергии при запуске).
Динамический синтез пресса проводим с целью повышения его общего
к.п.д. путем снижения теплового излучения обмоток приводного
электродвигателя при неравномерном вращении ротора внутри цикла.
Задачу решаем подбором и перераспределением масс звеньев введением
при необходимости дополнительной маховой массы с постоянным моментом
инерции в виде маховика. Предварительно анализируем инертные свойства
имеющихся механизмов.
4.1. Расчет масс и моментов инерции звеньев.
Инертные свойства звеньев характеризуют показатели массы (при
поступательном движении) и момент инерции при вращательном.
В первом приближении принимаем что по длине рычагов массы
распределены равномерно что интенсивность распределения q = 30 кгм и
что зубчатые колеса – сплошные диски с шириной bk зависящей от
межосевого расстояния aw как
где (а = 0.2 ( 0.5 представляет собой коэффициент ширины зуба. При этом
центры масс рычагов располагаются по их серединам (у кривошипа в центре
вращения – по прототипу) массы определяются как
моменты инерции звеньев относительно их центров масс находятся как
а относительно оси вращения (для вращающихся звеньев) как
Массы зубчатых колес определяем через делительные диаметры и
межосевые расстояния аw по формуле
которая при плотности материала ( = 7.8 103 кгм3 (сталь чугун) и
принятом (а = 0.25 для облегчения вычислений предварительно приведена к
mj = 1.53 . 103 . aw . d2
Моменты инерции колес относительно оси вращения определяем через их
массу и делительный диаметр как для однородных дисков:
Результаты расчетов заносим в табл. 2.2.
наименованиеобозн.длина масса момент инерции момент инерции
звена звена рычага относительно относительно
диаметр кг оси вращения центра масс
кривошип ОА 0.22 m1 = 6.6 J1= 0.106 JS1= 0.027
шатун АВ 0.55 m2 = 16.5 JS2= 0.416
коромысло СВ 133 m3 = 39.9 J3= 23.53
шатун ВD 133 m4 = 39.9 JS4= 5.88
зубчатые Z1 0.04 mz1 = Jz1= 0000074
колеса Z2 0.26 0.37 Jz2= 0131
Z4 0.085 mz2 = 15.51Jz4= 0003
Z5 0.51 mz4 = 3.29 Jz5= 385
ползун Зв. 5 - m5 =
водило Н 0.3 mн = Jн = 0233
кулачок - - mк = Jk = 00082
ротор - - Jр = 00016
Оценку динамических характеристик прочих деталей пресса производим
Массу пуансона вместе с перемещающим его ползуном оцениваем
m5 = 3 m3 = 3 .399 = 1197 кг.
Массу водила Н планетарной ступени редуктора находим с помощью
где ширину водила принимаем равной двойной толщине одного колеса
смонтированного на нем сателлита Z2 т.е.
С учетом этого [pic]
а момент инерции (как сплошного диска)
Массу кулачка и его момент инерции оцениваем по среднему его
и ширине которую задаем как
bk = 0.2 . Dср = 0.2 . 2 . 70 =28 мм.
Массу толкателя кулачкового механизма принимаем mкор = 5 кг.
Момент инерции ротора электродвигателя определяем по маховому
mp[pic] = 0.0129 кгм2
4.2. Расчет приведенных моментов инерции.
Приведенный к звену момент инерции масс звеньев механизма вычисляется
как сумма произведений масс этих звеньев и их моментов инерции на квадраты
передаточных функций в движениях этих звеньев относительно звена
Приведенный к валу кривошипа главный момент инерции масс пресса
представляется в виде суммы приведенных моментов инерции следующих четырех
Ротора приводного электродвигателя
Jр.пр = Jр . U[pic] = 00016 . 902
где Jпл – приведенный к валу водила момент инерции планетарного
Jпл = 0.233 + 0.000074 . 15 +2(15.51 . 0.152 + 0.131 .
Jпер.пр = (1.281 + 0.003)62 +3.85 = 50.074 кгм2
Приведенного к валу кривошипа момента инерции кулачкового
Указанный момент влияет на движение пресса лишь в периоды движения
толкателя кулачкового механизма – на фазах удаления и возвращения.
Jк.пр. = Jк + JТ.ПР.
Причем на концах этих фаз JТ.пр=0 так как передаточная функция [pic]
от толкателя к кулачку т.е. к валу кривошипа ОА при этом равна нулю.
Максимальное значение JТ.ПР приобретает когда [pic] для толкателя
в положениях (у =225( и (в =225( .
Jк.пр = Jк + mT[pic]
Для фазы удаления JК.ПР = 0.0082 + 5 . 0.0611462 =0.0269 кгм2
Для фазы возвращения JК.ПР = 0.0082 + 5 . 0.0815292 =0.0414 кгм2
а во всех остальных положениях механизма Jк.пр = Jк = 0.0082 кгм2
Приведенного к валу входного кривошипа ОА момента инерции несущего
механизма (рис. 2.4.)
Рис. 2.4.Схема несущего рычажного шестизвенника.
Ранее получены размеры звеньев массы и моменты инерции:
lOA = 0.22 м lOS1 = 0 m1 = 6.6 кг
lAB = 0.55 м lAS2 = 0.275 м m2 = 16.5 кг
lCВ = 1.33 м lCS3 = 0.665 м m3 = 39.9 кг
lВD = 1.33 м lDS4 = 0.665 м m4 = 39.9 кг
В соответствии с ([4] стр. 44-45) для шарнирного четырехзвенника
где [pic]0.222 + 1.242 = 1.586 м2.
[pic] 2 . 0.22 . 1.24 = 0.546 м2.
[pic] 0.552 + 1.332 – 1.586 = 0.4854 м2.
[pic] 2 . 0.55 . 1.33 = 1.463 м2.
Для присоединенной группы звеньев 4 – 5 ([1] стр. 86) имеем:
В проекциях на оси X и Y получаем (рис. 2.6.):
откуда дифференцируя по времени получаем:
Из уравнений для координат точки S4 после дифференцирования получаем:
Требуемые передаточные функции:
Расчеты передаточных функций сводим в таблицу 2.6.
пол. град. град. град. град. град. м.
Продолжение табл. 2.3.
№ 31 41 Vs21 Vs31 Vs41 V51
Данные таблицы 2.3. в одном из положений механизма проверяем при
помощи планов положений и скоростей на втором листе курсового проекта.
Результаты расчетов приведенных к валу кривошипа О моментов инерции
сводим в таблицу 2.4.
Пол. Обоб- Работа сил Приращ. Момент инерции
криво- щен. дви- сопро- кинетич.
шипа коорд. жущих тивл. энергии
Jр.пр. Jпер.пр. Jк.пр. Jнес.пр.
град. кDж. кDж. кDж.
С помощью таблицы 3.1. проверяем достоверность определения параметров
что приблизительно соответствует принятым их значениям (ср =0.785 с-1 (
По данным табл.3.1. строим график обобщенной скорости пресса в
функции его обобщенной координаты ( (1 = f((1) ) в пределах одного цикла
установившегося движения 0 ( (1 ( 2(. С помощью этого графика можно
определить угловое ускорение кривошипа ОА в любом его положении:
где (Y и (Х – приращения координат по осям (1 и (1 (( и (( -
масштабы этих осей ( - угол касательной к построенной кривой (1 = f(() с
положительным направлением оси ( при выбранном значении обобщенной
2. Определение реакций в кинематических парах пресса.
Для определения реакций в кинематических парах используем
кинетостатический метод 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 (структурным группам) степень подвижности которых W
Расчет производим в 4 – ом положении пресса когда на пуансон (звено
) действует максимальная сила сопротивления 40 кН.
Отсоединяем от пресса кинематическую цепь шестизвенного несущего
механизма включающую кривошип ОА и три статически определимые
кинематические цепи – структурные группы:
а) ползун 5 и шатун 4 (ВD) (структурная группа Ассура);
б) коромысло 3 (СВ) и шатун 2 (АВ) (структурная группа Ассура);
в) кривошип ОА вместе с насаженным на его вал зубчатым колесом 5
(одно звено две низших и высшая кинематические пары также имеет степень
подвижности равную нулю и потому также является структурной группой).
Наличие кулачка сблокированного с кривошипом ОА в расчет не принимаем
поскольку силовой расчет кулачкового механизма не производим.
2.1. Определение ускорений.
Чтобы воспользоваться принципом Даламбера необходимо найти
ускорения центров масс и угловые ускорения звеньев. Эту задачу решаем путем
построения плана ускорений.
В расчетном 4-ом положении рассматриваемой кинематической цепи при
установившемся режиме движения пресса из табл.3.1. находим:
а с помощью графика (1 = f ((10) определяем:
Знак " – " указывает на то что (1 и (1 направлены противоположно.
Для определения сил инерции звеньев шестизвенника ОАВСD строим для
него план ускорений начиная от входного звена ОА.
По теореме о вращательном движении кривошипа ОА ускорение точки А:
где нормальная составляющая ускорения
[pic]0.7692 . 0.22 = 0.13 м.с2
в масштабе построения
на чертеже отложена в векторе [pic] с модулем (n1 =130 мм в направлении
[pic]0.014 . 0.22 = 0.003 мс2
отложена в векторе [pic] с модулем n1a =3 мм в соответствии с
направлением углового ускорения (1 перпендикулярно вектору [pic].
По теореме о плоском движении точки В в системе шатуна АВ и движении
этой точки в системе коромысла ВС имеем векторное равенство
Чтобы решить это уравнение определяем нормальные составляющие
Из таблицы 2.3. выписываем значения передаточных функций
[pic]0.805 [pic]0.444
находим при (1 = 0.769 с-1
(2 = 0.769 . 0.805 = 0.62 с-1
(3 = 0.769 . 0.444 = 0.34 с-1
[pic]0.622 . 0.55 = 0.21 мс2
[pic]0.342 . 1.33 = 0.154 мс2
Отрезки изображающие эти ускорения в масштабе плана ускорений имеют
После графического решения уравнения имеем: (b = сb = 19285 мм
Находим положение точек S2 (AS2 = BS2) и S3 (CS3 = BS3)
[pic] 122.47 мм (замеряем на чертеже)
Ускорения центров масс и угловые ускорения звеньев
[pic]122.47 . 0.001 = 0.122 мс2
[pic]96.43 . 0.001 = 0.096 мс2
По теореме о плоском движении точки D в системе шатуна BD и движения
этой точки как принадлежащей ползуну 5 имеем векторное равенство
Аналогично предыдущему
[pic] где из табл.2.6. [pic]0.244
(4 =0.769 . 0.244 = 0.188 с-1
[pic]0.1882 . 1.33 = 0.047 мс2
Отрезок изображающий это ускорение на чертеже в масштабе плана ускорений
имеет величину [pic]
После графического решения уравнения с чертежа имеем
[pic] (так как BS4 =
aS4 = (s4 . (a = 175.33 . 0.001 = 0.176 мс2
aS5 = (s5 . (a = 18204 . 0.001 = 0.182 мс2
2.2. Расчет сил инерции.
Имея ускорения находим силы инерции:
ФИ1 = m1 . aS1 = 6.6 . 0 = 0
ФИ2 = m2 . aS2 = 16.5 . 0.122 = 2.013 H.
ФИ3 = m3 . aS3 = 39.9 . 0.096 = 3.83 H.
ФИ4 = m4 . aS4 = 39.9 . 0.176 =7.02 H.
ФИ5 = m5 .aS5 = 1197 . 0.182 =21.79 H.
MИ1 = (JO1 + JK + JZ5) . (1 = (0.106 + 0.0082 + 3.85) . 0.0014 =
МИ2 = JS2 . (2 = 0.416 . 0.12 = 0.05 Нм
МИ3 = JS3 . (3 = 23.53 . 0.087 = 2.05 Hм
МИ4 = JS4 . (4 = 5.88 . 0.093 =0.55 Нм
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 Gi =
G1 = 66 . 9.8 = 64.7
G2 = 16.5 . 9.8 = 161.7
G3 = 39.9 . 9.8 = 391
G4 = 39.9 . 9.8 = 391
G5 = 119.7 . 9.8 = 1173.1
Gk = 3.36 . 9.8 = 32.93
GZ5= 118.4 . 9.8 = 1160.3
К рабочему органу (звено 5) прикладываем силу полезного сопротивления
которая в соответствии с графиком полезных нагрузок в рассматриваемом
положении механизма составляет:
К кривошипу ОА прикладываем " уравновешивающую силу" – действующую
на колесо Z5 cо стороны отбрасываемого колеса Z4 по линии зацепления
зубьев колес составляющей угол 70о с линией их межосевого расстояния.
Для определения реакций в кинематических парах разбиваем
передаточный механизм пресса на структурные группы. Отделяем от механизма
два последних звена 4 и 5 (структурная группа Ассура) а действие
отброшенных звеньев заменяем реакциями. На звено 5 со стороны стойки
действует реакция Р05 а на звено 4 – реакция со стороны коромысла 3
[pic] . Направлены реакции:
Для определения модулей неизвестных реакций строим многоугольник
Из уравнения равновесия звена 4 в форме моментов относительно шарнира F
Выбрав масштаб построения
неизвестные [pic] определяем из плана умножая соответствующие им
отрезки на величину (Р. Получаем
Р05 = 29.29 . 150 = 4393.5 Н.
Р34 =267.51 . 150 = 40126.5 Н.
Из условия равновесия звена 5 также находим
Р45 =267.71 . 150 = 40156.5 Н.
Точка приложения реакции Р05 к ползуну 5 проходит через центр
Далее отделяем структурную группу состоящую из звеньев 3 и 2
нагружаем ее дополнительно силой Р43 = - Р34 реакциями Р03 и Р12
которые раскладываем на нормальные и тангенциальные составляющие. Затем
составляем уравнения равновесия каждого из двух звеньев (АВ и ВС) в форме
моментов относительно центра шарнира В. Из этих уравнений:
где плечи соответствующих сил (в мм.) замерены непосредственно из чертежа.
Далее строим план сил в масштабе (l = 150 Hмм :
[pic] по модулю Р12 = 36.6 . 150 =5490 Н.
[pic] по модулю Р03 = 264.86 .150 = 39729 Н.
[pic] по модулю Р32 = 377 . 150 = 5655 Н.
Далее рассматриваем кривошип ОА вместе с зубчатым колесом Z5 и
соединяющим их валом (n = 1 P1 = 1 P2 = 1 и по формуле Чебышева
получаем W=0). Прикладываем к этому звену момент сил инерции МИ1 реакцию
Р21 веса G1 GK GZ5 силу инерции ФИ1=0 и неизвестные – силу в
зацеплении Z4 - Z5 и реакцию на кривошип со стороны стойки
Усилие в зацеплении колес Z4 – Z5 действует по линии зацепления под
углом 700 к линии межосевого расстояния ОО4.
Уравнение равновесия в форме моментов относительно центра О вращения
а реакцию Р01 находим из плана сил для звена 1 – Z5.
Построив план сил в масштабе (l = 50 Hмм находим
Р01 = 9229 . 50 = 4614.5 Н.
3 Определение мгновенного к.п.д. оценка интенсивности износа
Мгновенный к.п.д. рассмотренного шестизвенного механизма находим по
где NТР - мгновенная (в рассматриваемом положении 4 механизма) мощность
трения во вращательных кинематических парах ОАВ1В2СD
ной звена 5 со стойкой 0.
Вращательные кинематические пары выполнены как цилиндр – в цилиндре с
радиусом сопрягаемой поверхности
а материалы трущихся поверхностей выбраны таким образом что коэффициент
f = 0.15 (сталь по стали при отсутствии смазки).
Такое же значение коэффициента трения предполагаем в поступательной
кинематической паре.
Тогда мгновенные мощности во вращательных кинематических парах можно
где а и в - номера звеньев образующих кинематическую пару;
Рав - реакция между этими звеньями;
(ав - относительная угловая скорость звеньев;
Vав - относительная скорость звеньев.
С учетом этих замечаний и значений скоростей:
(1 = 0.769 с-1; (2 = 0.805 с-1; (3 = -0.444 с-
NТРО = P01 rц f [pic] = [pic]= 5.3 вт
NТРА = P12 rц f [pic] = [pic] = 0.3 вт
NТРВ1 = P23 rц f [pic]=[pic]=10.6 вт
NТРС = P03 rц f [pic] = [pic] = 26.5 вт
NТРВ2 = P34 rц f [pic] = [pic] = 41.4 вт
NТРD = P45 rц f [pic] = [pic]14.7 вт
NТР05 = P05 f V05 = 4393.5 . 0.15 . 0.06 = 39.5 вт
Мгновенная мощность сил трения:
NТР = 5.3 + 0.3 +10.6 + 26.5 + 41.4 + 14.7 +39.5 = 138.3
Мгновенная мощность полезных сил:
NПС = FПС . V05 = 40000 . 0.06 = 2400 вт
Таким образом искомый к.п.д.
Интенсивность износа кинематических пар оцениваем по мощности сил
трения. В выбранном положении наибольшему износу подвергается
поступательная пара между звеном 5 и стойкой (NТР05 = NТМАХ = 39.5 вт).
Для снижения среднецикловой величины износа кинематические пары
рекомендуется смазывать а во вращательных парах вместо подшипников
скольжения применить подшипники качения.
КРАТКИЕ ВЫВОДЫ И РЕЗУЛЬТАТЫ.
Выполнено первое приближение проекта пресса-автомата для холодного
выдавливания получены ориентировочные технико-экономические показатели
которые подлежат защите и утверждению. Эти показатели сводятся к следующим:
Производительность (изделий в час)
Потребляемая энергия при усилии 40 кН (кВт . час)
Ориентировочная масса пресса (кг.)
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.
Теория механизмов и машин. Под ред. К.В.Фролова - М.; Высшая школа
Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине
Теория механизмов машин и манипуляторов". Составитель Коренский В.Ф.
Разработать основы технического предложения на пресс-автомат для холодного

МОЙ КУРСАЧ.Лист 4.dwg

Механизм кулачковый n L=0.002 мммnnnn
=001 с-1 ммn φ=2 радмм
График обобщенной скорости

Введение 911.doc

к курсовому проектированию по ТММ
Тема проекта "Разработать основы технического предложения на
металлорежущий станок
Исходные данные к проекту:
1. Назначение станка - обработка наружных поверхностей деталей
2. Производительность - Пр = 48 двойных ход.резцамин.
3. Геометрия обрабатываемой поверхности - по эскизу.
a b a Длина детали l =
4 Обобщенные механические параметры обрабатываемой детали и
рабочего органа – резца (усилие резания Fр = 2.0 кН).
а) средняя скорость резания Vр = 52.5 мнин.
б) поперечная подача Δh = 0.0012 м.
6 Описание аналогов:
а)Под ред. Девойно Г.Н. Курсовое проектирование по теории
механизмов и машин - Мн.: Вышэйшая школа 1986. стр. 237-238
б) Левитский Н.И. и др. Методуказания по ТММ для студентов
заочников." М.; Высшая школа I989 тема3
в) Ачеркан Н.С. и др. Металлорежущие станки М.:
Машиностроение 1965 стр.196-202.
Содержание расчетно-пояснительной записки:
1 Технико-экономическое обоснование выбора схемы машины.
1.1. Выбор и описание прототипа.
1.2. Обоснование выбора структуры.
1.3. Расчёт циклового энергопотребления.
2. Кинематический расчёт параметров схемы
2.1. Расчет привода.
2.1.1. выбор приводного электродвигателя
2.1.2. кинематический синтез зубчатой передачи
2.2. Выбор и синтез несущего механизма.
2.2.1. Выбор схемы несущего механизма.
2.2.2. Метрический синтез схемы несущего механизма.
2.3. Метрический синтез вспомогательных механизмов.
3. Динамический расчёт схемы:
3.1. Определение масс и собственных моментов инерции звеньев.
3.2. Расчет приведенных моментов инерции звеньев и механизмов.
3.3 Определение приведённого момента инерции машины.
3.4. Оценка расхода материалов и энергии при запуске.
4. Исследование параметров движения машины.
4.1. Анализ закона изменения обобщенной координаты.
4.2. Кинетостатический расчёт механизмов.
4.3. Уточнение к.п.д.
5. Разработка рекомендаций (краткие выводы и результаты).
6. Список использованных литературных источников.
Перечень графического материала:
1. ЛИСТ I (формат А1). Разработка схемы машинного агрегата:
1.1. План характерных положений несущего и
вспомогательного механизмов;
1.2. Кинематическая схема;
1.3. Циклограмма совместной работы механизмов;
1.4. Определение основных размеров и профиля кулачка;
1.5. Диаграмма сил и работ;
1.6. Диаграмма энергомасс;
1.7. Окончательная блок схема.
2. ЛИСТ 2 (формат А1). Исследование схемы машинного агрегата:
2.1. Построение диаграммы изменения обобщенной
2.2. Построение плана ускорений;
2.3. Определение реакций в кинематических парах.
Приложения 1.1. - Работа калькулятора в режиме «Программирование»;
Приложения 1.2 - Программы расчёта поиска и синтеза кинематических
характеристик механизмов;
Приложения 2 - Таблицы выбора оптимальных по углу давления
четырехзвенных шарнирных механизмов с задаваемым углом
Приложения 3 – Чертеж 1-2.
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. Назначение и краткое описание работы механизмов долбежного
станка. Долбежный станок предназначен для долбления внутренних канавок и
пазов в отверстиях деталей а также для строгания вертикально расположенных
поверхностей. Основными узлами станка являются: станина ползун с резцовой
головкой стол механизм привода и механизм подачи Резание металла
осуществляется резцом закрепленным в резцовой головке при его возвратно-
поступательном движении в вертикальном направлении. Для движения резца
используется шестизвенный кривошипно-кулисный механизм с вращающейся
кулисой состоящий из кривошипа камня кулисы шатуна и ползуна. Ход
ползуна Н выбирается в зависимости от длины обрабатываемой поверхности (1д)
с учетом перебегов Lnв начале и конце рабочего хода. Средняя скорость
резания Vрез (средняя скорость поступательного движения ползуна при рабочем
ходе) обеспечивается при помощи привода состоящего из электродвигателя
ременной передачи зубчатой передачи и кривошипно-кулисного механизма.
Число двойных ходов ползуна в минуту равное числу оборотов кривошипа
(n1обмин) определяют по заданной производительности. Дисковый кулачок
сидящий на одном валу с кривошипом осуществляет поворот храпового колеса
приводящего в движение механизм поперечной подачи стола. При проектировании
кулачкового механизма необходимо обеспечить заданный закон изменения
ускорения толкателя :и осуществить подачу во время верхнего перебега резца
(в конце холостого и в начале рабочего ходов) в соответствии с
циклограммой. В долбежном станке отсутствует планетарный редуктор
проектирование которого провести по дополнительному заданию. 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.).
(. ТЕХНИНО-ЭКОНОМИЧЕСКОЕ ОБОСНОВАНИЕ ВЫБОРА СХЕМЫ ДОЛБЁЖНОГО СТАНКА
С ВРАЩАЮЩЕЙСЯ КУЛИСОЙ.
(.(. 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
Изучая рекомендованную и другую литературу составляем схему
долбёжного станка с вращающейся кулисой которую далее рассматриваем в
Долбежный станок предназначен для долбления внутренних канавок и
пазов в отверстиях деталей а также для строгания вертикально
расположенных поверхностей. Основными узлами станка являются: станина
ползун с резцовой головкой стол механизм привода и механизм подачи
Резание металла осуществляется резцом закрепленным в резцовой головке
при его возвратно-поступательном движении в вертикальном направлении. Для
движения резца используется шестизвенный кривошипно-кулисный механизм с
вращающейся кулисой состоящий из кривошипа камня кулисы шатуна и
ползуна. Ход ползуна Н выбирается в зависимости от длины обрабатываемой
поверхности (1д) с учетом перебегов Lnв начале и конце рабочего хода.
В результате получаем предварительную блок-схему станка которую
далее принимаем за основу
Рис 5. Предварительная блок-схема долбёжного станка с вращающейся
Механизм поперечной передачи
3. Оценки энергопотребления проектируемого поперечно-строгального
Рассматриваемый долбёжный станок относится к технологическим машинам и
основной расход энергии приходится на установившееся движение. (
Энергопотребление - важнейший показатель работы машин определяющий как
стоимость обработки изделий так и целесообразность выполнения проекта без
изменения условий технического задания. Поэтому подлежит всестороннему
анализу на этапе разработки технического предложения.
За один полный цикл установившегося движения работа двигателя
([pic]) расходуется на преодоление сил полезного ([pic]) и вредного
([pic]) сопротивлений:
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:
[pic] = (2а + в)[pic] = (2 0.15 + 0.20)2 =1 кДж
Передаточный механизм от вала двигателя 1 к рабочему органу – резцу
включает зубчатый 2 и несущий рычажный 3 механизмы. Поэтому его к.п.д.
где [pic] и [pic] - цикловые к.п.д. зубчатого и рычажного
Предполагая что зубчатый механизм будет включать планетарную и
простую компенсирующую передачу его к.п.д. ориентировочно оцениваем как
Предполагая далее что рычажный механизм будет шестизвенным (как у
станка-прототипа) цикловой его к.п.д. в первом приближении оцениваем
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* = 1.7660-271 = 0.0347 кВтчас
а потребление ее из сети достигает
где [pic]- к.п.д. современных асинхронных электродвигателей
Полученное значение Q* обсуждается с руководителем проекта и
используется при составлении планов выпуска изделий в пределах лимитов
выделяемых предприятию на энергию.
ОПРЕДЕЛЕНИЁ ПАРАМЕТРОВ СХЕМЫ ПОПЕРЕЧНО-СТРОГАЛЬНОГО СТАНКА
Привод служит источником механических движений звеньев станка
причем эти движения должны находиться в полном соответствии с заданной
производительностью.
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
[pic]nКР = Пр = 48 мин –1
а продолжительность цикла:
[pic]секдв.ход резца т.е.цикл.
При этом цикловая мощность приводного двигателя не должна быть менее чем
По этой мощности и величине nкр производим синтез элементов привода
(.(. 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=1.408кВт. Для серии 4А:
Марка эл. Ном. Частота Отношение к МаховойПередато
двигателя мощн. вращения валаноминальному двиг. момент чное
кВт Мин –1 моменту mД ротора отношени
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 4А80В4УЗ 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
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 [pic] а передаточное отношение обращенного механизма
На основания этого из (2.1) получаем
Условие правильности зацепления по которому
Принимая z1 = 20 получаем
z3 = 3 z1 = 320 = 60 зубьев
По условию правильности зацепления:
z3 – z2 = 60-20 = 40 >8
из которого число сателлитов
Т.е. число сателлитов может быть К=1 К=2 либо К=3. С целью обеспечения
уравновешенности механизма и более равномерной передачи сил принимаем
Уточняем передаточное отношение:
Проверяем возможность сборки полученного механизма:
После подстановки чисел:
Условие сборки удовлетворяется при любом П в т.ч. и при П = 0 что
соответствует минимальным затратам времени на сборку редуктора (7стр.
Окончательно принимаем для планетарного механизма
z1 = 20 z2 = 20 z3 = 60 K = 5(
Для уравнительной зубчатой передачи находим уточненное значение
передаточного отношения:
Приняв z4 = zmin = 17 найдём z5 = z4U4-5 =177.3675=125.247
При z4 = 18 получим z5 =132.61 а при z4 = 16 найдём z5 = 117.88 и т.д.
Второй вариант обеспечивает наилучшее приближение к требуемому
передаточному отношению хотя и требует незначительного исправления
(корригирования) зубьев.
Окончательно принимаем z4 = 16 z5 = 118.Модуль зубчатых колес
планетарного редуктора найдём по максимальному моменту в зубчатом
механизме который имеет место на выходном его валу (на валу-водила) Н.
где номинальная скорость вращения вала двигателя:
Ближайший больший модуль первого ряда по СТ СЭВ 310-76 (5 стр. 110)
Модуль зубчатых колес открытой передачи рассчитываем по моменту на
Мкр = МН U4-5 = 33.87.3675 = 246.81 Н·м.
Учитывая повышенный износ при работе без смазки принимаем для открытой
уравнительной передачи m1 = 5 мм.
Определяем делительные диаметры колёс:
d1 = m1z1 = 220 = 40 мм
d2 = m1z2 = 220 = 40 мм
d3 = m1z3 = 260 = 120 мм
d4 = m1z4 = 516 = 80 мм
d5 = m1z5 = 564 = 590 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
Величину tОБ находим как:
где в свою очередь ход резца (связан с выходным ползуном несущего
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).
Такое значение * получим за счёт надлежащего выбора несущего рычажного
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.
Т.к. * = 0.6528 то угол рабочего хода составит
αр.х. = * 360 = 0.6528 360 = 235.008
Определим размеры звеньев этой схемы.
Радиус плана характерных положений несущего и вспомогательного
механизмов =0.005 ммм
Угол αХХ= 360-235 =125
Угол ДСВ является максимальным и равен γmax=30
По теореме синусов находим длину шатуна ВС:
Расстояние ОД находим по теореме:
l=ОД=cos 62.5RAO=0.028 м
LРД=ОР+ОД+ДВ=0.08+0.028+0.35=0.458 см
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. 1.1) из храпового колеса
рычага с собачкой тяги и качающегося толкателя . Поворот толкателя
осуществляется дисковым кулачком закреплённым на кривошипном валу (
Рассмотренный сложный передаточный механизм представим как
совокупность четырёх простых механизмов:
) кулачкового включающего кулачек и коромысло;
) винтового состоящего из ходового винта расположенного вдоль
оси N 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 поворота на угол [pic] относительно оси N
) двухкоромыслового шарнирного четырёхзвенника кинематически
соединяющего коромысла и кулачкового и храпового механизмов.
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 φy причём эти углы
разделены между собой фазовым углом дальнего стояния φДС=20; при повороте
кулачка на угол [pic] механизм подачи стола фиксируется в одном из своих
Вычертив 1-е и 9-е положения несущего механизма методом засечек
начиная от ползуна D 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
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 и 7 в табл. 2.10 ).
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 . 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).
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] и
угла коромысла О1О2 со стойкой ОО2 при нижнем выстое коромысла [pic] -
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
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).
[pic] Фаза удаления [pic] Фаза возвращения Та
Закон синусоидальный Закон падающего ускорения бл
Длина звена Момент инерцииМомент инерции
рычага (кг) относительно относительно
диаметр оси вращения центра масс
колеса (кгм2) (кгм2)
Рычаг ОА [pic] m1 = 2.46 J0 = 5.51·10-3(
АВ [pic] m2 = 5.82 ( JS2 = 1.83·10-2
CL [pic] m3 = 13.5 J3 = 9.1·10-1 (
O1O2 [pic] m6 = 3.60 J6 = 1.73·10-2(
O2K [pic] m7 = 2.85 J7 = 8.57·10-3(
KM [pic] m8 = 5.10 ( JS8 = 1.23·10-2
MO3 [pic] m9 = 1.80 J9 = 2.16·10-3(
Зубчатоz1 d1 = 0.036 mZ1 = 0.131 JZ1 = Как и
е z2 d2 = 0.096 mZ2 = 0.932 2.12·10-5 относительно
колесо z4 d4 = 0.080 mZ4 = 1.152 JZ2 = оси вращения
рис.2.1z5 d5 = 0.155 mZ5 = 4.325 1.07·10-3 ((
Ползун Д ( [pic] ((
Водило Н [pic] [pic] [pic] ((
Кулачёк( [pic] [pic] ((
Храпово( [pic] [pic] ((
Массу кулачка [pic] и момент инерции [pic] оцениваем по среднему
и ширине [pic] которую задаём как
Момент инерции ротора электродвигателя определяем по его маховому
масса двигателя [pic] (табл. 2.1.).
Динамические характеристики остальных движущихся звеньев – ходовой
винт валы ролик кулачкового механизма и т.п. из-за малых масс
либо скоростей точек считаем пренебрежимо малыми и далее не
Полученные в п.п. 1-6 данные так же заносим в табл. 2.6. и
используем при последующем динамическом синтезе машины.
( Порядок синтеза других схем планетарных передач – см.( 45-46 8 426-

Лист 2 (2).cdw

КП.ТММ и М. 24.3.001
Синтез зубчатого и кулачкового
Картина эвольвентного
Синтез кулачкового механизма
Графики параметров кулачкового механизма
Диаграмма изменения коэффициентов удельного скольжения
Картина эвольвентного зацепления М 5 : 1

КУРСАЧ911.doc

к курсовому проектированию по ТММ
Тема проекта "Разработать основы технического предложения на
металлорежущий станок
Исходные данные к проекту:
1. Назначение станка - обработка наружных поверхностей деталей
2. Производительность - Пр = 48 двойных ход.резцамин.
3. Геометрия обрабатываемой поверхности - по эскизу.
a b a Длина детали l =
4 Обобщенные механические параметры обрабатываемой детали и
рабочего органа – резца (усилие резания Fр = 2.0 кН).
а) средняя скорость резания Vр = 52.5 мнин.
б) поперечная подача Δh = 0.0012 м.
6 Описание аналогов:
а)Под ред. Девойно Г.Н. Курсовое проектирование по теории
механизмов и машин - Мн.: Вышэйшая школа 1986. стр. 237-238
б) Левитский Н.И. и др. Методуказания по ТММ для студентов
заочников." М.; Высшая школа I989 тема3
в) Ачеркан Н.С. и др. Металлорежущие станки М.:
Машиностроение 1965 стр.196-202.
Содержание расчетно-пояснительной записки:
1 Технико-экономическое обоснование выбора схемы машины.
1.1. Выбор и описание прототипа.
1.2. Обоснование выбора структуры.
1.3. Расчёт циклового энергопотребления.
2. Кинематический расчёт параметров схемы
2.1. Расчет привода.
2.1.1. выбор приводного электродвигателя
2.1.2. кинематический синтез зубчатой передачи
2.2. Выбор и синтез несущего механизма.
2.2.1. Выбор схемы несущего механизма.
2.2.2. Метрический синтез схемы несущего механизма.
2.3. Метрический синтез вспомогательных механизмов.
3. Динамический расчёт схемы:
3.1. Определение масс и собственных моментов инерции звеньев.
3.2. Расчет приведенных моментов инерции звеньев и механизмов.
3.3 Определение приведённого момента инерции машины.
3.4. Оценка расхода материалов и энергии при запуске.
4. Исследование параметров движения машины.
4.1. Анализ закона изменения обобщенной координаты.
4.2. Кинетостатический расчёт механизмов.
4.3. Уточнение к.п.д.
5. Разработка рекомендаций (краткие выводы и результаты).
6. Список использованных литературных источников.
Перечень графического материала:
1. ЛИСТ I (формат А1). Разработка схемы машинного агрегата:
1.1. План характерных положений несущего и
вспомогательного механизмов;
1.2. Кинематическая схема;
1.3. Циклограмма совместной работы механизмов;
1.4. Определение основных размеров и профиля кулачка;
1.5. Диаграмма сил и работ;
1.6. Диаграмма энергомасс;
1.7. Окончательная блок схема.
2. ЛИСТ 2 (формат А1). Исследование схемы машинного агрегата:
2.1. Построение диаграммы изменения обобщенной
2.2. Построение плана ускорений;
2.3. Определение реакций в кинематических парах.
Приложения 1.1. - Работа калькулятора в режиме «Программирование»;
Приложения 1.2 - Программы расчёта поиска и синтеза кинематических
характеристик механизмов;
Приложения 2 - Таблицы выбора оптимальных по углу давления
четырехзвенных шарнирных механизмов с задаваемым углом
Приложения 3 – Чертеж 1-2.
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. Назначение и краткое описание работы механизмов долбежного
станка. Долбежный станок предназначен для долбления внутренних канавок и
пазов в отверстиях деталей а также для строгания вертикально расположенных
поверхностей. Основными узлами станка являются: станина ползун с резцовой
головкой стол механизм привода и механизм подачи Резание металла
осуществляется резцом закрепленным в резцовой головке при его возвратно-
поступательном движении в вертикальном направлении. Для движения резца
используется шестизвенный кривошипно-кулисный механизм с вращающейся
кулисой состоящий из кривошипа камня кулисы шатуна и ползуна. Ход
ползуна Н выбирается в зависимости от длины обрабатываемой поверхности (1д)
с учетом перебегов Lnв начале и конце рабочего хода. Средняя скорость
резания Vрез (средняя скорость поступательного движения ползуна при рабочем
ходе) обеспечивается при помощи привода состоящего из электродвигателя
ременной передачи зубчатой передачи и кривошипно-кулисного механизма.
Число двойных ходов ползуна в минуту равное числу оборотов кривошипа
(n1обмин) определяют по заданной производительности. Дисковый кулачок
сидящий на одном валу с кривошипом осуществляет поворот храпового колеса
приводящего в движение механизм поперечной подачи стола. При проектировании
кулачкового механизма необходимо обеспечить заданный закон изменения
ускорения толкателя :и осуществить подачу во время верхнего перебега резца
(в конце холостого и в начале рабочего ходов) в соответствии с
циклограммой. В долбежном станке отсутствует планетарный редуктор
проектирование которого провести по дополнительному заданию. 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.).
(. ТЕХНИНО-ЭКОНОМИЧЕСКОЕ ОБОСНОВАНИЕ ВЫБОРА СХЕМЫ ДОЛБЁЖНОГО СТАНКА
С ВРАЩАЮЩЕЙСЯ КУЛИСОЙ.
(.(. 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
Изучая рекомендованную и другую литературу составляем схему
долбёжного станка с вращающейся кулисой которую далее рассматриваем в
Долбежный станок предназначен для долбления внутренних канавок и
пазов в отверстиях деталей а также для строгания вертикально
расположенных поверхностей. Основными узлами станка являются: станина
ползун с резцовой головкой стол механизм привода и механизм подачи
Резание металла осуществляется резцом закрепленным в резцовой головке
при его возвратно-поступательном движении в вертикальном направлении. Для
движения резца используется шестизвенный кривошипно-кулисный механизм с
вращающейся кулисой состоящий из кривошипа камня кулисы шатуна и
ползуна. Ход ползуна Н выбирается в зависимости от длины обрабатываемой
поверхности (1д) с учетом перебегов Lnв начале и конце рабочего хода.
2 Пояснения к выбору структуры долбежного станка.
Структура долбежного станка – прототипа принимаем за основу. В состав
станка включаем источник движения – нерегулируемый электродвигатель 1
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 состоящей из
двухкоромыслового кулачкового шарнирного четырехзвенного храпового и
винтового механизмов.
Для снижения тепловых потерь электродвигателя 1 и в конечном счете для
повышения КПД агрегата в состав станка при необходимости будет введена
дополнительная маховая масса в виде махового колеса 7. основное его
назначение защитить приводной электродвигатель 1 от перегрузок.
В результате получаем предварительную бок схему станка которую далее
Рис. 1.2 Предварительная блок-схема долбежного станка.
Электродвигатель приводной
Рабочий орган (резец)
Механизм поперечной подачи
Стол с обрабатываемым объектом (деталь)
В дальнейшем определим параметры этой схемы уточним расположение ее
3. Оценки энергопотребления.
Рассматриваемый долбежный станок относится к технологическим машинам и
основной расход энергии приходится на стадию установившегося движения.
За один полный цикл установившегося движения работа двигателя (Адв.)
расходуется на преодоления сил полезного (Ап.с.) и вредного (Ав.с.)
Адв. = Ап.с. + Ав.с.
поскольку работа других сил – потенциальных (веса упругости) и инерции за
цикл установившегося движения равна нулю. Работу сил трения (Атр. =
Ав.с.) учитываем с помощью КПД ([pic]). Тогда за цикл:
Работу полезных сил (Ап.с.) определяем как:[pic]
Построив график полезных сил от перемещения рабочего звена (резца) (см.
лист 1 графической части проекта) находим площадь охватываемую этим
графиком и эту площадь приравниваем к работе полезных сил:
Передаточный механизм от вала двигателя к рабочем органу – резцу
включает зубчатый и несущий рычажный механизмы. Поэтому КПД:
где [pic] и [pic] - цикловые КПД зубчатого и рычажного механизмов.
Предполагая что зубчатый механизм будет включать планетарную и простую
компенсирующую передачу его КПД ориентировочно оцениваем как: [pic]
Цикловой КПД рычажного механизма ориентировочно оценивали как:
Тогда искомый КПД передаточного механизма:
и работа двигателя за цикл движения составит:
Для полной обработки детали требуется:
При этом затраты энергии на обработку одной детали составляют:
а потребление ее из сети достигает:
где [pic]- КПД современных асинхронных электродвигателей. [pic][pic]
Определение параметров схемы долбежного станка.
Привод служит источником механических движений звеньев станка причем
эти движения должны находиться в полном соответствии с заданной
производительностью. В рассматриваемом агрегате привод включает
короткозамкнутый нерегулируемый асинхронный электродвигатель и зубчатую
передачу согласующую обороты электродвигателя с оборотами кривошипа
Частота вращения кривошипа:
а продолжительность цикла:
При этом цикловая мощность приводного двигателя не должна быть менее
(.(. Выбор электродвигателя и вида понижающей передачи.
Из каталога электродвигателей европейской серии ИР либо серии 4А
выписываем в табл. 2.(. параметры электродвигателей с ближайшей большей
мощностью по сравнению с NДВ=108 кВт.
Марка эл. Ном. Частота Отношение к МаховойПередато
двигателя мощн. вращения валаноминальному двиг. момент чное
кВт Мин –1 моменту mД ротора отношени
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 4А80АЧУ3 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.
1.2. Синтез зубчатых механизмов.
Схема зубчатой передачи представлена на рис. 2.1. Основу передачи
составляет планетарный механизм с передаточным отношением:
Открытая зубчатая передача z4 – z5 имеет передаточное отношение:
Синтез (подбор чисел зубьев) планетарной ступени производим на основе
следующих четырёх условий.
(. 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:
из которого число сателлитов:
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 удовлетворяется при любом П в том числе и при 0 что
потребует минимального времени на сборку редуктора.
Окончательно принимаем для планетарного механизма: Z1=20; Z2=52;
Для уравнительной зубчатой передачи находим уточненное значение
Приняв Z4=37 найдём [pic].
Окончательно принимаем Z4=37 Z5=58.
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: т= 2 мм.
Модуль зубчатых колес открытой передачи рассчитываем по моменту на валу
Мкр = МН U4-5 = 378157 =5934
Учитывая повышенный износ при работе без смазки принимаем для открытой
уравнительной передачи m1 = 5 мм.
Определяем делительные диаметры колёс:
d1 = m1z1 = 220 = 40 мм
d2 = m1z2 = 252 = 104 мм
d3 = m1z3 = 2124 = 248 мм
d4 = m1z4 = 537 = 185 мм
d5 = m1z5 = 558 = 290 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 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:
где в свою очередь ход резца (связан с выходным ползуном несущего
Перебег резца s1 = 0.08 S 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
Такое значение * получим за счёт надлежащего выбора несущего рычажного
механизма непосредственно связав его ведомым звеном рабочий орган (резец)
Из простейших четырехзвенных рычажных механизмов возвратно-
поступательное движение рабочему органу могут обеспечить механизмы:
a) кривошипно-ползунный
Однако ни тангенсный ни синусный механизмы не могут обеспечить нужные
нам параметры. Исследуем возможности кривошипно-ползунного механизма.
На рис. 2.2 изображен механизм долбежного станка в двух крайних его
положениях D1 и D2 а также в положении D0 когда угол давления [pic]
и угол перекрытия:[pic]
Из рис. 2.2 видно что: [pic]
из [pic]ВС0D0: [pic].
Размеры ОА и ОВ определим из условий: ВС=12(ОА+ОВ) и из [pic]ОВА2:
3. Синтез механизма поперечной подачи стола.
Во время перебегов резца в конце холостого и начале рабочего хода
происходит перемещение стола с обрабатываемой деталью при помощи ходового
винта. Поворот винта производиться посредством передаточного механизма
состоящего из храпового колеса рычага с собачкой тяги и качающегося
толкателя . Поворот толкателя осуществляется дисковым кулачком
закреплённым на кривошипном валу 0.
Рассмотренный сложный передаточный механизм представим как совокупность
четырёх простых механизмов:
) кулачкового включающего кулачек и коромысло О1О2;
) винтового состоящего из ходового винта расположенного вдоль оси О3;
) храпового включающего храповое колесо жестко связанное с ходовым
) двухкоромыслового шарнирного четырёхзвенника.
Рис. 2.3. Схема кулачкового механизма поперечной подачи стола
3.1. Синтез кулачкового механизма.
В описании прототипа указано что фазовый угол возвращения коромысла
[pic] может быть равен фазовому углу удаления φy причём эти углы
разделены между собой фазовым углом дальнего стояния φДС=20; при повороте
кулачка на угол [pic] механизм подачи стола фиксируется в одном из своих
Вычертив 1-е и 9-е положения несущего механизма методом засечек
начиная от ползуна D 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
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 и 7 в табл. 2.10 ).
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 . 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).
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:
[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
[pic] Фаза удаления
Задачу определения основных размеров кулачкового механизма – минимального
радиуса профиля кулачка [pic] межосевое расстояния [pic] и угла
коромысла О1О2 со стойкой ОО2 при нижнем высоте коромысла [pic] - решаем
графически. Для этого:
На чертеже 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 [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 лучах по п.2. в масштабе коромысла от дуги откладываем значения
[pic][pic]. Поскольку кулачковый механизм имеет силовое замыкание
отрезки [pic] откладываем на фазе удаления и возврата. Направление
отрезков [pic] выбираем по правилу: векторы скорости конца коромысла
поворачиваем на 900 в направлении угловой скорости кулачка. В
результате построения получаем диаграмму [pic] где S – дуговое
перемещение конца коромысла.
Из концов отрезков [pic] проводим лучи под углом к этим отрезкам
равным 900-[pic]. Не пересекаемая лучами область и является областью
выбора центра вращения кулачка. Выбираем положение центра О2
определяем межосевое расстояние[pic]м транспортиром замеряем
минимальный угол наклона коромысла О1О2 к стойке ОО2.
Строим кулачек по методу обращения движения.
Выбираем радиус ролика как: [pic]
а рабочий профиль кулачка строим как эквидистанту к теоретическому
профилю отстоящую на Rp=52мм. от полученного в п.5. теоретического
где [pic] (м)- минимальный радиус кривизны теоретического
Строим рабочий профиль кулачка как эквидистанту к теоретическому
профилю отстоящую на [pic]мм от полученного в п.7 теоретического
Полученную схему кулачкового механизма совмещаем со схемой несущего
механизма. Для этого:
(в масштабе) межосевому расстоянию [pic] в кулачковом механизме.
На этой дуге в удобном месте выбираем положение центра О2
) Соединяем центры О и О2. От полученного отрезка ОО2 откладываем
минимальный угол коромысла О2О1 со стойкой ОО2 ([pic]). На
полученной второй стороне угла от его вершины О2 откладываем
отрезок О2О1 изображающий в масштабе [pic] длину коромысла
кулачкового механизма.
) Из конца О1 этого отрезка проводим окружность в масштабе
изображающую ролик; касательно к этой окружности из центра О
вращения кулачка (и кривошипа ОА) проводим окружность ([pic]мм.)
которая изображает основную шайбу практического профиля кулачка.
Изображенный на чертеже несущего механизма кулачковый механизм
находиться в начале фазы удаления и соответствует 9-му положению
кривошипа ОА. Транспортиром замеряем угол установки кулачка относительно
кривошипа ОА ([pic] где [pic] - радиус – вектор
профиля кулачка соответствующий началу фазы удаления в кулачковом
3.2. Проектирование винтового и храпового механизмов.
При повороте коромысла О1О2 на угол [pic] храповик находится в
зацеплении с собачкой сидящей на коромысле О3М и должен быть повёрнут
на угол [pic] соответствующий перемещению маточной гайки (стола) в
направлении оси О3 на величину [pic]мм.
Выбрав в качестве ходового винт с диаметром 24 мм с трапецеидальной
резьбой по СТ СЭВ 185-79 Tr 24×10 (Р5) получаем:
где h* = 10мм – ход винта (по СТ СЭВ 185-79).
Чтобы обеспечить надёжный перехват собачкой зубцов храповика угол
поворота [pic] коромысла МО3 принимаем несколько большим:
Найдём размеры храпового колеса. В соответствии со стр. 191 7
число зубцов храповика
где K1 – минимальное целое число при котором [pic] так же получается
Преобразуем формулу (2.11) к виду:
а после умножения обеих частей на [pic] будем иметь:
На основании (2.12) приходим к выводу что
и что [pic] - минимальное целое число на которое необходимо умножать
отношение [pic] чтобы результат получился целым. Таким числом в нашем
Задавшись модулем храпового колеса (СТ СЭВ 185-79):
получаем делительный диаметр
3.3. Синтез шарнирного двухкоромыслового четырёхзвенника привода
Указанный двухкоромысловый четырёхзвенник проектируем графическим
способом по известным входному ([pic]) и выходному ([pic]) углам а так
же положению центра вращения одного его коромысла (О2К).
На плане положений несущего механизма в свободном не
пересекаемом звеньями месте выбираем положение центра О3 оси
Из условия удобного размещения оси собачки храпового механизма
задаёмся длиной коромысла О3М: ([pic]). Изображаем коромысло О3М
в двух крайних его положениях так чтобы угол [pic]М1О3М9
составил [pic] ([pic]).
Задаёмся длиной шатуна МК. Для двухкоромыслового шарнирного
четырёхзвенника можно принять её равной длине стойки О2О3.
Принимаем [pic]. Радиусом МК из центров М1 и М9 проводим две дуги
в окрестностях центра О2.
Из плотной бумаги изготавливаем шаблон в виде сектора семейства
концентрических окружностей (рис. 2.9). центральный угол этого
сектора равен углу размаха коромысла О1О2 кулачкового механизма
([pic]). Помещая вершину этого сектора в центре О2 подбираем
такую дугу из указанного семейства концы которой разместятся на
дугах проведённых из центров М1 и М9 по п. 3. Радиус этой дуги
([pic]) составляет длину коромысла О2К.
Скрепляем коромысло О2К в положении О2К9 с коромыслом кулачкового
механизма О2О1. Транспортиром замеряем угол излома рычага
4. Динамический синтез станка (расчет ориентировочной его массы и
энергии при запуске).
Динамический синтез станка позволит обеспечить динамическую
устойчивость выполнения заданной технологии повысить К.П.Д. путём снижения
теплового излучения обмоток приводного электродвигателя вследствие
неравномерного вращения ротора внутри цикла.
Задачу решают подбором и перераспределением масс звеньев при
необходимости вводят дополнительную маховую массу с постоянным моментом
инерции в виде маховика. Произведём учет инертных свойств звеньев
используемых механизмов.
4.1. Расчёт масс и моментов инерции звеньев и механизмов.
Инертные свойства звеньев характеризуют показатели массы (при
поступательном движении) и момента инерции при вращательном.
В первом приближении можно принять что по длине рычагов массы
распределены равномерно что интенсивность их распределения [pic] что
зубчатые колёса – сплошные диски с шириной [pic] зависящей от межосевого
где [pic] представляет собой коэффициент ширины зуба. При этом центры
масс рычагов располагаются по их серединам массы определяются как:
моменты инерции относительно центров масс как:
а относительно оси вращения (для вращающихся звеньев) как:
Массы зубчатых колёс определяем через делительные диаметры и межосевые
расстояния [pic] по формуле:
которая при плотности материала [pic] (сталь чугун) и принятом
коэффициенте ширины зуба 5 [pic] для облегчения вычислений
предварительно должна быть приведена к виду:
а момент инерции (как для сплошного диска):
Результаты расчётов заносим в табл. 2.6.
Наим Наименование параметра и
еновОбознего обозначение
Длина рычагазвена Момент инерции Момент инерции
диаметр колеса(кг) относительно осиотносительно
(м) вращения центра масс
РычаВС 0197 7663·10-3 J2 = 11163·10-3
г CD 0355 m2 = 1065 J3 = 148
Зубч z1 d1 = 004 mZ1 = 0176 JZ1 =
атоеz2 d2 = 0104 mZ2 = 119 352·10-6 Как и
колеz4 d4 = 0185 mZ4 = 83 JZ2 = 16·10-3 относительно оси
со z5 d5 = 029 mZ5 = 204 JZ4 = 355·10-3 вращения
ВодиН [pic] [pic] [pic] ((
Оценку динамических характеристик прочих деталей станка производим
Массу резцедержателя вместе с перемещающим его ползуном оцениваем
Массу стола и закреплённой на нём детали ориентировочно оцениваем как:
Массу водила [pic] планетарной ступени редуктора находим с помощью
где ширину водила «[pic]» принимаем равной толщине смонтированного в нем
Массу кулачка [pic] и момент инерции [pic] оцениваем по среднему его
и ширине [pic] которую задаём как
Момент инерции ротора электродвигателя определяем по его маховому
Динамические характеристики остальных движущихся звеньев – ходовой
винт валы ролик кулачкового механизма и т.п. из-за малых масс либо
скоростей точек считаем пренебрежимо малыми и далее не учитываем.
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.
Т.о. приведённый к валу кривошипа ОА – 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
где К – число сателлитов.
Передаточная функция:
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
В этом положении величина приведённого момента инерции механизма
поперечной подачи может быть приведена к виду:
Для приведенного к валу входного кривошипа ОА момента инерции несущего
механизма можем составить выражения:
где передаточная функция в движении ползуна (резцедержателя) 5 относительно
кривошипа ОА может быть вычислена как:
Составим алгоритм вычисления передаточных функций.
Ранее получены размеры звеньев шарнирного четырехзвенника ОАВD массы и
[pic] [pic] [pic] [pic]
Непосредственно из рис. 2.5. находим:
N [pic] [pic] [pic] [pic] [pic] [pic] [pic]
а угол [pic] кривошипа ОА замеряем непосредственно из плана положений.
Результаты расчётов заносим в таблицу 2.7.
Данные табл. 2.7. В одном из положений механизма проверяем при помощи
планов положений и скоростей затем используем для вычисления приведенного
к валу кривошипа О его момента инерции где [pic] - угол поворота кривошипа
ОА от своего начального положения соответствующего одному из кратчайших
положений резцедержателя. Величина его вычислена как [pic] где [pic] -
угол кривошипа ОА со стойкой ОС в нулевом положении механизма.
В табл. 2.8. определено:
Значения приведенного момента инерции станка в различных его положениях
Постоянная [pic] составляющая приведенного момента инерции станка.
[pic]- переменная его составляющая.
На листе 1 строим диаграмму энергомасс – зависимость [pic] от [pic]. С
помощью этой диаграммы находим момент инерции постоянной составляющей
маховых масс [pic] при которой частота вращения приводного электропривода
станка за цикл установившегося движения изменяется соответственно
допустимому коэффициенту [pic] изменения средней скорости хода.
ПоложенЗначени ПриращеМомент инерции приведённый к
ие е Работа сил ние главному валу станка (валу
(кДЖ) АС [pic] [pic] [pic] [pic]
Такое ограничение необходимо для предохранения приводного
электродвигателя от перегрева для повышения общего КПД работы станка за
счет снижения получаемого тепла обмотками электродвигателя. Предполагая
незначительную занятость строгальных станков на производстве в
соответствии принимаем: [pic]
Средняя угловая скорость вала кривошипа ОА:
Углы наклона касательных к диаграмме энергомасс (рис. 2.6) определяем
где [p [pic] - масштабы приведённого момента инерции и энергии
выбранные для диаграммы энергомасс.
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 = 20 мм; О1l = -150 мм.).
Уравнения касательных:
решаем совместно: вычитанием второго уравнения из первого получим:
после чего из первого уравнения получим:
Из рис.2.6: 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
Часть этого момента инерции в проектируемой схеме поперечно-
строгального станка уже имеется (за счёт ротора электродвигателя и
зубчатого механизма). Остальную часть:
водим в состав станка в виде дополнительной маховой массы – махового
колеса. Если диаметр этого колеса принять Dmax = 1.0 м а массу
распределить по его ободу то она составит
Большие вес и габариты маховик обуславливают необходимость закрепления
его на более быстроходном валу.
При закреплении маховика на валу электродвигателя его момент инерции
и при радиусе например Rmax= 100 мм он будет иметь массу:
Такой маховик запасает кинетическую энергию:
4.3. Определение расхода материалов и энергии при запуске.
Из рис.2.6 максимальная энергия станка запасаемая звеньями при его
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:
К листу 2. Исследование схемы долбежного 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 считаем угол поворота кривошипа ОА. Обобщенную
скорость кривошипа ОА при установившемся движении определяем из
кинетической энергии станка:
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.
м-ма 0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 0 [pic]
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]) в пределах одного цикла
установившегося движения ([pic]). С помощью этого графика можем
определить угловое ускорение кривошипа ОА в любом его положении:
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 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 9-го включительно) либо положения наименее
благоприятные в смысле нагрузок потерь и т.п.
Рассмотрим методику кинетостатического анализа в 4-м положении станка
когда к его рабочему звену приложено максимальное рабочее усилие а угол
давления в шарнирном четырёхзвеннике ОАВС [pic] близок к минимальному
(табл. 2.7). 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 4;
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.
В расчетном 7-м положении рассматриваемой кинематической цепи при
установившемся режиме движения станка из
а с помощью графика [pic] по формуле (3.2) определяем:
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
В масштабе плана ускорений:
Проводим [pic][pic] а через точку [pic] проводим прямую параллельно
Ускорение звена А23В: [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 С 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 D можно записать
Из табл. 2.7. выписываем передаточное отношение [pic] и получаем:
Тогда получаем: [pic]
В масштабе плана ускорений имеем: [pic]
Проводим [pic] параллельно звену 4 и в направлении от точки D к точке
Через т. П проводим прямую параллельную ускорению точки D
(вертикально). А из точки [pic]к ней. На пересечении этих прямых получаем
точку d. 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:
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
К кривошипу ОА прикладываем «уравновешивающую силу» - действующую на
колесо Z5 со стороны отсоединяемого колеса Z4 по линии зацепления зубьев
колёс составляющей угол 70о с линией их межосевого расстояния.
Для определения реакций в кинематических парах разбиваем передаточный
механизм на структурные группы. Отделяем от механизма два последних звена 4
и 5 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 неизвестных реакций строим план сил:
Составляем сумму моментов относительно точки S4 :
Составим сумму моментов относительно центра шарнира:
Из плана находим: Р05=650 Н; Р34=2300 Н.
Далее рассматриваем структурную группу 2-3. нагружаем ее дополнительной
силой Р43=-Р34 реакциями Р03 и Р12. Составляем сумму моментов и находим
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 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 сателлит Z2.
Полученные значения реакций используем при разработке конструкций
кинематических пар и для уточнения К.П.Д. в расчётном положении несущего
механизма (рассматриваем ниже).
Определение мгновенного К.П.Д. оценка интенсивности износа кинематических
Мгновенный К.П.Д. рассмотренного шестизвенного механизма находим по
где [pic] - мгновенная (в рассматриваемом положении механизма) мощность сил
трения в кинематических парах.
Предположим что вращательные кинематические пары ОАВ С и D
выполнены как «цилиндр в цилиндре» с радиусом сопрягаемой поверхности
[pic] а материалы трущихся поверхностей выбраны таким образом что
коэффициент трения между ними составляет [pic].
Такое же значение коэффициента трения предполагаем в поступательных
кинематических парах.
Тогда мгновенные мощности сил трения во вращательных кинематических
парах можно определить как: [pic]
где a и в – номера звеньев образующих кинематическую пару;
[pic] - относительная линейная их скорость.
С учётом этих замечаний
где VАВ=0153 мс; VD=0276 мс.
Мгновенная мощность сил трения:
Мгновенная мощность полезных сил:
Т.о. искомый К.П.Д.:
Интенсивность износа кинематических пар по мощности сил трения. В
примере в выбранном положении для рассмотренной части передаточного
механизма наибольшему износу подвергается поступательная кинематическая
пара D3D4 между кулисным камнем D4 и кулисой АВ.
Для снижения среднецикловой величины износа кинематические пары
рекомендуется смазывать а во вращательных парах вместо подшипников
скольжения применить подшипники качения.
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) 48
Средняя скорость резания (ммин) 48
Поперечная подача стола (мм) 0.0012
Предполагаемая масса станка кг 887кг.
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 198З
Двигатели переменного тока мощностью от 006 до 100 кВт: Номенклатурный
каталог НК 01.4.01-90. - М.: Информэлектро 1990.
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 -
Теория механизмов и машин Под ред. К.В.Фролова - М.: Высшая школа
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 1974.
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.