Механизм привода поперечно строгальных станков

лист3.cdw

Равносмещенное зубчатое эвольвентное
Параметры зубчатой передачи Z
План скоростей планетарного
План частот вращения звеньев редуктора К
Кинематическая схема

лист1.cdw

График хода выходного звена
График скорости выходного звена
График ускорения выходного звена
Синтез и кинематический
Курсовой проект поТММ

лист4.cdw

Диаграмма приведенных ускорений (S-А)
Схема кулочкового механизма
кулачкового механизма
Диаграммы движения толкателя

лист2.cdw

План сил диады 2-3 К
План сил кривошипа К
План сил диады 4-5 К
Курсовой проект по ТММ

лист5.cdw

Диаграмма приведенных ускорений (S-А)
Схема кулочкового механизма
кулачкового механизма
Диаграммы движения толкателя

записка.doc

Синтез и анализ рычажного механизма5
1 Структурный анализ механизма 5
2 Определение недостающих размеров6
3 Определение скоростей точек механизма7
4 Определение ускорений точек механизма8
5 Диаграммы движения выходного звена9
6 Определение угловых скоростей и ускорений9
7 Определение скоростей и ускорений центров масс звеньев10
8 Аналитический метод расчёта механизма10
Силовой расчет рычажного механизма13
1 Определение сил тяжести и сил инерции13
2 Расчет диады 4-514
3 Расчет диады 2-314
4 Расчет кривошипа15
5 Определение уравновешивающей силы Рур методом рычага
6 Определение мощностей16
7 Определение кинетической энергии и приведенного момента
Геометрический расчет зубчатой передачи. Проектирование
планетарного механизма18
1 Геометрический расчет зубчатой передачи18
2 Проектирование планетарного редуктора19
3 Определение частот вращения аналитическим методом 21
4. Определение частот вращения графическим методом 22
Синтез и анализ кулачкового механизма23
1 Построение диаграмм и определение масштабных коэффициентов24
2 Минимальный радиус кулачка24
3 Построение профиля кулачка25
4 Определение максимальной скорости и ускорения толкателя25
Список использованной литературы26
В механизмах привода поперечно строгальных станков используется механизм обеспечивающий главное возвратно-поступательное движение резания. Основная масса механизмов использующихся в данных станках это кулисные механизмы. Они обеспечивают заданную скорость рабочего хода и повышенную скорость холостого хода. Расчёт и проектирование данных механизмов является важным этапом в образовании инженера.
В курсе предмета «Теория машин механизмов и манипуляторов» получаются навыки расчёта механизмов машин. Комплексным подходом к закреплению полученных знаний является выполнение курсового проекта по данному курсу. В курсовом проекте осуществляется синтез и расчёт кулисного механизма построение и расчёт зубчатого зацепления и кулачкового механизма. При выполнении работы используются все знания полученные за курс предмета.
Синтез и анализ рычажного механизма
Ход ползуна: Н= 250 мм;
Коэффициент производительности: К=137;
Межосевое расстояние: О1О2 = 320 мм;
Сила полезного сопротивления: Qпс = 1750 Н;
Частота вращения кривошипа: nкр= 65 мин -1;
Схема механизма (Рис. 1).
Рис. 1.1 – Схема механизма
1Структурный анализ механизма
Степень подвижности механизма :
где к=5 – число подвижных звеньев
p1=7 – число одноподвижных кинематических пар
p2=0 – число двухподвижных кинематических пар.
Разложение механизма на структурные группы Асура :
Формула строения механизма:
I(0;1) II2(2;3)II2(4;5)
Механизм II класса второго порядка.
2Определение недостающих размеров механизма
Неизвестные размеры кривошипа и кулисы определяем в крайних положениях механизма. Крайними положениями являются положения в которых кулиса касается кривошипной окружности.
Угол размаха кулисы:
Строим 12 планов механизма приняв за начало отсчёта крайнее положение соответствующее началу рабочего хода механизма.
Масштабный коэффициент длин Кl:
3 Определение скоростей
Расчёт скоростей выполняется для третьего положения.
Частота вращения кривошипа: nкр = 78 мин-1.
Угловая скорость кривошипа:
где 1 – угловая скорость кривошипа радс.
Масштабный коэффициент скоростей:
Из системы векторных уравнений определяем скорость точки :
Значение скоростей из плана скоростей
Скорость точки В определяем по свойству подобия:
Из системы векторных уравнений определяем скорость точки С:
Значения скоростей для 12 положений сводим в таблицу 1.1.
Таблица 1.1 – Значения скоростей
Величина скорости мс
4 Определение ускорений
Расчёт ускорений выполняется для третьего положения.
Ускорение точки А кривошипа:
Масштабный коэффициент ускорений:
Пересчётный коэффициент:
Из системы векторных уравнений определяем ускорение точки кулисы:
Расчёт корриолисового и нормального ускорений:
Вектора корриолисового и нормального ускорений на плане ускорений:
Значения ускорений точки на плане ускорений:
Ускорение третьей точки кулисы В определяем по свойству подобия:
Система уравнений ускорения точки С:
Определяем нормальное ускорение:
Вектор нормального ускорения на плане ускорений:
Значение ускорения точки В на плане ускорений:
Значения ускорений для 12 положений сводим в таблицу 1.2.
Таблица 1.2 – Значения ускорений
Величина ускорения мс2
5 Диаграммы движения выходного звена
Диаграмма перемещения S-t строится используя полученную из плана механизма траекторию движения точки В.
Масштабные коэффициенты диаграмм:
6 Определение угловых скоростей и ускорений
Угловые скорости и ускорения звеньев механизма определяем в 1-ом положении.
7Опредление ускорений центров масс звеньев механизма.
Ускорение центров масс звеньев определяем из планов ускорений:
Силовой анализ рычажного механизма
Масса кулисы m3=10 кг;
Масса кулисы m4=5 кг;
Масса ползуна m5=30 кг;
Сила полезного сопротивления Qпс=1800 Н.
Схема механизма (Рис. 5).
Рис. 5 – Расчётная схема механизма
1 Силы тяжести и силы инерции
Центральные моменты инерции шатунов:
Главные моменты сил инерции шатунов:
Момент M4 заменим результирующей силой приложенной в точке Т4 звена на расстоянии h4 от линии действия :
Составляем уравнение равновесия диады 4-5
R50 + Q + U5 +G5 + U4 +G4 + Rt43 + Rn43 = 0
т.к. в уравнении 3 неизвестных составляем уравнение моментов относительно точки С:
Строим план сил диады 4-5 в масштабе
Длины векторов определим из формул:
Из плана сил определяем реакции
R50 = R50· Кр = 1479· 10 = 11479 Н
Rn43 = Rn43 · Кр = 2372 · 10 = 2372 Н
R43 = R43 · Кр = 2387· 10 = 2387 Н
Выделяем из механизма диаду 23. Нагружаем её силами G3 U3 и реакциями R34 = - R43 R21 R30.
Под действием этих сил диада 23 находится в равновесии.
Уравнение равновесия диады 23:
Уравнение содержит три неизвестные поэтому составляем дополнительно уравнение моментов сил относительно точки O2 и находим силу R21:
Выбираем масштабный коэффициент сил:
Вектора сил на плане сил:
Значение силы на плане сил:
Уравнение равновесия кривошипа
Реакция R12 известна и равна по величине но противоположна по направлению реакции R21 . Уравнение имеет 2 неизвестные.
Значения сил на плане сил:
Строим повёрнутый на 900 план скоростей прикладываем к нему все внешние силы действующие на механизм.
Уравнение моментов относительно полюса Pv и определяем Pу:
Погрешность расчёта силы Ру:
6Определение мощностей
Потери мощности в кинематических парах:
Потери мощности на трение во вращательных парах:
- реакция во вращательной паре
Суммарная мощность трения
Мгновенно потребляемая мощность
Мощность привода затрачиваемая на преодоление полезной нагрузки.
7 Определение кинетической энергии механизма
Кинетическая энергия механизма равна сумме кинетических энергий входящих в него массивных звеньев.
Приведенный момент инерции
Проектирование зубчатого зацепления. Синтез планетарного редуктора
1 Геометрический расчет равносмещенного зубчатого зацепления
Число зубьев на шестерне
Число зубьев на колесе
Коэффициент высоты головки зуба
Коэффициент радиального зазора
Суммарное число зубьев колес
Поскольку то проектируем неравносмещенное зубчатое зацепление.
Коэффициент смещение
Делительное межосевое расстояние
Начальное межосевое расстояние
Коэффициент воспринимаемого смещения
Коэффициент уравнительного смещения
Высота головки зуба
Толщина зуба по делительному диаметру
Начальная толщина зуба
Угол профиля по окружности вершин
Толщина зуба по окружности вершин
Шаг по основной окружности
Коэффициент перекрытия
Погрешность определения коэффициента зацепления:
где ab и p находим из чертежа картины зацепления.
Масштабный коэффициент построения картины зацепления.
2. Синтез планетарного редуктора
Частота вращения вала двигателя
Частота вращения кривошипа
Знак передаточного отношения – «+»
Номер схемы редуктора №1 (рис. 6 ).
Передаточное отношение простой передачи
Общее передаточное отношение редуктора
Передаточное отношение планетарной передачи
Формула Виллиса для планетарной передачи
Передаточное отношение обращенного механизма выраженное в числах зубьев.
Представим полученное отношение в виде
Выбираем числа зубьев
Условие соосности выполнено
Делительные диаметры
Угловая скорость вала двигателя
Линейная скорость точки A
Масштабный коэффициент Kv
Масштабный коэффициент построения плана редуктора
3 Определение частот вращения
Масштабный коэффициент плана частот вращения
Частоты вращения полученные графическим способом.
n5= n4 =(0-5)×Kn= 1167×10=1167 мин-1
n6=(0-6)×Kn= 758×10=758мин-1
n3=n2=(0-2)×Kn= 1420 ×10= 14200 мин-1
Определение погрешностей
Синтез и анализ кулачкового механизма.
Максимальный угол давления
Максимальный ход толкателя
Рабочий угол кулачка
Исходная диаграмма движения толкателя:
1 Построение кинематических диаграмм и определение масштабных коэффициентов.
По заданному графику скорости толкателя V = f(t) прямым интегрированием по методу хорд получаю график перемещения и прямым дифференцированием график ускорения толкателя.
где h – максимальный подъем толкателя;
– максимальная ордината графика соответствующая заданному подъему толкателя мм.
Масштабный коэффициент времени:
где – рабочий угол кулачка;
– частота вращения кулачка;
– длина отрезка на оси абсцисс графика изображающая время поворота кулачка на рабочий угол.
Масштабный коэффициент скорости толкателя:
где KS – масштабный коэффициент перемещения;
Kt – масштабный коэффициент времени;
Масштабный коэффициент ускорения толкателя:
где KV – масштабный коэффициент скорости;
Базы интегрирования: H1= 40 мм H2=40 мм.
2 Определение минимального радиуса и построение профиля кулачка.
Для построения профиля кулачка принимаем масштаб кинематической схемы механизма равной
Выбор минимального радиуса кулачка
Минимальный радиус кулачкового механизма выбираю из условия выполнения заданного угла давления α=30°.
Для этого строю совмещённый график К полученному графику провожу две касательные под углом давления α=30°.
Точка пересечения касательных образует зону выбора центров вращения кулачка. Соединив выбранную точку с началом графика получаю значение минимального радиуса кулачка .
Значение минимального радиуса центрового профиля кулачка с графика :
Минимальный радиус действительного профиля кулачка:
Построение профиля кулачка
Построение профиля кулачка произвожу методом обращённого движения.
Масштабный коэффициент построения:
В выбранном масштабе строю окружность радиуса Откладываю фазовый рабочий угол Делю этот угол на 8 частей. Через точки деления провожу оси толкателя в обращённом движении. Для этого через точки деления провожу касательные к окружности радиуса дезаксиала е=0мм. Вдоль осей толкателя от окружности минимального радиуса откладываю текущие перемещения толкателя в выбранном масштабе. Соединив полученные точки имеем центровой профиль кулачка. Обкатывая ролик по центровому профилю во внутрь получаю действительный профиль кулачка.
3 Определение максимальных значений скорости и ускорения толкателя
Максимальное значение скорости толкателя:
Максимальное значение ускорения толкателя:
Список использованных источников
Артоболевский И.И. Технология машин и механизмов. М.: Наука 1998. –720с.
Кожевников С.И. Технология машин и механизмов. М.: Машиностроение
Кореняко А. С. Курсовое проектирование по технологии машин и механизмов. Киев Вища школа 1970. – 330с.
Машков А.А. Технология машин и механизмов. Мн.: Высшая школа 1967. – 469с.
Филонов И.П. Технология машин и механизмов. Мн.: Дизайн ПРО 1998. – 428с.
Фролов К.В. Технология машин и механизмов. М.: Высшая школа 1998. – 494с.