Проектирование долбёжного станка

Пояснительная записка - МОё.doc

Синтез эвольвентного зубчатого зацепления 7
Анализ и синтез кулачкового механизма 12
Кинематический анализ плоского рычажного механизма 18
Силовой анализ механизма 26
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ 29
Пояснительная записка
ПРОЕКТИРОВАНИЕ И ИССЛЕДОВАНИЕ МЕХАНИЗМОВ ДОЛБЕЖНОГО СТАНКА С ВРАЩАЮЩЕЙСЯ КУЛИСОЙ
Краткое описание работы механизмов 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 1 ползун с резцовой головкой 2 стол 3 механизм привода и механизм подачи (рис. 2—1).
Рис. 2—1. Общий вид долбежного станка с вращающейся кулисой.
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 1 камня 2 кулисы 3 шатуна 4 и ползуна 5 (рис. 2—2).
Рис. 2—2. Схема кривошипно-кулисного механизма с вращающейся кулисой.
Ход ползуна Н выбирается в зависимости от длины обрабатываемой поверхности lд с учетом перебегов lп в начале и конце рабочего хода. Средняя скорость резания vрез (средняя скорость поступательного движения ползуна при рабочем ходе) обеспечивается при помощи привода состоящего из электродвигателя 4 ременной передачи зубчатой передачи 5—6 и кривошипно-кулисного механизма (рис. 2—1). Число двойных ходов ползуна в минуту равное числу оборотов кривошипа (n1 обмин) определяют по заданной скорости резания vрез и коэффициенту изменения скорости Кv. Дисковый кулачок 7 сидящий на одном валу с кривошипом осуществляет поворот храпового колеса 10 через ролик 9 и коромысло 10. Храповое колесо осуществляет движение поперечной подачи стола 3 (рис. 2—3 рис. 2-1).
Рис. 2—3. Схема кулачкового механизма поперечной подачи стола.
При проектировании кулачкового механизма необходимо обеспечить заданный закон изменения ускорения толкателя (рис. 2—4) и осуществить подачу во время верхнего перебега резца (в конце холостого и в начале рабочего ходов) в соответствии с циклограммой приведенной на рис. 2—5.
Рис. 2—4. Закон изменения ускорения толкателя кулачкового механизма.
При проектировании и исследовании механизмов привода и подачи станка считать известными параметры приведенные в табл. 2—1.
Рис 2—5 Циклограмма работы механизмов долбежного станка
Примечание (рис. 2—2):
Силами трения между ползуном 5 и направляющими пренебречь.
Центры тяжести звеньев 1 и 3 расположены соответственно в точках О и D.
Весом звеньев 2 и 4 основного механизма при расчетах пренебречь. Веса звеньев механизма и их моменты инерции заданы ориентировочно.
Численные значения для вариантов
Длина перебега резца
Коэффициент изменения скорости резания ползуна
Отношение длины шатуна 4 к длине кривошипа 3
Момент инерции кулисы относительно оси проходящей через центр тяжести
(сила сопротивления)
Отношение определяющее положение центра тяжести шатуна
Момент инерции шатуна относительно оси проходящей через центр тяжести
Коэффициент неравномерности вращения кривошипа
Момент инерции вращающихся деталей приведенных к валу кривошипа
Соотношения между ускорениями толкателя (рис. 2-3б)
Наибольшее перемещение центра ролика толкателя
Максимально допустимый угол давления в кулачковом механизме
Числа зубьев колес 5 6
Глава 1. Синтез эвольвентного зубчатого зацепления
1 Расчет параметров зубчатого зацепления:
Коэффициенты смещения:
Делительные диаметры:
Делительное межосевое расстояние:
Межосевое расстояние:
Передаточное число:
Начальные диаметры:
Коэффициент воспринимаемого смещения:
Коэффициент уравнительного смещения:
Диаметры вершин зубьев:
Окружной делительный шаг:
Окружные делительные толщины зубьев:
Начальные окружные толщины зубьев:
Угол профиля зуба на окружности вершин:
Окружные толщины зубьев по вершинам:
Радиусы кривизны эвольвенты на вершине зуба:
Длина линии зацепления:
Длина активной линии зацепления:
Коэффициент перекрытия:
Радиус кривизны эвольвенты в нижней точке активного профиля:
Радиус кривизны эвольвенты в граничной точке эвольвенты:
27. Вычисление коэффициента толщины зуба на вершине
2 Определение размеров зубьев:
3 Построение графиков
График зон двухпарного зацепления
29. Определение скорости скольжения в зацеплении
Величину скорости скольжения в зацеплении можно определить по формуле:
Зная угловую скорость колеса и передаточное число найдем угловую скорость шестерни:
Подставив в исходное уравнение вычисленные значения угловых скоростей а также измерив на чертеже длину отрезка pp1 получим:
Построив график скоростей скольжения определяем из него VB в соответствии с масштабным коэффициентом:
33. Вычисление удельных скольжений
Удельные скольжения λ1 и λ2 характеризуют изнашивание активных профилей зубьев.
Формула для вычисления коэффициента удельных скольжений для шестерни:
Формула для вычисления коэффициента удельных скольжений для колеса:
Так как фактически зацепление происходит по активной линии зацепления то удельные скольжения целесообразно исследовать лишь в пределах .
Результаты расчетов коэффициентов удельных скольжений для шестерни и колеса приведены в таблице 1
34. Определение масштабных коэффициентов
Масштабный коэффициент для построения картины зацепления профилей зубьев колес а также графика зон двухпарного зацепления
Масштабный коэффициент для построения зубчатого зацепления:
Масштабный коэффициент для построения графика скоростей скольжения в зацеплении:
Масштабный коэффициент для построения диаграммы коэффициентов удельных скольжений:
Расчёт планетарного редуктора.
Определим общее передаточное отношение
Uоб = = Uпл* U56 *Uр.п. (1)
где nдв = 1440 обмин – частота вращения двигателя;
nкр =10827 обмин – частота вращения кривошипа;
Uoб = выражая из формулы (1) Uпл = где U5-6 передаточное отношение шестерен 5 к 6. U5-6===227;
Uр.п. передаточное число ременной передачи которое выбираем из табл. в приделах 2 4 выбираем Uр.п.=234.
с другой стороны Uпл =
–требование выполняется -целое число.
Число определяется из условия соседства:
Принимаем для удобства увеличим z1 z2 z3 в 2 раза получаем
проверим передачу на условие сборки без натягов(при K=3; р=0):
– получаем целое число т.е. передача собирается без натягов.
Глава 2. Анализ и синтез кулачкового механизма
1 Определение фазовых углов кулачкового механизма а также величины перемещения толкателя.
Угол рабочего профиля кулачка равен: φр =φу +φдс. +φвоз =
Угол дальнего стояния: φдс =15°
Угол подъёма: φвоз =
Максимальный угол давления в кулачковом механизме: [] = 36°
Величина перемещения толкателя равна: h = 0088 м
2 Вычисление графиков функций отражающих зависимость перемещения толкателя от угла поворота аналога скорости толкателя от угла поворота и аналога ускорения толкателя от угла поворота.
Вычисление графика зависимости перемещения толкателя от угла поворота кулачка.
Согласно закону движения выходного звена с равномерным убывающим ускорением формула для вычисления перемещения толкателя имеет вид:
где φу – фазовый угол удаления толкателя выраженный в радианах; φ – угол поворота кулачка в пределах фазового угла выраженный в радианах.
Для построения графика разобьем угол удаления φу на 13 интервалов и вычислим значение перемещения в 13 точках.
Зависимости аналога скорости толкателя от угла поворота кулачка.
Согласно закону движения выходного звена с равномерным убывающим ускорением формула для вычисления аналога скорости толкателя имеет вид:
Для построения графика разобьем угол удаления φу на 13 интервалов и вычислим значение аналога скорости в 13 точках.
Вычисление графика зависимости аналога ускорения толкателя от угла поворота кулачка.
Согласно закону движения выходного звена с равномерным убывающим ускорением формула для вычисления аналога ускорения толкателя имеет вид:
Для построения графика разобьем угол удаления φу на 13 интервалов и вычислим значение аналога ускорения в 13 точках.
Масштабные коэффициенты1152. Масштабный коэффициент для построения графиков зависимости перемещения толкателя от угла поворота:
Масштабный коэффициент для построения графиков зависимости аналога скорости толкателя от угла поворота:
Масштабный коэффициент для построения графика функции отражающего зависимость аналога ускорения толкателя от угла поворота:
Масштабный коэффициент для угла поворота:
3 Определения минимального радиуса кулачка.
Кулачковый механизм с поступательным толкателем.
Откладываем на вертикальной прямой значения перемещений взятые с графика перемещения толкателя. Смотрим на график аналога скорости и поворачиваем вектор скорости на 90°в направление движения кулачка и откладываем от соответствующих точек на прямой.
Масштабный коэффициент построения геометрического места центров вращения кулачка и профиля кулачка:
Так как нет силового замыкания то строим вторую половину графика.
Проводим касательные к данному контуру под углом передачи к вектору скорости.
Эти прямые ограничивают область допустимых значений для минимальных значений радиуса кулачка. При этом минимальным радиусом будет кратчайшее расстояние от точки пересечения до контура. Rmin= 35 мм Кратчайшее расстояние в расчетах брать нельзя так как угол давления будет достигать максимальных значений возможно замыкание и КПД будет маленьким. Поэтому минимальный радиус кулачка увеличивают на 15% и выбирают точку внутри области. Ro=1287 мм.
Определение угла давления:
Радиус ролика выберем наименьшим из условий
Определение профильного угла
Определение полярного радиуса Ri
Глава 3. Кинематический анализ рычажного механизма
1 Определение рычажного механизма
По кинематической схеме видно что этот механизм получен из исходного механизма I класса (звено входящие в кинематическую цепь со стойкой) и группа Асура: диады 2-го вида и диады 3-го вида.
а) Подвижных звеньев-5: кривошип кулиса камень кулисы шатун
б) КП: I стойка-кривошип II кривошип-камень кулисы III камень кулисы-кулиса IV кулиса-стойка V кулиса-шатун VI шатун-ползун VII ползун-стойка
в) Степень подвижности: W=3*n-2*p5-p4
Механизм работоспособен и возможно только одно ведущее звено так как W=1. Выходным звеном является ползун Е.
ВВП – диада второго вида Механизм 1-го класса
ВПВ – диада третьего вида
2 Определение размеров звеньев
Масштабный коэффициент для построения технологического механизма в 12 положениях:
3 Построение плана скоростей и ускорений.
Построения плана скоростей механизма.
Угловая скорость начального звена:
Масштабный коэффициент:
Скорость точки B5 найдем из условия подобия.
Определяем угловое ускорение скорость точки центров масс кулисы и кривошипа.
Построение плана ускорений механизма для 5 положения.
Угловое ускорение звена BС определяется:
Определим ускорения центров масс звеньев:
4 Построение диаграмм.
Первой выполняется диаграмма S – φ по перемещениям ведомого звена полученного при построении схемы механизма в 12 положениях. Затем диаграмма V – φ и a – φ
Масштабный коэффициент для построения диаграмм.
Построение диаграммы сил сопротивления при прессовании.
Значения усилий прессования в долях от PCMAX в зависимости от положения ползуна.
Определение погрешности между значениями полученными вычислениями и компьютерным способом:
Расчет в программе ТММ – Analyzer:
КИНЕМАТИЧЕСКОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ
Пользователь: Азанов СО.
Руководитель: Филимонов И.Е.
*********************** Исходные данные ************************
Длина кривошипа 1_= 0090 м
Начальный угол поворота кривошипа FIO= -78300 (град.)
способ сборки =-1Х«-01384Y=00000
звено присоединения =2 XF=0(0280YF=00000
L1 = 00000; тета1 = 000; L2 = 00000;тета2 = 000
способ сборки =-1Х=00000Y=00000
звено присоединения =0 XF=15708YF=00200
L1 * 02080; тета1 = 000; L2 = 00000;тета2 = 000
В программе приняты следующие обозначения: AJ - точка А j-ой группы BJ - точка В j-ой группы FJ - угол FI1 j-ой группы PJ - угол FI2 j-ой группы V и W - символы аналога скорости и ускорения таким образом: VXA1 - проекция аналога скорости точки А1 1-ой группы на ось X MU1 и MU2 - углы передачи
*********************** Расчетные данные ***********************
Векторные кинематические параметры получены в виде проекций на оси координат Все угловые кинематические характеристики получены в градусах !
Точка М 21 : № группы «2 № звена = 1 ХМ= 0104 YM= 0000
ХМ 21 003181 -000565 - 003809 -004222 -001390 002379 005616 007897 009115 009236 008258 006205
YM 21 003421 002426 -002517 -012354 -021411 -024233 -022006 -016974 -010931 -005321 -000939 002048
VXM 21 -006639 -007261 -004253 002867 004590 006927 005326 003358 001284 -000822 -002908 -004910
VYM 21 000723 -005039 -014428 -021030 -011630 000210 007566 011095 011513 009659 007056 0 04295
WXM 2 1 -002718 001186 010987 012990 005620 002251 -00355 -003895 -004008 -004019 -003931 - 003670
WYM 21 -008360 -014266 -020475 003193 025251 018422 010067 003615 -001796 -004706 -005057 -005718
Точка М 12 : № группы «1 Nfi звена = 2 ХМ=-0045 YM= 0000
ХМ 1 2 002675 001487 004045 000313 000219 006325 007564 -013045 -03253 -013313 -011219 007226
YM 1 2 008813 006719 -002826 001825 005987 000854 008813 006719 002826 - 001825 -005993 008545
VXM 1 2 -008813 -006719 -002826 001825 002267 008545 004317 003454 003968 - 005634 -005624 -005945
VYM 12 -000008 -001478 -003523 -004236 -006543 -003425 002934 001965 002164 001654 001425 001181
WXM 1 2 -001767 002436 002315 001363 005620 -004354 -002364 -001843 -001522 -005423 -003452 -001393
WYM 12 -002725 -003241 -001930 004023 003168 002908 002912 001765 001348 -002354 -002236 -001815
FI1 2817 3117 3417 117 17 717 1017 1317 1617 1917 2217 2517
ХА1 001825 005987 008545 008813 006719 002826 -001825 -005987 -008545 -00881 3 -006719 -002826
YA1 -008813-006719 -002826 001825 005987 008545 008813 006719 002826 -001825 -005987 -008545
Глава 4. Силовой анализ механизма.
1 Определение сил действующих на звенья 4-5.
Масштабный коэффициент для построения мех-ма:
Сила сопротивления при долблении для 5 положения
F34+Fi5+R05 + Fрез+G4 +G5+Fi4+ Fn34+ Fi5=0
ΣFi F34-Fi4·sin31+ R05 =0
ΣF -Fn34+Fрез-Fi4·cos31- G4 -G5 -Fi5=0
ΣMS4=0; -M -F34·h1 +Fn34·h2 +Fрез·h3 +R05·h4 –(G5 +Fi5)· h3=0
h4 = h1 = 10385мм h3 = h2 = 544мм
Из плана сил находим:
2 Определение сил действующих на звенья в 3-4.
Fx03+R23+ Fi3+ Fy03+ FИ3=0
ΣFi Fx03+R23·cos6.5 – Fi3·cos21=0
ΣF Fy03 - R23·sin6.5 – Fi3·sin21 + FИ3 –G=0
ΣMS3=0; M3 - R23·S3A5+ Fy03·h1 - Fx03·h2 – F43·h3=0
h1 = 0.002 м h2 = 0.019 м h3 = 0.0092 м.
Из плана сил находим что F03= 552 H.
Девойно Г.Н. Курсовое проектирование по ТММ
Методические указания по выполнению курсового проекта по ТММ III части 1978
Артоболевский И.И. Теория механизмов и машин «Наука» 1975
Федеральное агентство по образованию
Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования
«Уральский государственный технический университет – УПИ имени первого Президента России Б.Н.Ельцина»
Факультет общего и специального машиностроения
Кафедра прикладной механики
ПРОЕКТИРОВАНИЕ И ИССЛЕДОВАНИЕ МЕХАНИЗМОВ
пояснительная записка к курсовому проекту по теории механизмов и машин
студент: Азанов С.О.
Преподаватель: Филимонов И.Е.

111111.cdw

Основная окружность R
Начальная окружность R
Делительная окружность R
Схема зубчатого зацепления
График зон двухпарного зацепления
График относительных скоростей скольжения
График коэффициентов удельных скоростей скольжения

Сега2.3.cdw

План ускорений в 5 положении
План скоростей в 5 положении
Кинематический анализ
плоскорычажного механизма
Механизм долбежного

2й ЛИСТ.cdw

Механизм долбежного
Определение минимального радиуса кулачка
профиль действительный
График изменения угла давления