Проектирование поперечно строгального станка с качающейся кулисой

1 лист.cdw

Эвольвентное зубчатое
Поперечно-строгальный станок
с качающейся кулисой
График зон двухпарного зацепления
График скоростей скольжения
Диаграммы кэффицентов удельных скольжений

2 лист..cdw

График изменения угла давления
Определение минимального радиуса кулачка
Поперечно-строгальный станок
с качающейся кулисой
Профилирование кулачка
профиль действительный

3 лист.cdw

План скоростей в положении 4
План ускорений в положении 4
Поперечно строгальный станок
с качающейся кулисой

4 лист.cdw

План положений механизма
действующих на звено 1
План сил действующих на звено 3
действующих на звено 5
Поперечно-строгальный станок
с качающейся кулисой
Силы действующие на штангу 5
Силы действующие на кулису 3
Силы действующие на ползун 2
Силы действующие на кривошип 1

Пояснительная записка ТММ.docx

Краткое описание работы механизмов станка3
Глава 1. Синтез эвольвентного зубчатого зацепления.9
2 Определение размеров зубьев11
3 Построение графиков11
4 Расчет планетарного редуктора12
Глава 2. Анализ и синтез кулачкового механизма13
1 Определение фазовых углов кулачкового механизма а также величины перемещения толкателя.13
2 Вычисление графиков функций отражающих зависимость перемещения толкателя от угла поворота аналога скорости толкателя от угла поворота и аналога ускорения толкателя от угла поворота.13
4 Определение угла давления.18
Масштабный коэффициент для построения графика КПД от угла поворота:19
Глава 3. Кинематический анализ рычажного механизма20
1 Определение рычажного механизма20
Механизм 1-го класса21
ВПВ – диада третьего вида21
2 Определение размеров звеньев21
3 Построение плана скоростей и ускорений.22
Построения плана скоростей механизма.22
Построение плана ускорений механизма.22
4 Построение диаграмм.23
Расчет в программе ТММ – Analyzer25
5 Определение КПД для 4 положения.26
5 Определение зоны мультипликации26
Глава 4. Силовой анализ плоских рычажных механизмов.27
1 Силовой анализ звена 5 (ползун и направляющая).27
2 Силовой анализ звена 4 (ползун).27
3 Силовой анализ звена 3 (кулиса).28
3 Силовой анализ звена 2 (ползун).28
4 Силовой анализ звена 2 (кривошип).29
Пояснительная записка
ПРОЕКТИРОВАНИЕ И ИССЛЕДОВАНИЕ МЕХАНИЗМОВ ПОПЕРЕЧНО-СТРОГАЛЬНОГО СТАНКА С КАЧАЮЩЕЙСЯ КУЛИСОЙ
Краткое описание работы механизмов станка
Поперечно-строгальный станок предназначен для строгания поверхностей. Станок имеет следующие основные узлы: станина 1 ползун 2 с резцовой головкой 3 стол 4 (рис. 3—1). Привод состоит из зубчатой передачи Z4 Z5 планетарного редуктора 6 и электродвигателя 7 (рис. 3—2 а).
Рис. 3—1. Общий вид поперечно-строгального станка с качающейся кулисой.
Рис. 3—2. a) Схема кривошипно-кулисного и кулачкового механизмов.
б) Диаграмма сил сопротивления.
Резание металла осуществляется резцом закрепленным в резцовой головке при его возвратно-поступательном движении в горизонтальном направлении. Для движения ползуна с резцовой головкой используется шестизвенный кривошипно-кулисный механизм с качающейся кулисой (рис. 3—2а) состоящий из кривошипа 1 камня 2 кулисы 3 ползунов 4 и 5. Диаграмма сил сопротивления движению ползуна 5 показана на рис. 3—2 б. Ход ползуна Н выбирается в зависимости от длины lд обрабатываемой поверхности с учетом перебегов lп в начале и конце рабочего хода. Длина хода ползуна может изменяться при наладке станка для обработки конкретных деталей. Средняя скорость резания (скорость поступательного движения при рабочем ходе) выбирается в зависимости от условий обработки. Во время перебегов в конце холостого и в начале рабочего ходов осуществляется перемещение стола на величину подачи с помощью ходового винта. Поворот винта производится посредством храпового механизма состоящего из колёса 10 рычага 11 с собачкой тяги 9 и качающегося толкателя 8 (рис. 3—2 а).
Рис. 3—3. Законы изменения ускорений толкателя кулачкового механизма.
Поворот толкателя 8 осуществляется от дискового кулачка который выполнен в виде паза в теле зубчатого колеса Z5. Регулирование подачи стола производится путем изменения длины рычага LN что позволяет изменять количество зубьев захватываемых собачкой и следовательно обеспечивает поворот ходового винта на требуемый угол. При проектировании кулачкового механизма необходимо обеспечить заданный закон движении толкателя (рис. 3—3) и осуществить подачу стола во время заднего перебега (о конце холостого и в начале рабочего ходов) в соответствии с циклограммой приведенной на рис. 3—4.
Рис. 3—4. Циклограмма работы механизмом строгального станка.
При проектировании и исследовании механизмов привода и подачи станка считать известными параметры приведенные в табл. 3—1.
Веса и моменты инерции звеньев механизма даны ориентировочно. Массой звеньев 2 и 4 пренебречь.
Глава 1. Синтез эвольвентного зубчатого зацепления.
1Расчет 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:
2 Определение размеров зубьев:
Ширина зубчатого венца: b = φab*aw b= 04*6397=26 (мм)
3 Построение графиков
График зон двухпарного зацепления
Масштабный коэффициент:
Шаг по основной окружности
График скоростей скольжения
Относительная скорость:
Масштабный коэффициент:
Диаграмма коэффициентов удельных скольжений
Коэффициент удельного скольжения:
4 Расчет планетарного редуктора
Определим общее передаточное отношение
)По условию соосности:
+54=126-54=72 – верно
)По условию сборки без натягов:
Где k – число сателлитов
– целое число т.е. передача собирается без натягов
)По условию соседства:
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 +φвоз =
Угол возвращения: φвоз =
Максимальный угол давления в кулачковом механизме: [] = 33°
Величина перемещения толкателя равна: h = 0039 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 Sмм.
Согласно закону движения толкателя при удалении и возвращении формула для вычисления перемещения толкателя при его удалении имеет вид:
Где φi – угол поворота кулачка в пределах фазового угла а
Для построения графика разобьем угол удаления φу на 7 интервалов и вычислим значение перемещения в 7 точках.
Вычисление графика зависимости скорости толкателя от угла поворота кулачкаS’ мм.
Согласно закону движения толкателя при удалении и возвращении формула для вычисления аналога скорости толкателя при его удалении имеет вид:
где φi – угол поворота кулачка в пределах фазового угла
Для построения графика разобьем угол удаления φу на 7 интервалов и вычислим значение аналога скорости в 7 точках.
Вычисление графика зависимости ускорения толкателя от угла поворота кулачка S’’ мм.
Согласно закону движения толкателя при удалении и возвращении формула для вычисления аналога ускорения толкателя при его удалении имеет вид:
Для построения графика разобьем угол удаления φу на 11 интервалов и вычислим значение аналога ускорения в 11 точках.
Масштабные коэффициенты
Масштабный коэффициент для построения графиков зависимости перемещения толкателя от угла поворота:
Масштабный коэффициент для построения графиков зависимости аналога скорости толкателя от угла поворота:
Масштабный коэффициент для построения графика функции отражающего зависимость аналога ускорения толкателя от угла поворота:
Масштабный коэффициент для угла поворота:
3 Определения минимального радиуса кулачка.
Кулачковый механизм с качающимся 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:
Проводим касательные к данному контуру под углом передачи к вектору скорости.
Угол передачи: γ =90°- [] γ=57°.
Эти прямые ограничивают область допустимых значений для минимальных
значений радиуса кулачка. При этом минимальный радиусом будет кратчайшее расстояние от точки пересечения до контура.
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 и выбирают точку внутри области. Ro=159 мм.
Из схемы кулачкового механизма е=23 (мм).
Вычисляем радиус кулачка в зависимости от угла поворота φ.
Для первого положения:
4 Определение угла давления.
Определяем угол давления только на фазе удаления так как высшая пара имеет силовое замыкание и заклинивание механизма может произойти только на фазе удаления:
Результаты вычислений приведены в таблице расчётов.
Масштабный коэффициент для угла давления:
Результаты расчётов представлены в таблице:
Масштабный коэффициент для построения графика КПД от угла поворота:
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 ползун
I) стойка-кривошип; II) кривошип-камень кулисы; III) камень кулисы-кулиса;
V) кулиса-шатун; VI) шатун-ползун; VII) ползун-стойка;
в) Степень подвижности:
Механизм третьего семейства. Кинематические пары: I – стойка и кривошип; II – кривошип ОА и шатун АВ; III – шатун АВ и ползун В; IV – ползун В и стойка; число кинематический пар р5 = 4.
Степень подвижности механизма:
W = 3n-2p5-p4 = 3* 3-2 4=1
Механизм работоспособен и возможно только одно ведущее звено так как W=1.
Механизм 1-го класса
ВВП - диада второго вида
ВПВ – диада третьего вида
2 Определение размеров звеньев
OC=038 м = 380 мм DD=H= 045 м = 450 мм
Масштабный коэффициент для построения технологического механизма в 12 положениях:
3 Построение плана скоростей и ускорений.
Построения плана скоростей механизма.
Угловая скорость начального звена:
Коэффициент построения плана скоростей для 3 положения механизма:
Из полюса точки Р проведем отрезок перпендикулярно ОА в сторону вращения ОА. ИЗ точки Р проведем луч перпендикулярный CD. Из точки А опускаем перпендикуляр на этот луч точка пересечения . Pm –переносная скорость кулисы. Продолжаем отрезок до точки d где pdpm=CDAC. рd=16527 мм. Из точки р проведем луч параллельный оси Ч из d опускаем перпендикуляр на эту ось и ставим точку к (получив скорость ползуна). Центр масс кулисы точка
Из плана скоростей найдем:
Угловая скорость кулисы
Построение плана ускорений механизма.
Так как кривошип вращается равномерно (=0) точка А будет иметь только центростремительное ускорение (aAт=0 aAт=·lОА).
Масштабный коэффициент для построения плана ускорения:
Из полюса точки p проводим отрезок pa. из точки а проведем отрезок ak.
в направлении обратном направлению . Из точки р проведем отрезок в направлении от D к C. Из точки m проводим луч перпендикулярный CD. Из точки k проводим луч параллельный CD. На пересечении лучей получим точку n и соединим ее с p. Продолжим отрезок pn до точки d где pddn=CDAC. Из точки d опустим перпендикуляр на этот луч и получим точку f. Отрезок pd делим пополам точкой центра масс S3.
Из плана ускорений получим
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.
Определение погрешности между значениями полученными вычислениями
и компьютерным способом:
Расчет в программе ТММ – Analyzer:
******************** КИНЕМАТИЧЕСКОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ ********************
Пользователь: Андреев А.С.
Руководитель: Филимонов И.Е.
*********************** Исходные данные ************************
Длина кривошипа L= 0117 м
Начальный угол поворота кривошипа FIO= 198000 (град.)
способ сборки =-1 Х=00000 Y=00000
звено присоединения =0 ХF=00000YF=-03800
L1 = 00000;тета1 = 000;L2 = 00000;тета2 = 000
***********************************************************************
В программе приняты следующие обозначения:
AJ - точка А j-ой группы BJ - точка B 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 A1 1-ой группы на ось Х
MU1 и MU2 - углы передачи
*********************** Расчетные данные ************************
Векторные кинематические параметры получены в виде проекций на оси координат
Все угловые кинематические характеристики получены в градусах !
FI 1 1980 2280 2580 2880 3180 3480 3780 4080 4380 4680 4980 5280
XA 1 -011128 -007828 -002432 003615 008694 011444 011128 007828 002432 -003615 -008694 -011444
YA 1 -003615 -008694 -011444 -011128 -007828 -002432 003615 008694 011444 011128 007828 002432
VXA 1 003615 008694 011444 011128 007828 002432 -003615 -008694 -011444 -011128 -007828 -002432
VYA 1 -011128 -007828 -002432 003615 008694 011444 011128 007828 002432 -003615 -008694 -011444
WXA 1 011128 007828 002432 -003615 -008694 -011444 -011128 -007828 -002432 003615 008694 011444
WYA 1 003615 008694 011444 011128 007828 002432 -003615 -008694 -011444 -011128 -007828 -002432
P 1 -44 -45 -46 -48 -50 -50 -50 -49 -48 -46 -45 -44
VP 1 -000037 -021030 -041902 -038897 -016290 003185 014780 020844 023330 023068 019963 012986
WP 1 -032399 -045930 -023890 033222 044428 029166 016052 007739 002013 -003049 -009122 -018232
MU 1 2700 2700 2700 2700 2700 2700 2700 2700 2700 2700 2700 2700
Исследуем дапазон изменения угла кривошипав интервале от 1980 до 5580 градусов
Точка M 12 : № группы =1 № звена = 2 ХM= 0728 YM= 0000
XM 1 2 -022416 -018788 -006640 009707 020158 022297 018806 012037 003577 -005343 -013569 -019826
YM 1 2 031263 032334 034497 034150 031954 031301 032329 033798 034712 034604 033524 032048
VXM 1 2 000026 014791 030378 020064 011395 -002207 -010395 -014966 -016964 -016748 -014278 -009096
VYM 1 2 000008 003951 002782 -003776 -003284 000710 002780 002509 000835 -001232 -002709 -002575
WXM 1 2 022440 033135 018485 -030438 -031614 -020235 -011700 -006079 -001658 002498 007065 013106
WYM 1 2 007262 005519 -011143 -007691 007099 006433 001482 -002188 -003886 -003700 -001613 002433
5 Определение КПД для 4 положения.
5 Определение зоны мультипликации.
Глава 4. Силовой анализ плоских рычажных механизмов.
1 Силовой анализ звена 5 (ползун и направляющая).
2 Силовой анализ звена 4 (ползун).
3 Силовой анализ звена 3 (кулиса).
a=730 мм; b=17973 мм; c=2652 мм
3 Силовой анализ звена 2 (ползун).
4 Силовой анализ звена 2 (кривошип).
Составим уравнение суммы моментов относительно точки О:
где a=38 мм; b=113 мм
Составим уравнение суммы сил:
В результате силового анализа мы определили реакции во всех шарнирах и опорах рассчитали все силы действующие на каждое звено механизма. Нагрузки на звенья небольшие так как действует небольшая сила сопротивления и малый вес ведомого звена. Во всех шарнирах и опорах нагрузки не превышают 4000 Н.
Силу сопротивления движения ползуна превышают практически все реакции.
Это объясняется тем что механизм – мультипликатор. Это же объясняет довольно низкий КПД по сравнению с механизмом редукторного типа (=0502)
Артоболевский И.И. «Теория механизмов и машин» «Наука» 1975
Девойно Г.Н. Курсовое проектирование по ТММ
Методические указания по выполнению курсового проекта по ТММ III части 1978