Проектирование планетарного, кулачкового и рычажного механизмов долбежного станка

Содержание

Введение

. Синтез и анализ рычажного механизма

.1 Структурный анализ механизма

.2 Определение недостающих размеров

.3 Определение скоростей точек механизма

.4 Определение ускорений точек механизма

.5 Диаграммы движения выходного звена

.6 Определение угловых скоростей и ускорений

.7 Определение ускорений центров масс звеньев механизма

. Силовой анализ механизма

.1 Определение сил инерции и сил тяжести

.2 Расчет диады 4-5

.3 Расчет диады 2-3

.4 Расчет кривошипа

.5 Определение уравновешивающей силы методом Жуковского

.6 Определение мощностей

.7 Определение кинетической энергии механизма

. Проектирование зубчатого зацепления. Синтез планетарного редуктора

.1 Геометрический расчет равносмещенного зубчатого зацепления

.2 Синтез планетарной передачи

.3 Определение частот вращения

. Синтез и анализ кулачкового механизма

.1 Построение кинематических диаграмм и определение масштабных коэффициентов

.2 Определение минимального радиуса кулачка

.3 Построение профиля кулачка

Заключение

Список использованных источников

Введение

Долбежный станок предназначен для долбления пазов и внутренних канавок в отверстиях деталей, а также для строгания вертикально расположенных поверхностей. Резание металла осуществляется резцом, закрепленным в резцовой головке ползуна 5, при его возвратно-поступательном движении в вертикальном направлении.

Для осуществления движения резца служит шестизвенный кривошипно-кулисный механизм с качающейся кулисой. Кривошипно-кулисный механизм с качающейся кулисой состоит из кривошипа 1, камня 2, кулисы 3, шатуна 4 и ползуна 5.

На рисунке приведена схема привода долбежного станка. От электродвигателя движение через планетарный редуктор и зубчатую передачу Z5-Z6 передается на кривошипный вал О2-О2 кривошипно-кулисного механизма.

На одном валу с кривошипом и зубчатым колесом Z5 находится кулачок 7, который приводит в движение толкатель (а, б, в), связанный с механизмом подачи стола.

1. Синтез и анализ рычажного механизма

Расчётная схема

Исходные данные:= 300 мм;

К = 2;

мм;

;кр = 100 об/мин;

.1 Структурный анализ механизма

Степень подвижности механизма:

где n=5 - число подвижных звеньев=7 - число одноподвижных кинематических пар=0 - число двуподвижных кинематических пар

Разложим механизм на структурные группы Ассура:

Формула строения механизма:

Механизм 2-го класса, 2-го порядка.

1.2 Определение недостающих размеров

Угол размаха кулисы:

Длина кривошипа:

Так как ход долбяка равен 300 мм и угол размаха кулисы , то длину BO2 выбираем 300мм.

Длину ВС определим из соотношения:

 мм;

Масштабный коэффициент построения схемы:

 м/мм

Строим планы скоростей и ускорений механизма, приняв за начало отсчёта крайнее положение, соответствующее началу рабочего хода механизма.

.3 Определение скоростей точек механизма

Скорость точки А кривошипа определяем по формуле:

 м/с

гдеw - угловая скорость кривошипа, равная:

 с-1

План скоростей будем строить в масштабе:

 м/(с·мм)

Скорость точки А’ определим графическим решением системы уравнений:

На плане  мм

 м/c

Скорость точки B определяем по подобию:

Абсолютная величина скорости точки B:

 м/с

Скорость точки С определим графическим решением системы двух векторных уравнений:

На плане мм

Абсолютная величина скорости точки С:

 м/с

Для всех остальных положений, скорости определяются аналогично.

Полученные результаты сводим в таблицу 1.1

Таблица 1.1

.4 Определение ускорений точек механизма

Ускорение точки А определяем по формуле:

 м/с²

Выбираем масштабный коэффициент для построения плана ускорений:

 м/(с²·мм)

Ускорение точки А’ определяется графическим решением системы уравнений:

 м/с²

 м/с²

Абсолютная величина ускорения точки А’:

 м/с²

Ускорение точки В находим из подобия:

 мм

 м/c²

Ускорение точки С найдём решив систему уравнений:

 м/с²

Ускорение остальных положений определяем аналогично.

Таблица 1.2

1.5 Диаграмма движения выходного звена

рычажный долбежный станок кулачковый

Масштабные коэффициенты диаграмм:

 м/(с·мм)

 м/(с²·мм)

 м/мм

 град/мм

 с/мм

.6 Определение угловых скоростей и ускорений

рад/

 рад / с

 рад /с².

 рад / с

 рад /с².

2. Силовой анализ механизма

Исходные данные:

Масса долбяка,

Масса шатуна,

Масса кулисы,

Сила полезного сопротивления,

Диаметр цапф,

.1 Определение сил инерции и сил тяжести

Определение сил тяжести звеньев, сил инерции, центральных моментов инерции шатунов, главных моментов сил инерции шатунов и силы полезного сопротивления

Силы инерции:

Центральные моменты инерции шатунов:

Главные моменты сил инерции шатунов:

.2 Расчет диады 4-5

Для расчета этой диады изобразим ее со всеми приложенными к ней силами. Действия отброшенных связей заменяем реакциями  и

- действие стойки на пятое звено;

 - действие коромысла на четвертое звено.

Составим уравнение равновесия диады 4-5:

;

Составим сумму моментов сил звена 4 относительно точки С:

Выбираем масштабный коэффициент

Считаем отрезки плана сил в миллиметрах:

Строим план сил по уравнению сил, в том порядке как силы стояли в уравнении.

Значения сил из плана сил:

.3 Расчет диады 2-3

Изобразим диаду со всеми приложенными к ней силами. В точках А и О2 взамен отброшенных связей прикладываем реакции и . В точке В прикладываем ранее найденную реакцию.

Составляем уравнение равновесия диады 2-3.

Составим уравнение моментов относительно точки :

Считаем отрезки плана сил в миллиметрах:

Находим значения сил  и  из уравнения сил:

.4 Расчет кривошипа

Изобразим кривошип с приложенными к нему силами и уравновешивающей силой , эквивалентной силе действия на кривошип со стороны двигателя. Действие отброшенных связей учитываем вводя реакции  и . Определяем уравновешивающую силу, считая, что она приложена в точке А кривошипа, перпендикулярно ему. Составляем уравнение равновесия кривошипа.

Строим план сил в масштабе .

Значения сил из плана сил:

.5 Определение уравновешивающей силы методом Жуковского

Строим повернутый на 900 план скоростей и в соответствующих точках прикладываем все внешние силы, включая и силы инерции. Составим уравнение моментов относительно точки , считая  неизвестной:

Подлинность графического метода:

2.6 Определение мощностей

Потери мощности в кинематических парах:

Потери мощности на трение во вращательных парах:

,

где - коэффициент

- реакция во вращательной паре,

- радиус цапф.

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:

3. Проектирование зубчатого зацепления. Синтез планетарного редуктора.

.1 Геометрический расчет равносмещенного зубчатого зацепления

Исходные данные:

Число зубьев на колесе 

Модуль 

Угол профиля рейки  

Коэффициент высоты головки зуба

Коэффициент радиального зазора

Суммарное число зубьев колес

Поскольку , то проектируем равносмещенное зубчатое зацепление.

Коэффициент смещения:

Угол зацепления:

Делительное межосевое расстояние:

Высота зуба:

Высота головки зуба:

Высота ножки зуба:

Делительный диаметр:

Основной диаметр:

Диаметр вершин:

Диаметр впадин:

Толщина зуба по делительному диаметру:

Делительный шаг:

Шаг по основной окружности:

Радиус галтели:

Коэффициент перекрытия:

Погрешность определения коэффициента зацепления:

где ab и p находим из чертежа картины зацепления.

. Масштабный коэффициент построения картины зацепления.

.2 Синтез планетарного редуктора

Исходные данные:

Модуль

Частота вращения вала двигателя

Частота вращения кривошипа

Числа зубьев

Номер схемы редуктора

Знак передаточного отношения "-"

Схема планетарного редуктора.

. 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

. Подбор чисел зубьев

Условие соосности выполняется

Получаем числа зубьев: z1=54, z2=18, z3=12, z4=48

. Делительные диаметры

. Линейная скорость точки A колеса z1

. Масштабный коэффициент Kv

. Масштабный коэффициент построения плана редуктора

.3 Определение частот вращения

Масштабный коэффициент плана частот вращения

Частоты вращения, полученные графическим способом.

4. Синтез и анализ кулачкового механизма

.1 Построение кинематических диаграмм и определение масштабных коэффициентов

Исходные данные:

а) диаграмма движения выходного звена

б) частота вращения кривошипа

в) максимальный размах колебателя

г) рабочий угол кулачка

д) длина колебателя

е) число зубьев шестерни

ж) число зубьев колеса

Роликовый колебатель.

По заданному графику скорости колебателя, графическим дифференцированием строим график перемещения и график ускорения.

Базовые величины интегрирования:

Масштабный коэффициент углового перемещения.

где-максимальное значение ординаты графика, соответствует заданному размаху колебателя.

Масштабный коэффициент времени

где - частота вращения кулачка

=120 мм - длина отрезка на оси абсцисс графика изображающая время поворота кулачка на рабочий угол.

Масштабный коэффициент угловой скорости колебателя.

Масштабный коэффициент углового ускорения

.2 Определение минимального радиуса кулачка

Принимаем масштабный коэффициент построения . Откладываем из точки А в масштабе  и строим угол размаха колебателя. Линейное перемещение конца колебателя:

Строим график . На концах приведенных скоростей во всех положениях колебателя строим угол давления и определяем в масштабе минимальный радиус кулачка

4.3 Построение профиля кулачка

Профиль кулачка строим с применением метода обращенного движения. Масштабный коэффициент построения.

Проводим окружности радиусом, а затем окружность радиусом О1А. От точки А на окружности радиуса О1А откладываем рабочий угол кулачка . Делим его на 10 равных частей. Из точки А от окружности минимального радиуса строим дугу Cmax угла размаха колебателя. Соединяем полученные точки, получаем центровой профиль кулачка.

Выбираем радиус ролика:

Обкатываем ролик по центровому профилю вовнутрь, получаем действительный профиль кулачка.

Заключение

При выполнении курсового проекта были сделаны чертежи синтеза и анализа планетарного механизма, кулачкового механизма, силового анализа механизма и синтез рычажного механизма.

Следовательно, закреплены знания в области теории механизмов и машин.

Список использованных источников

1. А.А. Машков, Теория механизмов и машин. - Вышэйшая школа, г. Минск, 1967 г. - 469 с.

2. С.Н. Кожевников, Теория механизмов и машин. - Машиностроение, г. Москва, 1969 г. - 583 с.

3. А.С. Кореняко, Курсовое проектирование по теории механизмов и машин. - Вища школа, г. Киев, 1970 г. - 330 с.

4. И.П. Филонов, Теория механизмов, машин и манипуляторов. - Дизайн ПРО, г. Минск, 1998 г. - 428 с.

5. И.И. Артоболевский, Теория механизмов и машин. - Наука, г. Москва, 1998 г. - 720 с.

6. К.В. Фролов, Теория механизмов и машин. - Высшая школа, г. Москва, 1998 г. - 494 с.