Объем и содержание курсового проекта.

Реферат

Техническое задание:

Примечание:

2.2 Подбор чисел зубьев

Лист 4. Проектирование кулачкового механизма поперечной подачи стола.

Литература

Долбежный станок предназначен для долбления пазов и внутренних канавок в отверстиях деталей, а также для строгания вертикально расположенных поверхностей.

Станок имеет следующие основные узлы: станину, ползун с резцовой головкой, стол, электродвигатель, коробку скоростей и передаточные механизмы.

коробки скоростей, зубчатой передачи и кулисного механизма. Подача охлаждающей жидкости в зону резания обеспечивается при помощи шестереночного насоса и системы трубопроводов.

Во время перебега в конце холостого и начале рабочего ходов 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. Поворот толкателя 6 осуществляется от дискового кулачка, закрепленного на одном валу с кривошипом. Регулирование подачи стола производится путем изменения длины рычага MN, что позволяет изменять количество зубьев, захватываемых собачкой и, следовательно, обеспечить поворот ходового винта на требуемый угол.

Таблица 1.1

По заданному коэффициенту изменения скорости вычисляется угол перебега 9:

Найдем длину хода:

Длину звена ED найдем из соотношения:

Результаты вычислений приведены в таблице 1.2

Таблица 1.2

Вычисление значений скоростей, передаточных функций и передаточных отношений.

Определим среднюю угловую скорость:

Далее из соотношения

Результатом этого является такой план скоростей (для положения 1)

Построив план скоростей для всех положений, находим передаточные функции и отношения :

Результаты представлены в таблице 2:

Таблица 2

График сил.

Заданные силы: Сила тяжести ползуна: G5=350 H,

Сила резания: F=1500 H.

Результаты подсчетов приведены в таблице 3

Таблица 3

Графики работ движущих сил и сил сопротивления

Работа сил сопротивления за цикл равна:

Работа движущих сил за цикл равна

Границы интегрирования изменяются в пределах от 0 до 360 .

График AFi()=AC() строют методом графического интегрирования графика MFiпр(), выбрав отрезок интегрирования K=30мм. Так как суммарная работа должна быть в пределах цикла равна 0, то график работы движущих сил AMi()=AД(), строящейся так же методом графического интегрирования графика MMiпр(), можно проверить соединив начало и конец графика AFi() затем отобразить получившийся отрезок относительно оси абсцисс. Если в следствие этих операций отрезок совпал с графиком AMi() , то построение графиков работ сделано правильно.

Масштаб графиков работ равен:

4. График переменных приведенных моментов инерции JIIпр звеньев 2ой группы

Сумма приведенных моментов инерции звеньев, совершающих плоское, возвратно-поступательное движение, является велчиной переменной и для краткости обозначается J_II^пр.

В данном случае во вторую группу входят звенья 3 и 5. 3-врашающаяся кулиса, 5-ползун. Их моменты инерций расcчитываются в соответствие со следующими формулами:

Результаты заносят в таблицу 4.1

5. Построение графика кинетической энергии

При установившемся режиме начальное звено, которое обычно является главным валом машины (например, коленчатым валом основ-ного механизма), вращается с обобщенной угловой скоростью

,

изменяющейся по некоторому периодическому закону. В течении цикла щ колеблется относительно среднего значения щср.

Эти колебания определяют неравномерность вращения , которая оценивается коэффициентом неравномерности

где щmax и щmin - соответственно наибольшее и наименьшее значения щ за цикл. Из данного уравнения видно, что при заданных силах, определяющих A У, размах колебаний угловой скорости щ зависит от приведенного момента инерции всего механизма. Изменятьпр практически возможно лишь за счетподбирая необходимую маховую массу и тем самым ограничивая размах колебаний угловой скорости щ так, чтобы коэффициент неравномерности д имел заданное значение. Необходимый момент инерции связан с коэффициентом неравномерности д соотношением

где ( ?ТI)нб - наибольшее изменение кинетической энергии I группы

звеньев за цикл, Дж; щср - средняя угловая скорость начального звена , рад/с.

Значение ( ?ТI)нб определяется по способу Н.И. Мерцалова следующим образом. Кинетическая энергия механизма равна сумме кинетических энергий всех его звеньев. Учитывая разделение звеньев на группы, можно записать

Т = ТI + ТII , откуда ТI = Т - ТII , где Т = A У + Тн -

полная кинетическая энергия механиз-ма; ТII - кинетическая энергия II группы звеньев

Отсюда можно построить график и определить по нему

( ?ТI)нб = ТI max - ТI min , где ТI max и ТI min

соответственно наибольшее и наименьшее значения кинетической энергии I группы звеньев за цикл.

Поскольку

ось абсцисс A ,нужно перенести вниз на ординату соответствующую начальной кинетической энергии Тнач .

Кинетическую энергию TII звеньев 2 и 3 выразим через JII

-

Закон изменения щ

1 еще неизвестен Поэтому для определения TII воспользуемся приближенным равенством, впервые предложенным Н.И. Мерцаловым

-

Так как щ1cр = const , то TII можно считать пропорциональной JIIпр, а

построенную кривую JIIпр принять за приближенную кривую TII, вычислив масштаб мT. Масштаб графика TII

, мм/Дж;

ТI = Т - ТII.

Следовательно, при построении кривой TI необходимо из ординат

кривой T в каждом положении механизма вычесть отрезки,изображающие ТII. Длины вычитаемых отрезков:

,

где yТIIi - ордината, взятая из графика TII, мм, мT - масштаб графика TII , мм/Дж;

мA - масштаб графика T, мм/Дж

Полученная кривая TI - приближенная, так как построена вычитанием из точной кривой T приближенных значений TII .

6. Определение необходимого момента инерции маховых масс

Построив кривую, найдем на ней точки, соответствующие TI max и TI min, откуда получим, максимальное изменение кинетической энергии I группы звеньев за цикл:

,

где (Дy ) TI нб - отрезок, изображающий (ДТ1)нб в масштабе мA ,мм

Необходимый момент инерции JIпр подсчитывается по формуле

,

Допущение, что щ1 ? щcр при построении графика TII( f) не вносит заметной ошибки в расчет при малых значениях д.

Для данного случая: =77,81мм, =0,936 мм/Дж, следовательно, =83,13Дж

Далее

6.1 Для вычисления размеров и массы маховика необходимо определить его момент инерции

Iдоп:

Iдоп= IIпр -Iврдет

где IпрI - момент инерции первой группы звеньев ,

Iврдет - сумма приведенных моментов инерции вращающихся деталей, связанных с начальным звеном постоянным передаточным отношением. В данном случае IIпр=37.44кг*м2, а махоыой момент движущихся частей складывается из махового момента ротора электродвигателя Iрот=0,0175кг*м2 и махового момента зубчатых механизмов и шкивов, приведенный к валу кривошипа А: Iзуб=7,5кг*м2

Iдоп= IIпр -Iврдет =37,44-7,5-0,0175=29,9225кг*м2

1. Маховик - обод со спицами и ступицей

внутренний диаметр D1=0.8 D2=0,8*0,8623=0,6898м

ширина b=0.2D2=0,2*0,8623м=0,1724м

масса m=6123(D22-D21) b=282,62кг

2. Маховик - диск

Диаметр

=0,722м

Ширина b=0.2D =0,144

Масса m=1230D3 =462,9кг

Чтобы найти угловую скорость начального звена, необходимо знать начальные условия, которые для установившегося движения заранее неизвестны . Поэтому воспользуемся тем, что при малых значениях коэффициента неравномерности д верхняя часть графика TI(f), изображающая изменение кинетической энергии TI, приближенно изображает так же изменение угловой скорости.

мщ = мA ? JIпр?щ1ср ,мм/(рад.с-1).

Чтобы перейти от изменения угловой скорости к ее полному значению, необходимо определить положения оси абсцисс f графика щ1(f). Для этого через середину отрезка, изображающего разность (щ1max - щ1min) проводится горизонтальная штриховая линия, которая является линией средней угловой скорости щ1ср. Расстояние от линии щ1ср до оси абсцисс определяется по формуле:

,

Получив положение оси абсцисс f на графике щ(f) можно определить щ1н, затем кинетическую энергию механизма в начальном положении по формуле

,

8. Силовой расчет основного рычажного механизма

Силовой расчет производим при угле поворота равном 210° относительно прямой, соединяющей опоры кривошипа и кулисы.

8.1 Исходные данные

₁=9.28 рад/с;

₁=-1.32 рад/с2;

Fрез=1500 Н;

G5=350 H;

G3=170 H;

J3S=0.36 кг/м2;

JпрI=37.44 кг/м2;

8.2 Построение плана скоростей и ускорений для заданного положения механизма

;

План ускорений :

;

Нормальное ускорение направлено по прямой АР к центру кривизны траектории движения точки А, тангенциальное ускорение есть вектор

; ; , направлено по вектору

; ;

;

;

Определение главных векторов сил инерции и главных моментов сил инерции

Ф5=-m5aE=-35кг(-1,47м/с2)=51,45 H

MФ1=- JпрI1=-37,44кг*м2(-1,32рад/м2)=49,42 Н*м

MФ3= -J3S3=-0,36кг*м2(-11,87рад/м2)=4,27 Н*м

Определение усилий в кинематических парах

IIВВП(4,5)>IIВПВ(2,3)>IВ(0,1)

Анализ IIВВП(4,5):

ME5=Ф5(0,5lp)-G5(0,5lp)+Fрезlp-F50h5=0

ME4=F43lED=0, отсюда F43=0

Откуда находят:

Анализ IIВПВ(2,3):

MC3= MФ3 + F34h34 -F32lCB=0

8.4 Определение неизвестной внешней силы

из ,находим

Момент найденный при динамическом исследовании Mд*=36.17 Н*м

Погрешность:

9. Проектирование эвольвентной цилиндрической зубчатой передачи и планетарного редуктора

9.1 Проектирование зубчатой передачи

Исходные данные

Модуль зубчатых колес m=2

Угол наклона зуба для колес 1,2 b=0

Числа зубьев Z1=13

Z2=13

Параметры исходного профиля по ГОСТ 13755 - 81:

Угол профиля a=20

Коэффициент высоты зуба ha=1

Коэффициент радиального зазора c=0.25

Качественные показатели зубчатых передач.

Качественные показатели дают возможность произвести оценку передачи при ее проектировании в отношении плавности и бесшумности зацепления, прочности и возможного износа зубьев колес в сравнении с другими передачами по тем же геометрическим показателям. Такая оценка важна для рационального выбора инструмента. В программе расчета зубчатых передач определяются следующие качественные геометрические показатели.

Коэффициенты скольжения зубьев _1,2 учитывают влияние геометрических и кинематических факторов на проскальзывание профилей в процессе зацепления. Коэффициент скольжения есть отношение скорости скольжения v_ск, м/с, и скорости точки контакта по профилю соответственно шестерни и колеса v, м/c.

 ,

где a1,2 - углы, соответствующие расстоянию по линии зацепления N1,2B2,1, град.

О качестве передачи принято судить по максимальным значениям коэффициентов скольжения в точках начала зацепления (В1) и конца зацепления (В2).

Коэффициент удельного давления учитывает влияние радиусов кривизны профилей зубьев на контактные напряжения.

За расчетный коэффициент удельного давления принимают такой, который соответствует контакту зубьев в полюсе зацепления.

где - приведённый радиус кривизны эвольвентных профилей в точке контакта, м; m - модуль колёс, м; z1,2 - числа зубьев шестерни и колеса соответственно; - угол профиля, = 200; w - угол зацепления, град.

Коэффициент уменьшается при увеличении коэффициентов смещения x₁ и х₂.

Коэффициент перекрытия передачи характеризует непрерывность и продолжительность зацепления.

 Здесь 1,2 - угловые шаги соответственно шестерни и колеса, град; а1,2 - профильные углы на вершинах эвольвентных зубьев шестерни и колеса, град; а1,2 - углы торцевого перекрытия, град..

Отметим, что коэффициент торцевого перекрытия уменьшается при увеличении коэффициентов смещения х1, х2.

9.2 Выбор коэффициентов смещения с учетом качественных показателей

От выбора коэффициентов смещения зависит геометрия и качественные показатели зубчатой передачи. Необходимо учитывать следующие рекомендации по выбору коэффициентов смещения x₁ и x₂:

1) передача не должна заклинивать;

2) коэффициент перекрытия проектируемой передачи должен быть больше допустимого > [];

3) зубья у проектируемой передачи не должны быть подрезаны и толщина их на окружности вершин должна быть больше допустимой S_a > [S_a].

Отсутствие подрезания обеспечивается при наименьшем, а отсутствие заострения - при максимальном значении коэффициента смещения, следовательно, должно выполняться неравенство x_1min < x₁ < x_1max

Основными видами повреждений зубьев колес, учитываемыми в методах расчета, являются следующее:

а) выкрашивание и отслаивание материала на боковых поверхностях зубьев преимущественно в окрестностях мгновенной оси относительного вращения (полюса зацепления), вызываемое высокими контактными напряжениями в поверхностном слое зубьев;

б) излом зубьев у вершины в случае их чрезмерного заострения или у основания, где имеют место наибольшие изгибные напряжения;

в) истирание боковых поверхностей зубьев (абразивный износ), наблюдающееся в большей степени в плохо герметизированных передачах;

г) заедание зубьев, возникающее от разрыва масляной пленки; возникновению заедания благоприятствуют высокие контактные напряжения и большие относительные скорости и ускорения зубьев. Принимаем =1,1 .

9.2.1 Построение профиля зуба колеса, изготовляемого реечным инструментом.

Профиль зуба изготовляемого колеса воспроизводится (образуется) как огибающая ряда положений исходного производящего контура реечного инструмента в станочном зацеплении.

Проведём делительную d₁=d_w01 (равенство соблюдается, т. к. заготовка устанавливается без смещения при нарезании зубьев с помощью ИПК) и основную d_b1 окружности, окружности вершин d₁ и впадин d_f1. Далее строим делительную прямую исходного производящего контура реечного инструмента, расположенную на расстоянии смещения x₁ m.

Прямые граничных точек расположены на расстоянии от делительной прямой, а на расстоянии - прямые вершин и впадин; станочно - начальную прямую проводим касательно к делительной окружности в точке P₀ -полюсе станочного зацепления.

Проводим линию станочного зацепления N₁P₀ через полюс станочного зацепления P₀ касательно к основной окружности в точке N₁. Эта линия образует с прямыми исходного производящего контура инструмента углы, равные .

Строим исходный производящий контур реечного инструмента так, чтобы ось симметрии впадины совпадала с вертикалью. Для этого от точки пересечения вертикали с делительной прямой (точка G) откладываем влево по горизонтали отрезок в 1/4 шага и через конец его перпендикулярно к линии зацепления проводим наклонную прямую, которая образует угол с вертикалью. Эта прямая является прямолинейной частью профиля зуба исходного производящего контура инструмента. Закругленный участок профиля строим как сопряжение прямолинейной части контура с прямой вершин или с прямой впадин окружностью радиуса .

Пусть профиль зуба проектируемого колеса касается профиля ИПК контура в точке .

Проводим вспомогательную прямую касательно к окружности вершин. Фиксируем точку пересечения линии и прямолинейной части профиля инструмента и центр окружности закругленного участка профиля точку .Откладываем вспомогательной прямой несколько отрезков равной длины (15…20 мм) и отмечаем точки I, II, III, IV и т.д. Такие же отрезки откладываем на станочно - начальной прямой (точки 1, 2, 3 …) и на дуге делительной окружности (точки 1', 2', 3' …). Из центра колеса через точки 1', 2', 3', … на делительной окружности проводим лучи 01', 02', 03', … до пересечения с окружностью вершин в точках I', II', III', … .

Любое промежуточное положение точки или находим построением соответствующих треугольников. Затем из точек радиусом проводим окружность, а через точки касательно к этим окружностям прямые, которые дают новые положения исходного производящего контура. К полученному ряду положений профиля зуба исходного контура проводим огибающую, которая определяет левый профиль зуба изготовляемого колеса. Далее на окружности вершин откладывают толщину зуба и строят вторую половину профиля этого же зуба.

9.2.2 Построение проектируемой зубчатой передачи

Откладываем межосевое расстояние и проводим окружности: начальные , ; делительные , ;основные , ; окружности вершин , и впадин , .Начальные окружности касаются в полюсе зацепления. Расстояние между делительными окружностями по осевой линии равно воспринимаемому смещению .Расстояние между окружностями вершин одного колеса и впадин другого, измеренное по осевой линии, должно быть равно радиальному зазору .

Через полюс зацепления касательно к основным окружностям колес проводим линию зацепления. Точки касания и называются предельными точками линии зацепления. Линия зацепления образует с перпендикуляром, восстановленным к осевой линии в полюсе, угол зацепления. Буквами и отмечена активная линия зацепления.

Профили зубьев шестерни уже известны; эвольвентную часть профиля зуба колеса строится как траектория точки прямой при перекатывании ее по основной окружности колеса без скольжения. К - точку контакта зубьев. Переходную часть профиля зуба строится приближенно: эвольвентную часть сопрягают с окружностью впадин окружностью радиусом .От построенного профиля зуба откладываем толщину зуба по делительной окружности и проводим аналогичный профиль другой стороны зуба.

9.3 Проектирование планетарного редуктора

Исходные данные

Модуль - m=1

количество сателлитов в редукторе - n=2

передаточное отношение редуктора - U1H=34

Для удобства подбора чисел зубьев колес можно принять U1H=35, в этом случае DU==1, а d=1/35=2,8%. Изменение передаточного отношения редуктора приведет к уменьшению угловой скорости вала:

(nд/2)/n1=U1H, откуда n1=(nд/2)/U1H=770/34=22.64 об/мин,

а n1'=770/35=22 об/мин; Dn1=(n1'-n1)/n1'=(22.64-22)/22.64=2.8%

Число оборотов электродвигателя берется вдвое меньшим, так как двигатель передает движущий момент на редуктор посредством ременной передачи, закрепленной на валах диаметрами 100 и 200мм, и ,следовательно, передаточное отношение с двигателя на редуктор равно 0,5.

В случае двухрядного расположения зубчатых колес полезно использовать методику выбора чисел зубьев на основе разложения заданной величины передаточного отношения на ряд сомножителей A, B, С, D, которые пропорциональны назначаемым числам зубьев z1, z2, z3, z4. Это можно записать виде соотношений: z1~ Aq, z2~ Bq, z3~ Сq,

z4~ Dq. Тогда .

Z1=A(D-C)q;

Z2=B(D-C)q;

Z3=C(A+B)q;

Z4=D(A+B)q.

Получаем Z1=20q, Z2=136q, Z3=39q, Z4=195q. Возьмем q=1.

Z1=20

Z2=136

Z3=39

Z4=195

,

где Z1 - число зубьев центрального колеса, U1H - передаточное отношение от входного звена Z1 к выходному звену - водиле H, k - число сателлитов, Ц - целое число, р - целое число.

Модуль m=1.

Радиусы зубчатых колес:

R1==10 мм

R2==78 мм

R3==19,5 мм

R4==97,5 мм

Планетарный механизм в масштабе мм/м.

Графическая проверка передаточного отношения.

Графическая проверка передаточного отношения данного планетарного механизма строиться определен масштаб мм/м.

Для построения распределения скоростей точек звеньев необходимо знать скорости дух точек. Для звена Z1 это точки О и А, ось Щ неподвижна и ее скорость равна 0. Скорость точки А направлена по касательной к колесу Z1:

Скорость точки А изображается отрезком АА', направление которого совпадает с направлением . Прямая OA' образует угол с вертикалью и является линией распределения скоростей точек на радиусе колеса Z1. Колесо Z4 является неподвижным и через точку С проходит ось мгновенного вращения сателлита Z3, которая образует угол с вертикалью. Скорость оси В блока колес выражается отрезком ВВ'.

Соединяя найденную точку В' и О, находят прямую распределения скоростей для водила Н, которая образует угол с вертикалью.

Передаточное отношение планетарной передачи находят на основе выполненных графических построений по соотношениям:

10. Проектирование кулачкового механизма

Длина толкателя lBM=0.15 м

Максимально допустимый угол давления хдоп=30 град

Соотношение между величинами ускорений толкателя a1/a2=2

Циклограмма движения механизма:

По кинематической диаграмме определяем :

Угол верхнего перебега fпер=82 град

Fпод=fпер-10-15=82-10-15=57 град. fпод=fсп=57 град. fвыст=15 град.

10.1 Построение кинематических диаграмм

fраб=fпод+fвыст+fсп=57+15+57=129 град.

Построение начинаем с заданного графика кинематической передаточной функции ускорения. По оси абсцисс откладывают фазовые углы

fраб=fпод+fвыст+fсп.

Масштаб по оси f:

мf=b/fраб, b - база графиков.

мf=200/129=1,55 мм/град=88,83 мм/рад

Методом графического интегрирования строят график кинематической передаточной функции скорости толкателя. Отрезок интегрирования К1=30 мм.

И аналогично строят график зависимости перемещения толкателя от угла поворота кулачка Sb(f1) графическим интегрированием диаграммы Vqb(f1), выбрав отрезок интегрирования К2=30 мм.

Определяем масштабы по осям ординат построенных графиков:

10.2 Определение основных размеров механизма по допустимому углу давления.